Совершенствование аэродинамики системы "последняя ступень - выходной диффузор" газовых турбин большой мощности для комбинированных газопаровых установок тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.12, кандидат технических наук Зандер, Михаил Сергеевич

• Зандер, Михаил Сергеевич
• кандидат технических наук
• 2012

Оглавление диссертации кандидат технических наук Зандер, Михаил Сергеевич

ВВЕДЕНИЕ

1 АЭРОДИНАМИКА ДИФФУЗОРОВ ТУРБИН

1.1 Классификация диффузоров

1.2 Рабочий процесс в диффузоре

1.3 Влияние геометрических параметров на характеристики диффузоров

1.4 Влияние режимных параметров на характеристики диффузоров

1.5 Влияние входного профиля скорости на эффективность процесса сжатия в диффузоре

1.6 Влияние закрутки входного потока на эффективность процесса сжатия в диффузоре

1.7 Динамические испытания выходного диффузора

1.8 Расчет выходного диффузора CFD методами

2 МЕТОД ЭКСПЕРИМЕНТЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ

2.1 Экспериментальный стенд

2.2 Экспериментальная модель

2.3 Моделирование

2.3.1 Геометрическое подобие

2.3.2 Кинематическое подобие

2.3.3 Динамическое подобие

2.4 Измерительные приборы

2.5 Схема измерений стенда

2.6 Тарировочный стенд

2.7 Автоматизированная система сбора и обработки информации

2.8 Методика обработки экспериментальных данных

2.8.1 Интегральные характеристики

2.8.2 Методика осреднения экспериментальных данных

2.8.3 Оценка погрешности результатов измерения

3. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

3.1 Интегральные характеристики ступени, диффузора и блока «ступень -диффузор»

3.2 Распределения коэффициента восстановления давления Ср вдоль диффузора

3.3 Поля параметров потока за ступенью в сечении 2-2

4 МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЕЧЕНИЯ В БЛОКЕ «ПОСЛЕДНЯЯ СТУПЕНЬ - ВЫХОДНОЙ ДИФФУЗОР» ЧИСЛЕННЫМ МЕТОДОМ

4.1 Геометрическая модель

4.2 Расчетные сетки

4.3 Граничные условия и модель рабочей среды

4.4 Исходная система уравнений и метод решения

4.5 Сравнение результатов численного моделирования и физического эксперимента

5 ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

ЛИТЕРАТУРА

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

А м2 площадь поперечного сечения диффузора

АЯ - степень расширения диффузора (АЯ = Авых Авх)

акр м/с критическая скорость потока

В Па давление окружающей среды

с м/с скорость в абсолютной системе координат

с Дж/кг-К удельная теплоёмкость при постоянном давлении

Ср - коэффициент восстановления давления

с Дж/кг-К удельная теплоёмкость при постоянном объёме

V

с1, I) мм диаметр диффузора

Р Н сила

/ град угол атаки

/г Дж/кг-К удельная энтальпия

н мм высота плоского диффузора

я Дж/кг-К кинетическая энергия

у - газодинамическая функция кинетической энергии

к - отношение удельных теплоёмкостей (к = ср су)

1 мм высота лопатки Ь мм длина диффузора М - число Маха

гН кг/с массовый расход

Р Па полное давление

Р Па статическое давление

Я Дж/кг-К газовая постоянная

Яе - число Рейнольдса

г м >

©(и) град, (м) I координаты цилиндрической системы г0г

2 М )

Б Дж/кг энтропия

Т К полная температура

Т К температура

и м/с окружная скорость

и с3 - характеристическое число ступени

м? м/с относительная скорость

а град угол между проекцией сш вектора скорости с потока в абсолютной системе координат на плоскость ги и положительным направлением оси и

а град угол раскрытия диффузора

Р град угол между проекцией вектора скорости ^ потока в относительной системе координат на плоскость ги и положительным направлением оси и

