Аэродинамическое совершенствование клапанов паровых турбин с целью снижения потерь давления в системе паровпуска тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.01, кандидат технических наук Серегин, Валерий Андреевич

• Серегин, Валерий Андреевич
• кандидат технических наук
• 1984

Оглавление диссертации кандидат технических наук Серегин, Валерий Андреевич

Введение

1. Обзор литературы

1.1. Результаты экспериментальных исследований регулирующих клапанов

1.2. Расчетные методы исследования регулирующих клапанов

1.3. Течение влажного пара в клапанных каналах.

1.4. Вопросы надежности систем парораспределения

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Аэродинамическое совершенствование клапанов паровых турбин с целью снижения потерь давления в системе паровпуска»

Рост единичной мощности блоков ТЭС и АЭС предъявляет повышенные требования к эксплуатационной надежности всех агрегатов. Известно, что на долю систем автоматического регулирования и парораспределения падает 30% аварийных отказов работы паровых турбин. Из этого количества отказы клапанов составляют заметную величину. На различных этапах развития турбостроения находили применение разные конструкции клапанов. Выбор конструкции определялся в основном параметрами пара, и на заре турбостроения предъявляемым требованиям вполне отвечал тарельчатый клапан. Недостатком такого типа клапанов является большое паровое усилие, которое приходится преодолевать в момент отрыва. С ростом начальных параметров и мощности турбин наметился переход к диффузорным, односе-дельным клапанам обтекаемой формы. Уменьшить отрывное усилие можно путем сокращения диаметра посадки клапана, увеличив расчетную скорость пара в горле седла. Но увеличение скорости приводит к увеличению потерь давления и понижению экономичности турбины. Дальнейшие попытки сократить усилия, необходимые для отрыва клапана, привели к конструкции разгруженных двухседельных клапанов. Последние, обеспечивая эффективную разгрузку клапана на всех режимах работы, не обеспечивают требуемой плотности закрытия / X /, и в настоящее время турбины с начальным давлением пара свыше 10 МПа выполняются с односедельными клапанами.

В связи с широким использованием влажнопаровых турбин (в Европейской части СССР в ближайшей перспективе практически все новые конденсационные электростанции сооружаются на ядерном топливе / 2 /) актуальным является вопрос о работе элементов парораспределения в двухфазных средах / 3 /. Изучение влияния влажности и режимных параметров на характеристики потока в клапане приобретает особое значение в связи с поломками и выходом из строя соплового аппарата первой ступени и штоков клапанов турбин, работающих на насыщенном и влажном паре. Однако решение указанной проблемы представляет большие трудности в связи со сложностью и малой изученностью физических процессов в клапане.

Настоящая работа ориентирована на исследование структуры потока пара и определение влияния отдельно выделенных элементов клапана на эффективность паровпуска турбин. При этом в основу всей работы положен принцип максимального практического использования полученных результатов.

В первой главе диссертации выполнен обзор конструкций клапанов, выделены наиболее перспективные направления их совершенствования. Проведен анализ экспериментальных и расчетно-теорети-ческих исследований. На основании анализа выполненных работ определены задачи настоящего исследования.

Во второй главе дано описание экспериментальных установок и моделей исследования. Приведена оценка погрешности экспериментов.

Третья глава посвящена расчетным и опытным исследованиям по влиянию геометрических и режимных параметров на структуру потока пара в клапанном канале.

В четвертой, главе рассмотрено влияние конструктивных факторов на интегральные характеристики клапанов. Приведены виброакустические характеристики различных клапанных систем.

В пятой главе приведены результаты исследования течения влажного пара в клапанах. Рассмотрено влияние начальной степени влажности на расходные характеристики и коэффициенты потерь энергии. Проведено сравнение эффективности диффузорных и бездиффузор-ных клапанов.

Шестая глава посвящена результатам натурных испытаний клаланов турбин K-3QQ-24Q ДМЗ и оценке экономической эффективности внедрения клапанов конструкции МЭИ.

Исследования проведены в секторе диффузорных течений газодинамического отдела проблемной лаборатории турбомашин имени А.Б.Щегляева в соответствии с планом НИР и являются частью работ, направленных на изучение течения рабочей среды в клапанах и других диффузорных каналах.

Автор искренне признателен коллективу кафедры Паровых и газовых турбин, в частности, зав. отделом Каращук В.Е., к.т.н. Киселеву Л.Е., к.т.н. Касилову В.Ф., к.т.н. Абрамову В.И., инж. Погорелову С.И., асп. Кауркину В.Н., вед. инж. Денисову В.Н., ст. инж. Парамонову А.Н., ассистенту Грибину В.Г., инж. Щеннико-вой Л.В. за помощь, оказанную при выполнении настоящей работы.

I. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ

I.I. Результаты экспериментальных исследований клапанов

В большинстве работ, посвященных исследованиям систем паро-расцределения турбин, рассматриваются лишь некоторые вопросы, связанные с решением проблемы создания клапанов, имевдих минимальное гидравлическое сопротивление при полном подъеме и высокую надежность при всех положениях чаши. Решение указанной проблемы представляет достаточно сложную задачу, так как в процессе работы органов парораспределения турбины изменяется и геометрия клапанного канала,и перепад давления на нем. Картина течения, возникающая на различных участках системы паровпуска, определяется ее конкретным конструктивным исполнением. Для стационарных паровых турбин характерна схема, приведенная на рисДД и состоящая из входного трубопровода, клапанной коробки, собственно клапана, седла и конического диффузора. При входе в клапанную коробку происходит внезапное расширение потока. Затем он ускоряется в кольцевом зазоре, образованном чашей клапана и седлом, и далее либо тормозится в диффузоре при дозвуковых скоростях, либо продолжает ускоряться, если перепад давлений а- ъ/р. мелзду клапанной коробкой

Рд и выходом из диффузора Pg обеспечивает переход к сверхзвуковым скоростям, т.е. £д

По данным работы / 4 / величина зависит от степени расширения клапанного канала /7 = F^JFMUfi , где ^ - выходная площадь диффузора, а - минимальная площадь канала, и может быть найдена по соотношениют sm = е* +(i-ь) уi- j^t

Здесь droa z ^ог/% ~ потеря давления полного торможения в клапане;

5% - критическое отношение давлений.

Авторы / 4 /, рассматривая спектр течения в клапане, отмечают наличие зон отрыва потока, которые наблюдаются за минимальным

Аэродинамическая схема обтекания клапана.';.7о сггегата а) - продольный разрез; б) - поперечный разрез

Рис. Li сечением кольцевой щели при различных подъемах чаши ft и отношениях давлений fps Pz/P0 . Зоны отрыва потока располагаются на нижней поверхности чаши и на входном участке седла за минимальным сечением. Отрыв потока вызывает значительные пульсации давления. Приведенные в работе спектры течения показывают, что при отношениях давлений Е0<<Ет за минимальным сечением образуется система двух криволинейных скачков уплотнения: один скачок возникает при обтекании чаши, а второй - на стенке диффузора. Отрывы потока наблюдаются в зоне расположения скачков. Показано, что устранение отрыва в клапане возможно путем уменьшения положительных градиентов давления на участках кольцевого канала за минимальным сечением. Соответствующим црофилированием чаши и входных участков седла (входная часть диффузора выполняется с плавно меняющейся кривизной образующих) значительно улучшается структура потока в клапане.

Весьма подробные исследования особенностей течения пара в клапанной системе проведены Робожевым А.В. / 5 /. Рассматривая движение рабочей среды в клапанной коробке,он предложил схему течения, изображенную на рис. I.I б, где клапан представлен в виде такого неудобообтекаемого тела как цилиндр, расположенный в симметричной коробке. В отличие от схемы обтекания, предложенной Камыриным Б.И. / 6 /, согласно которой причиной возникновения циркуляционного движения в клапанной коробке является одиночный вихрь, образующийся за клапаном (рис. 1.2), предполагается возникновение двух кормовых вихрей, противоположного по направлению вращения. Если моменты количества движения равны, то вся система оказывается устойчивой, если различны - возникает циркуляционное движение рабочей среды вокруг оси клапана в направлении движения части потока с большим моментом количества движения, что вызывает повышение аэродинамического сопротивления системы.

Схема образования кольцевого вихря

Коэффициенты сопротивления клапанов

Рис. 1.3

Чтобы устранить подобное явление, в клапанной коробке со стороны, противоположной вводу пара, устанавливается разделительное ребро, а сам клапан экранируется перфорированной цилиндрической поверхностью - паровым ситом. Такие меры, по данным работ /6, 7/f позволили снизить потери давления в клапанах различных турбин более чем в 2 раза.

Однако испытания с симметричным и несимметричным подводом пара в клапанную коробку / 5 / показали, что установка разделительного ребра целесообразна только в случае несимметричного подвода, а установка парового сита не принесла положительного результата и даже увеличила общие потери в системе. Вместе с тем в промышленных установках очевидно трудно обеспечить симметричное обтекание клапана и избежать вихря, поэтому установку разделительного ребра следует считать целесообразной. Данные натурных испытаний клапанов / 8 / и опыт эксплуатации турбин убедительно подтверждают необходимость таких конструктивных мер.

Расхождение в результатах натурных испытаний / 6-10 / и опыта Робожева А.В. / 5 / видимо можно объяснить неполным моделированием клапанной коробки в исследованиях / 5 /. На это косвенно указывает тот факт, что в опытах с различными по форме клапанными коробками (цилиндрической, овальной, обтекаемой) были получены одинаковые уровни потерь (опытные точки практически наложились на одну кривую Б (йР) ). В результате был сделан вывод об отсутствии влияния формы клапанной коробки на гидравлические потери в клапане. Из приведенных в работе данных следует, что исследуемая коробка имела значительно большие относительные размеры, чем в натурных турбинах. В этой связи цредставляет определенный интерес работа /6/, посвященная этому же вопросу. Показано, что циркуляционное движение в клапанной коробке может возникнуть при достижении некоторых критических размеров. Испытания проводились на воздушном стенде и заключались в определении коэффициента сопротивления и визуальных наблюдениях за характером течения в клапане. Коэффициент сопротивления определялся по формуле / II / где йР - разность давлений в сечениях I-I и 2-2; f , Са -соответственно плотность и среднерасходная скорость в сечении I-I (рис. 1.1).