7 град угол подъёма поверхности тока в плоскости хг

у град угол между вектором скорости с потока и его проекцией на плоскость ги

$ * * толщина потери импульса

<Р - коэффициент расхода ступени

V - КПД. по полным параметрам потока перед ступенью

и статическому давлению за нею

^ - КПД. по полным параметрам потока перед и за ступенью

77 - эффективный КПД установки

п - Отношение давлений, газодинамическая функция

давления

Р кг/м3 плотность

р - кинематическая степень реактивности

уу - коэффициент нагрузки ступени

£ - коэффициент потерь

А - разность Индексы

0 параметры перед НА

1 параметры перед РК

2, вх параметры за РК на входе в диффузор

8, вых параметры на выходе из диффузора

О', 3, 4, 5, 6, 7 измерительные сечения

ъ осевой

' внутренний

" наружный

ср средний

г, и, г компоненты вектора скорости потока на оси г, и и г

б изоэнтропийный

Сокращения

ВНА входной направляющий аппарат

ГПУ газопаровая установка

ГТУ газотурбинная установка

КПД коэффициент полезного действия

ЛМЗ Металлический завод т.С.-Петербурга

МЭИ Московский энергетический институт

НА направляющий (сопловой) аппарат

НЗЛ Невский завод лопаток

РК рабочее колесо

СПбГПУ Санкт-Петербургский государственный политехнический

университет

Турбинные двигатели и установки

Центральный институт авиационного моторостроения computational fluid dynamics

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Совершенствование аэродинамики системы "последняя ступень - выходной диффузор" газовых турбин большой мощности для комбинированных газопаровых установок»

ВВЕДЕНИЕ

Ни для кого не секрет, что основная доля электроэнергии в мире вырабатывается за счет сжигания углеводородного топлива, в основном природного газа, угля и нефтепродуктов. А наиболее распространенным объектом выработки электроэнергии являются тепловые электростанции с турбома-шинами. Исторически сложилось, что большее развитее получили электростанции с паротурбинными установками (ПТУ), к тому же с термодинамической точки зрения, имеющие более высокий уровень КПД, нежели газотурбинные установки. Газотурбинные установки (ГТУ), главным образом, в силу высокой сложности создания эффективного компрессора, развивались значительно медленнее. Однако с внедрением новых материалов и технологий ГТУ получают новый импульс своем развитии, и современные ГТУ достигают уровня КПД порядка 40-41%.

Прочее конденсационное

оборудование / /ТУ. ПГУ

,9%

ТЭЦ

32,4%

Энергоблоки

30,9%

ДЭС

0,1%

Рис. 1 — Структура установленной мощности электростанций ЕЭС России

по состоянию на 2009г [30]

В России, на сегодняшний день подавляющая часть генерирующих мощностей имеет в своей основе паротурбинные установки (рис. 1). При этом, из диаграммы видно, что порядка 65% мощностей приходятся на ПТУ работающие на углеводородном топливе (природный газ и уголь).

По данным Международного Энергетического Института, опубликованным член-корреспондентом РАН Клименко A.B., в своем докладе от 17 сентября 2011 года, на международной конференции «Эффективная генерация энергии», КПД теплоэлектростанций, работающих на угле и природном газе в России (рис. 2) составляют всего 32% и 33% соответственно.

б)

Рис. 2 - КПД теплоэлектростанций, работающих на а) угле; б) природном газе (данные МЭА)[16]

В настоящее время все большее распространение получают электростанции, имеющие в своем составе, так называемые комбинированные установки. Всевозможные варианты тепловых схем такого рода установок были подробно изучены в ведущих научных учреждениях СССР еще в 60-х годах. В результате этого анализа было установлено, что схема «газовая турбина -котел утилизатор (КУ) - паровая турбина» обладает большим термодинамическим потенциалом и наиболее проста в исполнении. Установки, основанные на этой схеме принято называть ГПУ КУ. В такой схеме основная доля вырабатываемой мощности приходится на ГТУ (около 70%). Таким образом проблема создания ГПУ КУ - это в первую очередь проблема создания высокоэффективной мощной газовой турбины. Сегодняшние технологии в области создания жаропрочных сплавов, термобарьерных покрытий и интенсивных систем охлаждения лопаточного аппарата и прочих деталей газовых турбин, позволяют создавать такого рода ГТУ. В результате, реально достигнутый КПД современных ГПУ с КУ состоящих из одной ГТУ и одной ПТУ составляет величину порядка 60% и больше при мощности электростанции около 570 МВт. На сегодняшний день такого уровня эффективности невозможно достичь ни на одной другой тепловой электростанции. На ряду с высокой термодинамической эффективностью, ГПУ так же значительно более экологичные по сравнению с сопоставимыми по мощности ПТУ. Уровень выбросов С02 у них ниже примерно на 40%.