Результаты рассматриваемых опытов представлены на рис. 1.3 в виде зависимости ? s"fi (Эк/dt) для двух соотношений между диаметром подводящего трубопровода drp и диаметром узкого сечения диффузора c/i » равных d-rpjdj- 1,05 и dTp/df- 1,85. Если в первом случае скорости в трубопроводе и в узком сечении диффузора были почти одинаковыми, то во втором - в диффузоре они заметно превышали скорость подвода рабочей среды. В результате уровень потерь при повышенных скоростях в клапанном канале заметно увеличился и составил величину порядка 10$ (кривая 6) против 1,5-г2,0 % в первом случае (кривые 2, 3, 4). Отмеченные кривые были получены при наличии разделительных ребер и парового сита в клапанной коробке .

В случае, когда эти ребра отсутствовали, для определенных значений отношения Вк/с/1 фиксировалось резкое увеличение сопротивления, обусловленное возникновением циркуляционного течения. Указанное течение возникало при .Дг /V/- 2,8 (кривая 7), если drpjd\ - 1,05, и при (кривая 5), если drp/dj - 1,85.

На целесообразность установки дроссельных сеток и различных разделительных ребер указывают также и авторы работы / 12 /, исследовавшие течение в шиберных клапанах. Полученные соотношения для кризисных размеров клапанной коробки являются весьма важными, но вряд ли их можно распространять на другие клапанные системы, так как границы возможного кризисного увеличения потерь зависят от многих конструктивных и режимных параметров. Б рассматриваемой задаче все элементы паровпуска в той или иной степени влияют на величину общих потерь. Условно их можно расчленить на потери, связанные с расширением канала между сечениями I-I и а-а (рис. I.I), на потери, вызванные поворотом и обтеканием чаши между сечениями а-а и б-б, на потери, обусловленные резким сужением проходной площади между сечениями б-б и г-г, и, наконец, на потери в диффузорном седле между сечениями г-г и 2-2. Ясно,что любое изменение каждой из указанных составляющих неизбежно ведет к перераспределению потерь между остальными контрольными сечениями. Именно такой вывод о возможном влиянии друг на друга отдельных элементов клапанной системы и сделан в работе / 5 /. Например, чем эффективнее диффузор, тем выше его пропускная способность и выше скорость в узком сечении. Следовательно, имеет место и увеличение скорости пара как в трубопроводах, так и в клапанной коробке, что ведет к росту потерь на указанных участках тракта. Б результате суммарные потери могут либо уменьшиться, либо увеличиться в зависимости от того, какой элемент тракта является главным источником потерь.

Среди работ, посвященных рассмотрению физической картины течения в клапанах, наибольший интерес представляет работа Ржезни-кова Ю.В. / 13 /. Исследуя течение в плоских клапанных каналах, он установил три его основных формы. При первой форме обтекания поток отрывается от чаши и прилегает к седлу, при третьей форме -отрывается от стенок седла и прилегает к чаше. Вторая форма обтекания - переходная от первой к третьей - асимметричная: с одной стороны модели поток прилегает к седлу, а с другой - к чаше. Какая из форм обтекания реализуется в данной модели, зависит от конструкции ее стенок, а также от режимных параметров. Обычно безотрывно обтекается та стенка канала, которая имеет меньшую кривизну и ближе по направлению к потоку в минимальном сечении (то есть для безотрывного обтекания требуется меньший поворот струи). Дополнительным фактором, способствующим отрыву потока, служит нарушение плавности стенки (уступ или излом ее поверхности). По мере подъема чаши клапана изменяется геометрия канала и перепад давления, вследствие чего изменяются и формы обтекания: для малых открытий характерна первая форма обтекания, третья форма реализуется при больших открытиях. При этом переход от одной формы обтекания к другой осуществляется либо путем однократного скачкообразного смещения струи в канале между клапаном и седлом, либо путем ее многократных интенсивных пульсаций. Наблюдения на плоских моделях и измерения усилий на штоках натурных клапанов дали основания автору / 13 / сделать вывод, что причиной значительных силовых воздействий потока пара на натурные клапаны являются, в первую очередь, неустойчивость и изменение форм обтекания. Исследования также показали, что если потери в клапане при полном открытии значительны, то максимум пульсаций давлений за клапаном лежит в области больших открытий. В этих условиях мероприятия, приводящие к снижению потерь, одновременно снижают и максимальные пульсации давления. Если потери при полном открытии невелики, то максимальный уровень пульсаций относится к частичным открытиям. В области максимума наблюдаются крупномасштабные низкочастотные пульсации давления, свидетельствующие о значительных изменениях структуры потока.

На основании проведенного анализа течения автор рекомендует клапанный канал профилировать так, чтобы при всех подъемах чаши основные геометрические факторы, определяющие форму обтекания, действовали в одном направлении, а их влияние было достаточно четким и устойчивым.

Поверхность канала, на которой предлагается осуществить безотрывное обтекание, должна иметь возможно меньшую кривизну и меньшее изменение направления потока. Поверхность, у которой поток должен отрываться, следует выполнять с большой кривизной и отклонением на возможно больший угол от направления потока, а положение отрыва рекомендуется фиксировать резким изменением кривизны уступом или изломом.

Аналогичные идеи были высказаны позднее в работах /14, 15 /, посвященных обеспечению надежности клапанных систем. Весьма подробные исследования картины течения в реальном клапане паровой турбины были выполнены М, PiuvLose / 14 /. Исследования проводились на прозрачной модели с использованием киносъемки. Рассматривалась полусферическая чаша, обтекая которую,поток поворачивается на 90° и далее попадает в диффузор. Общая схема течения, показанная на рис. 1.4, свидетельствует об интенсивном вихревом течении и наличии отрыва потока в диффузорной части тракта. Отмечается появление на дозвуковых перепадах давления локальных сверхзвуковых зон при малых открытиях клапана.

Кривые изменения площади по ходу потока (рис. 1.5) свидетельствуют, что при открытии клапана в его проточной части образуются 2 горла: пережатие сечения между чашей клапана и верхней частью седла и пережатие сечения в горле за седлом клапана. Замеры распределения давления показали образование двух зон скачков уплотнения вблизи указанных сечений. Сверхзвуковые зоны разделяются нестабильным дозвуковым течением. Серия экспериментов с целью визуализации местоположения первого скачка была проделана с помощью гидравлической аналогии на канальном макете клапана с использованием течения воды со свободной поверхностью. При исследовании на плоской прозрачной (2-х мерной) модели клапана было выявлено 3 режима течения (в зависимости от величины подъема чаши клапана и

Общая схема течения в клапане

Рис. 1М.

- 1 f

Изменение геометрических сечений клапана в зависимости от подъема чаши клапана

Рис. 15 перепада давлений), имеющие отличие между собой в виде резкого перераспределения параметров или в виде пульсаций. Первая граница соответствует нестабильности течения во втором горле, вторая граница - нестабильности в первом горле. Теоретический анализ был проведен с использованием модели идеального газа и условий адиаба-тичности, стационарности и одномерности течения при существовании двух последовательно расположенных сопл, из которых первое имеет переменное сечение (рис. 1.5). Причина нестабильности при разных открытиях - различные режимы течения. Нестабильность течения возможна также от осевой асимметрии при обтекании полусферы чаши клапана, когда образуются как бы 2 параллельно работающих сопла (рис. 1.6 ). Одна часть полусферы обтекается в дозвуковом режиме, другая - в сверхзвуковом. В результате возникает значительное различие в распределении давлений по образующей, что вызывает поперечные силы, действующие на чашу клапана. Эти силы пропорциональны площади F (см. рис. 1.6 ). Несимметрия течения вызывает резкие колебания расхода.

Нестабильность течения может быть вызвана наличием вихревого движения жидкости и неустойчивостью течения в диффузоре при околозвуковых скоростях на входе, что отмечается также в / 16-20 /.

Для ликвидации асимметрии потока и повышения его стабильности в работе / 21 / предлагается использовать полые, перфорированные ниже посадочного диаметра чаши клапана. В дальнейшем / 22-29 / эта мера была дополнена введением развитого конфузорного седла, сопряженного с цилиндрическим участком стабилизации, расположенным перед диффузором. Исходная и модернизированная указанным образом клапанные системы приведены на рис. 1.7, а сравнение полученных профилей скорости перед входным сечением диффузора выполнено на рис.1.8. В данном случае выравнивание входного поля скоростей было достигнуто как за счет развитого входного конфузора, который уменьшает

Возможные типы течения рабочей среды в канале клапана

S)

Рис. 1В

- 20

Исходная (а) и модернизированная (б) схемы клапана

Рис Л.7

Эпюры скоростей во входном сечении диффузора

1,0 0,9 0,6 0,У 0.В

1А v o-4 д-г i

1 - j?Mr ?ьДг„ = 0,565h = 0,333;

2 - R8x = 0,III, h = 0,333

Рис. 1-6 кривизну линий тока, так и за счет вторичного потока пара через перфорацию поверхности чаши клапана. При малых открытиях, когда перепады давлений на.клапан превышают критические значения и на нижней поверхности чаши (рис. 1.7) имеет место сложная система скачков уплотнения и волн разряжения / 4 /, внутренняя полость 5 является своеобразным аэродинамическим демпфером, выравнивающим давление на поверхности чаши I. В результате снижаются поперечные усилия и ликвидируется возможная причина поперечных колебаний клапана.

При полном открытии клапана через центральную часть продолжает протекать некоторое количество пара, уменьшая затеняющее влияние клапана и выравнивая входное поле скоростей перед диффузором.