В связи с высокими темпами развития такого направления в энергетике, как комбинированные газопаровые установки, задача создания мощных высокоэффективных стационарных ГТУ становится все более актуальной. В частности для России, где доля выработки электроэнергии приходящейся на ГПУ и ГТУ составляет всего 3% (рис. 1), вопрос создания такого рода ГТУ стоит особенно остро. Так, согласно плану модернизации Российской энергетики, основным типовым решением по модернизации газовых и угольных ТЭС должно стать унификация мощностного ряда ГПУ с использованием ГТУ мощностью 60-80 МВт, 100-130 МВт, 150-180 МВт, 270-300 МВт [30].

Рассмотрим основные особенности и характеристики мощных стационарных ГТУ класс G (Н) на примере установок ведущих мировых фирм производителей.

ГТУ 9FB фирмы General Electric (рис. 3), мощностью по 338 МВт, имеет коэффициент полезного больше 40%, а КПД комбинированного цикла с 9FB достигает величины больше 61% [51]

Рис. 3 - Газовая турбина 9FB фирмы General Electric (сверху) и ГПУ GE

Flex Efficiency* 50 на базеГТУ 9FB: а) компрессор; б) камера сгорания; в) турбина Компрессор данной ГТУ осевого типа с 3D лопаточным аппаратом имеет

всего 14 ступеней. Турбина состоит из 4-ех ступеней, рабочие лопатки 3 и 4

ступени имеют бандажное уплотнение. В трубчато-кольцевой камере сгорания используется патентованная система сжигания DLN 2.6+, позволяющая достигать минимальных выбросов NOx.

На рис. 3 представлена компоновка электростанции GE с газопаровой установкой реализованной на основании ГТУ 9FB. Из рисунка видно, что установка спроектирована по простой схеме и имеет в своем составе одну ГТУ, КУ расположенный непосредственно за ней, ПТУ и один генератор. Мощность такой станции составляет по данным фирмы величину 510 МВт. Имея такие высокие показатели эффективности, подобная станция позволит сэкономить за год до 2,6$ млн., работая по 4500 часов в год.

ГТУ SGT5-8000H (рис. 4) фирмы Siemense AG на сегодняшний день является самой мощной стационарной газотурбинной установкой в мире, ее мощность составляет 375 МВт. КПД турбоустановки по данным испытаний

составил 40%, а КПД ГПУ - 60,75% [74].

Данная ГТУ выполнена по простой схеме, компрессор турбоустановки имеет 13 ступеней, турбина - 4 ступени. В отличии от установки General electric, обандаженной является только последняя 4 ступень. Камера сгорания, как и у 9FB трубчато - кольцевая. Сгорание топлива происходит по специальной технологии ULN.

На рис. 4 представлена компоновка станции SCC-8000H, на основе обозначенной выше ГТУ. Компоновка выполнена по простой схеме «один плюс один», как и в случае с GE, непосредственно за ГТУ установлен котел утилизатор, ПТУ находится перед ГТУ, а между ними расположен генератор. По данным испытаний в г. Иршинге (Германия), мощность станции составила 578 МВт.

В отличии от конкурентов, ГТУ GT26 (рис. 5) фирмы Alstom, выполнена по более сложной схеме - с промежуточным подводом тепла. Турбина в данной установки имеет 5 ступеней, и промежуточный подвод тепла осуществляется после первой турбинной ступени. Реализация такой схемы требует

так же высокой степени сжатия в компрессоре, как следствие компрессор имеет 22 ступени. Обе камеры сгорания выполнены кольцевыми. Мощность

Рис. 4 - Газовая турбина 8СТ5-8000Н фирмы 81етете АС (сверху) и ГПУ

на базе ГТУ 8СТ5-8000Н

ГТУ составляет 289 МВт, при коэффициенте полезного действия превышающим 40% [49]. Схема одного из вариантов ГПУ выполненной на основе вТ26 представлена на рис. 9.