Перфорацию рекомендуется выполнять отверстиями диаметром, равным 2-4% от диаметра горла диффузора /22 /,и располагать их в шахматном порядке с шагом, составляющим 4*8$ от диаметра горла диффузора. Опыт эксплуатации перфорированных клапанов в общем оказался положительным / 23, 24 /.

Как уже отмечалось, в ряде работ указывается на целесообразность использования профилированных клапанов / 4, 5 /, образующих при полном подъеме плавный кольцевой канал. Методика профилирования подобных клапанов, обеспечивающих заданную расходную характеристику, изложена в работе / 30 /. Решение задачи сводится к построению рабочего участка профиля, точки которого попеременно соответствуют минимальному сечению канала между клапаном и седлом при изменении высоты подъема чаши. шения, оцределяющие форму рабочего участка профиля клапана которые могут быть выра-7Г к получены соотно

В приведенных соотношениях все геометрические величины выражены в долях от диаметра входного сечения диффузора с/^ . Физический смысл этих величин ясен из рис. 1.9 а, где даны обозначения всех характерных размеров црофилированного клапана. Коэффициенты и являются постоянными величинами для принятой расходной характеристики, причем SinT» гДе Т - угол контакта чаши клапана с седлом.

Канал выше места посадки профилируется из условия сохранения плавности и конструктивных соображений. Профиль чаши клапана ниже рабочего участка строится из условия равенства поперечного сечения канала Вйо!f (см. рис. 1.9 б) площади горла диффузора.

Длина образующей гпт определяется по формуле mm'* 2'C0S*-JJ- 7

2 L COSoi If ( cescC / CffScL ' Предлагаемый метод профилирования клапанов позволяет использовать средства автоматизированного расчета и проектирования /31/.

В работе /32/ изложены результаты испытаний клапана, рассчитанного по методике /30/. Изменение приведенного расхода ^ в зависимости от потери давления дР/^ при разных степенях открытия клапана (рис. 1.10) показывает, что опытные значения группируются между расчетными зависимостями с коэффициентами полных потерь = 0,2 и 5/7 = 0,4. На рис. I.II показана зависимость изменения коэффициентов полных потерь £ от степени расширения диффузоров, приведенная в работе /22/. Для степени расширения П= -jj = 2,45 и угла раскрытия ^ = 7° коэффициент *5v7 = 0»24. Сравнивая результаты опытных исследований, представленных в работах /22/ и /32/, можно заметить, что сопротивление системы клапан-диффузор на полном подъеме клапана близко к соцротивлению отдельного диффузора с подобными геометрическими характеристиками.

Геометрические характеристики предельного клапана

Рис.1.9.

Изменение приведенного расхода предельного клапана в зависимости от перепада давления

0,$ 0 6

0,2 О о / 0 / У ^ -н— --'О

9 / г ' г Т1-3 •-4 Д-5

1 о/

004 О, OS OJB О/в АР/% 1-4 предельный клапан - (I - h = 0,3; 2 - h = 0,35; 3 - h - 0,4; 4 - h = 0,5); 5 - исходный клапан h = = 0,5 /31/

Рис.1.10

Зависимость коэффициента полных потерь от степени расширения " диффузора г

I - оС = 7°; 2 - с<: = 10°; /<?£/

Заключение диссертации по теме «Котлы, парогенераторы и камеры сгорания», Серегин, Валерий Андреевич

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проведенных исследований разработан регулирующий клапан, сопротивление которого на полном открытии не превышает 1,5$ от начального давления пара, а при частичных открытиях обеспечивается стабильность течения в клапанном канале, образованном входным участком седла и чашей клапана. В основу профилирования рабочих поверхностей этого клапана положено условие обеспечения плавного ускорения потока до входного сечения диффузора при минимально возможной кривизне линий тока.

Разработанная программа для ЭВМ позволяет расчетным путем оценивать величину потерь энергии в клапанной системе и по заданному отношению,давлений £0 и расходу на расчетном режиме определять основные геометрические размеры профилированных клапанов.

Показано, что условия течения пара в применяемых системах паровпуска неизбежно ведут к возникновению отрыва потока как с поверхности чаши клапана, так и с поверхности седла, причем этот отрыв носит нестационарный характер и является источником повышенного сопротивления и значительных динамических напряжений, снижающих надежность всей системы паровпуска.

Одной из эффективных мер стабилизации течения в клапанах паровых турбин является введение перфорации по поверхности чаши, способствующей выравниванию окружной неравномерности и снижающей поперечный перекос скоростей в клапанном канале. Введение перфорации чаши клапана не только способствует стабилизации течения, но в случае, когда суммарная площадь верхних поясов перфорации в 2-3 раза превышает площадь отверстий донной части клапана, ведет к снижению сопротивления в системе паровпуска.

Установлено, что в области малых перепадов давления на клапанах, имеющих диффузорные седла, переход от перегретого пара к насыщенному вызывает заметное увеличение расхода, а при увеличении начальной влажности до 8-10$ наблюдается снижение расхода, обусловленное ростом потерь в диффузорном канале. Переход от перегретого к насыщенному и влажному пару при влажностях, не превышающих 2-3$, не ведет к заметному изменению картины течения. В этой связи представляется целесообразным и для влажнопаровых турбин использование диффузорных седел.

Сравнение акустических характеристик клапанов различной конструкции показало, что аэродинамически совершенные клапаны позволяют снизить уровень шума в области высоких частот (^ > 1000 Гц) на 5-7 дБ. Переход к влажному пару обеспечивает дополнительное снижение шума на 7-9 дБ для всех конструкций.

Разработанные по результатам исследований клапаны, установленные на турбинах К-300-240 ЛМЗ, подтвердили данные лабораторных исследований и обеспечили экономический эффект около 45 тыс. руб.в год на один турбоагрегат.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Серегин, Валерий Андреевич, 1984 год

1. X. Щегляев А.В., Смельницкий С.Г. Регулирование паровых турбин.-М.-Л.: Госэнергоиздат, 1962, 256 с.

2. Стырикович М.А. Основные направления развития энергетики СССР и мира. Теплоэнергетика, 1982, № 10, с. 2-6.

3. Qulsk S.L. Large steam turbine technology trends. Turbomach. Int. 1979, n.3, pp.23-29.

4. Дейч M.E., Самойлович Г.С. Основы аэродинамики, осевых турбомашин. М.: Машгиз, 1959. - 428 с.

5. Робожев А.В. К вопросу о снижении потерь давления в регулирующих клапанах паровых турбин. Тр. МЭИ, 1963, вып. 47, с. II7-I27.

6. Камырин Б.И. 0 характере движения пара в клапанной коробке. Энергомашиностроение, 1959, № II, с. 38-41.

7. Капелович Б.Э. Эксплуатация паротурбинных установок. М.: Энергия, 1975. - 288 с.

8. Ревзин B.C., Колодочко С.А. Снижение гидравлических потерь врегулирующих клапанах турбин. Электрические станции, 1959, $ 6, с. 14-18.

9. Котляров В.М. Экспериментальные характеристики регулирующих клапанов. Энергомашиностроение, 1973, № 6, с. 32-34.

10. Тубянский Л.И. Испытание органов парораспределения паровых турбин. В сб. Исследование элементов паровых и газовых турбин и осевых компрессоров. -М.: Машгиз, I960, т. 6, с. 133-148.

11. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.-Л.: Госэнергоиздат, I960. 464 с.

12. Благов Э.Е. и др. Исследование на гидромоделях течения средыв шиберном клапане. Энергомашиностроение, 1981, № 9, с.8-10.

13. Ржезников Ю.В. О причинах и путях устранения нестабильной работы регулирующих клапанов мощных паровых турбин. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. ВТИ, 1963. - 28 с.

14. Pluviose М. Etude des instabilites d'ecoulement dans les soupapes de reglage de turbines a vapeur. Revue Frangaise de Mecanique, 1981, n.7Q, p. 13-29.

15. Ашер И. Опыт эксплуатации и надежность паровых турбин, работающих на влажном паре. Материалы Лондонской конференции по проблемам конструкции паровых турбин на 80-е годы. Лондон, 1979, с. II-I6.

16. Головина Л.Г., Дейч М.Е., Зарянкин А.Е. Особенности течения газа в диффузорах при околозвуковых скоростях. Известия АН COOP. Сер. Энергетика и транспорт, 1972, № 3, с. 123-129;

17. Головина Л.Г. Влияние геометрических и режимных параметров на характеристики конических диффузоров. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. МЭИ, 1967,- 13 с.

18. Головина Л.Г., Дейч М.Е., Зарянкин А.Е., Этт В.В. Отрыв потока в конических диффузорах. Известия вузов. Сер. Авиационная техника, 1971, № Г, с. 77-81.

19. Тюфяков И.И. Теоретическая оценка аэродинамических характеристик осерадиальных диффузоров. Тр. МЭИ, 1980, вып. 504, с. 43-48.

20. Тарват А.Х. Некоторые особенности течения в конических диффузорах. Тр. МЭИ, 1980, вып. 504, с. 48-51.

21. Головина Л.Г., Зарянкин А.Е., Долтавцева Т.А., Этт В.В. Пути улучшения работы клапанных систем паровых турбин. Тр. МЭИ, 1972, вып. 127, с. 35-39.

22. Зарянкин А.Е., Головин В.А., Этт В.В. Влияние условий входа на аэродинамические характеристики регулирующих клапанов. -Теплоэнергетика, 1975, Л I, с. 80-87.

23. Зарянкин А.Е., Толкачев Б.П. Опыт эксплуатации и результаты испытаний промышленного образца перфорированного клапана.- М.: НИИЭинформэнергомаш, 1980, Л 84, с. 22-25.

24. Зарянкин А.Е., Толкачев Б.П. Реконструкция регулирующих клапанов на турбинах типа ПГ-60 и Р-50 ЛМЗ. Тр. МЭИ, 1980, вып. 504, с. 33-38.

25. Головина Л.Г., Зарянкин А.Е., Полтавцева Т.А. Экспериментальная оценка аэродинамических характеристик диффузорных каналов при неравномерном входном поле скоростей. Теплоэнергетика, 1972, Jfc 7, с. 24-26.

26. Зарянкин А.Е., Барановский Б.В. Влияние входной неравномерности на характеристики плоских диффузоров. Тр. МЭИ, 1976, вып. 306, с. 89-94.

27. Зарянкин А.Е., Ефремов А.А., Этт В.В. Об использовании диффузоров в регулирующих клапанах паровых турбин. Теплоэнергетика, 1977, № 9, с. 21-23.

28. Зарянкин А.Е., Барановский Б.П., Тюфяков И.И. Влияние входной неравномерности на величину потерь энергии в каналах различной формы. Известия вузов. Сер. Энергетика, 1980, № I, с. 74-77.

29. Зарянкин А.Е., Головина Л.Г., Этт В.В. Исследование течения вблизи угловой точки. В сборнике докладов НТК МЭИ, секция -энергомашиностроение, 1967, с. 47-51.

30. Этт В.В. Исследование и аэродинамическое совершенствование регулирующих клапанов паровых турбин. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. МЭИ, 1975. - 23 с.

31. Серёгин В.А., Зарянкин А.Е., Головина Л.Г. Проектирование клапанов максимального расхода. Теплоэнергетика, 1981, № 12, с. 63-65.

32. Зальф Г.А., Звягинцев В.В. Тепловой расчет паровых турбин. -М.: Машгиз, 1961. 292 с.

33. Поликовский М.В. К расчету сопл и клапанов. Теплоэнергетика, 1954, J^ 10, с. 42-46.

34. Дейч M.E., Сапунов О.Г., Шанин B.K. Течение перегретого и влажного пара в регулирующих клапанах паровых турбин. Теплоэнергетика, 1979, №4, с. 27-31.

35. Сапунов О.Г. Исследование истечения влажного пара из отверстий, щелей и лабиринтовых уплотнений. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. МЭИ,1979.- 20 с.

36. Серёгин. В.А., Зарянкин А.Е., Погорелов С.И. Некоторые характеристики регулирующих клапанов, работающих на перегретом и влажном паре. Теплоэнергетика, 1982, № 10, с. 66-69.

37. Сапунов О.Г., Погорелов С.И., Серёгин В.А. Течение влажного пара в регулирующих клапанах турбин. Тр. МЭИ, 1982, вып.583, с. 28-34.

38. Дейч М.Е., Филиппов Г.А. Газодинамика двухфазных сред. М.: Энергоиздат, 1981. 472 с.

39. Дейч М.Е., Андриец А.Г. Особенности течения двухфазной среды в диффузорных каналах. Изв. вузов. Сер. Энергетика, 1981, № I, с. 100-104.

40. Дейч М.Е., Андриец А.Г., Селезнев Л.И. 0 течении двухфазных сред в диффузорах. Изв. АН СССР. Сер. Энергетика и транспорт. 1981, № 3, с. 72-77.

41. Дейч М.Е. и др. Расходные характеристики суживающихся осе-симметричных сопел на перегретом и влажном паре. Известия АН СССР. Сер. Энергетика и транспорт, 1964, № 3, с. 383-390.

42. Читашвили Г.П. Расход влажного пара через сопловые каналы при переменных режимах. Известия вузов. Сер. Энергетика, 1972, № 5, с. 66-72.

43. Филиппов Г.А., Поваров О.А., Пряхин В.В. Исследование и расчеты турбин влажного пара. М.: Энергия, 1973. - 232 с.

44. Игнатьевская Л.А., Селезнев Л.И. О влиянии влажности на характеристики течения двухфазной среды в диффузоре. Известия АН СССР. Сер. Механика жидкости и газа, 1973, № 6, с. 44-49.

45. Дейч М.Е. и др. Распределение статических давлений при течении влажного пара. Известия вузов. Сер. Энергетика, 1964, J& 3, с. 38-41.

46. Данилин B.C. Исследование конфузорных потоков влажного пара с низкой степенью сухости. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. МЭИ, 1970. - 20 с.

47. Шанин В.К. Исследование конфузорных течений влажного пара при различных начальных параметрах. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. МЭИ, 1971. - 20 с.

48. Дейч М.Е., Шанин В.К., Соломко В.И., Зезюлинский Г.С. Экспериментальное исследование критических режимов течения перегретого и влажного пара из кольцевой щели. Теплоэнергетика, 1974, № 12, с. 40-43.

49. Дейч М.Е., Шанин В.К., Соломко В.И., Дорошенко В.А. О критических режимах истечения перегретого и влажного пара из сопел, щелей и отверстий. Теплоэнергетика, 1973, № II,с.83-85.

50. Дейч М.Е., Сапунов О.Г., Шанин В.К., Сабри Т.И. Исследование истечения пара через единичную кольцевую щель. Теплоэнергетика, 1978, № 3, с. 12-18.

51. Дейч М.Е., Шанин В.К., Соломко В.И., Дорошенко В.А. О критических режимах истечения перегретого пара из сопел и отверстий. Теплоэнергетика, 1973, № 9, с. 77-79.

52. Андриец А.Г. Исследование двухфазных течений в турбинных каналах и некоторые вопросы моделирования. Автореф. дис. на соискание ученой степени канд. техн. наук. МЭИ, 1981. - 20 с.

53. Ханин Г.А. О моделировании колебаний регулирующих клапанов паровых турбин. Теплоэнергетика, 1975, № 12, с. 52-56.

54. Чернышевский Т.К. О колебаниях регулирующих клапанов паровых турбин. Котлостроение, 1952, № 6, с. 37-44.

55. Ржезников Ю.В., Тубянский Л.И., Гелкин АД. Измерение пульсаций давления в регулирующих клапанах паровых турбин. Теплоэнергетика, 1961, № 3, с. 33-36.

56. Ханин Г.А. О типах колебаний регулирующих клапанов паровых турбин. Теплоэнергетика, 1978, № 9, с. 19-24.

57. Пшеничный В.Д., Юрченко В.П., Яблоник Л.Р. Исследование источников шума и вибрации клапанов. Известия вузов. Сер. Энергетика, 1979, № 2, с. 62-67.

58. Леках М.Я., Сысоева В.А., Новопавловский Б.П. Силовые и вибрационные характеристики регулирующих клапанов паровых турбин. Энергомашиностроение, 1972, № 4, с. 39-41.

59. Зарянкин А.Е., Этт В.В., Грибин В.Г., Тарват Х.А. Особенности применения диффузорных седел в клапанах различной конструкции.- Известия вузов. Сер. Энергетика, 1981, № 2, с. 43-46.

60. Cumpsty N.A. Review a critical review of turbomachinery noise.- Trans.ASME, 1977, 99, n.2, pp. 278-293.

61. Самойлович Г.С. Гидроаэромеханика. M.: Машиностроение, 1980.- 280 с.

62. Солодов Ю.С. Обработка результатов наблюдений. М.: МЭИ, 1980. 31 с.

63. Основополагающие стандарты в области метрологического обеспечения. М.: Изд-во стандартов, 1981. - 272 с.

64. Тюрин Н.И. Введение в метрологию. М.: Изд-во стандартов, 1976. - 304 с.

65. ГОСТ 8.011-72. Показатели точности измерений и формы представления результатов измерений. М.: Изд-во стандартов, 1972.- 18 с.

66. ГОСТ 20815-75. Машины. Методики выполнения измерений для определения шумовых характеристик. М.: Изд-во стандартов, 1975. - 22 с.

67. ГОСТ 8.055-73. Вибрации. Допустимые значения и методы испытаний. М.: Изд-во стандартов, 1973. 10 с.

68. Шерстюк Н.А. Расчет течений в элементах турбомашин. М.: Машиностроение, 1967. - 188 с.

69. Зарянкин А.Е., Головина Л.Г., Серёгин В.А. Влияние формы входного участка регулирующего клапана на распределение скоростей. Энергомашиностроение, 1983, № 6, с. 12-13.

70. Мигай В.К., Гудков Э.И. Проектирование и расчет выходных диффузоров турбомашин. Л.: Машиностроение, 1981. - 272 с.

71. Зарянкин А.Е. Теория диффузорных течений. М.: МЭИ, 1979. -96 с.

72. Дейч М.Е. Техническая газодинамика. М.: Энергия, 1974.592 с.

73. Дейч М.Е., Зарянкин А.Е. Газодинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. М.: Энергия, 1970. - 384 с.

74. Калдербенк В.Д. Курс программирования на Ф0РТРАНе-1У. М.: Энергия, 1978. 88 с.

75. Грибин В.Г., Денисов В.Н., Тарват Х.А. Влияние клапанной коробки на характеристики системы паровпуска. Тр.МЭИ, 1982, вып. 574, с. 90-96.

76. Зарянкин А.Е., Грибин В.Г. Некоторые характеристики регулирующих клапанов турбомашин. Энергомашиностроение,1983,9,с.6-8.

77. Трояновский Б.М. Турбины для атомных электростанций. М.: Энергия, 1978. - 232 с.

78. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы. -М.: Энергия, 1978. 706 с.

79. Правила измерения расхода газов и жидкостей стандартными сужающими устройствами. М.: Изд-во стандартов, 1982. - 320 с.-19-41. Пригоже н и е.1. Костромской ГРЭС1. УТВЕРЖДАЮ"руководитель НИЧ МЭИ1. Морозкин В.П.1983г.1. АКТ

80. О внедрении результатов научно-исследовательских работ по проблеме 0.Ц.002.0.01.01.Ц.09.НЗ

81. Годовой экономический эффект от внедрения клапанов составляет 10 тыс. рублей в год в расчете на I турбину К-300-240.1. Представителит*-Г~СА. Е. Зарянкин) (Л.Е.Киселев)

82. Представители Костромской ГРЭС:1. В.Н.Смирнов) *1. Ю.М.Богачко)(О.А.Луполо)1. УП