Мощность станции составляет величину 431 МВТ, КПД станции достигает величины 58,7%.

Рис. 5 - Газовая турбина ОТ26 фирмы АШот (сверху) и ГПУ на базе

ГТУ вТ-26

Что же касается отечественной промышленности, то к сожалению линейка мощных стационарных газовых турбин весьма скромна, и по сути сводится всего к нескольким машинам, самые мощные из них, это ГТЭ-110 производства ОАО «НПО «Сатурн» и ГТЭ-160 производства СП ООО «Интертурбо». ГТЭ-160, как известно, машина, собирающиеся по лицензии принадле-

жащей фирме Siemens AG и по сути дела является установкой SGT5-2000E (V94.2). Поэтому ГТЭ-100 является чуть ли не единственной относительно современной моделью отечественной стационарной ГТУ большой мощности.

ГТЭ-110 это авиационный двигатель, конвертированный в стационарную энергетическую установку. ГТУ оснащена трубчато-кольцевой камерой сгорания, компрессор имеет 14 ступеней, в котором достигается степень сжатия 15,6. Турбина состоит из 4 ступеней. КПД ГТУ в простом цикле составляет по величину порядка 36% [14], при мощности 116 МВт. На рис. 6 представлен продольный разрез двигателя, из которого ясно видно его авиационное происхождение, что влечет за собой низкий по сравнению с чисто стационарными ГТУ.

542«.5

Одновальная схема

Двухвальная ^ схема

1 газовая турбина ГГД-110

2 - котел утилизатор

3 - дымовая труба

4 • зона размещения питающих масосоо

высокого и низкого давления

5 • комплексное воздухоочистительное

устройство

6 - блочный щит управления

7 ■ генератор (165 МВт)

8 • генератор газовой турбины (110 МВт)

9 - паровав турбина (55 М8П

10 - генератор паровой турбины (60 МВт)

11 автоматическая обгонная рдецепная муфта

12 коробка припопов с оалоповоротным устройством

Рис. 6 - Продольный разрез ГТЭ-110 фирмы ООО «НПО «Сатурн»

Комбинированные установки ПГУ-170, ПГУ-325 и ПГУ-500 на основе ГТЭ-110 предлагаемые ООО «НПО «Сатурн» имеют КПД 52% при мощности 170 МВт, 325 МВт и 500 МВт соответственно [20]. На рис. 6 представлен план компоновка ПГУ-170 в одновальном и двухвальном исполнении.

Все описанные ГТУ и ГПУ являются на сегодняшний день новейшими установками. При этом, несмотря на различия в конструкциях, и даже в тепловых схемах в них заложенных, для всех этих турбин существуют характерные особенности. Все ГТУ, за исключением ОТ-26, имеют всего по 4 турбинных ступени, которые являются сильно нагруженными вследствие этого. Наиболее нагруженными, как правило, получаются первые и последняя ступень. Однако повышение нагрузки на последнюю ступень неминуемо ведет к высоким скоростям потока на выходе. При этом, если взять во внимание высокие расходы рабочего тела проходящие через турбину (порядка 400-800 кг/с), то получается, что на выходе из последней ступени поток обладает огромным запасом не реализованной кинетической энергией. Потеря этой энергии ведет к снижению показателей эффективности ГТУ. В этой связи выходной диффузор, устанавливаемый за последней ступенью играет крайне важную роль. Известно, что выходной диффузор является неотъем-лимым элементом стационарной газовой турбины. В нем продолжается рабочий процесс течения газа, существенно влияющий на коэффициент полезного действия и мощность ГТУ. Задача проектирования высокоэффективного диффузора для преобразования выходной кинетической энергии в потенциальную энергию сил давления, до сих пор остается довольно не простой и все более актуальной в связи с повышением единичной мощности ГТУ.

Из рис. 3, 4, 5 хорошо видно, что выходному диффузору уделяется не мало внимания. Высокие аэродинамические показатели выходного диффузора, как правило, влекут за собой солидные габариты, которые порой могут достигать размеров всего турбокомпрессора ГТУ. Тут же следует отметить, что даже при беглом рассмотрении продольного разреза ГТЭ-110 (рис. 6) и плана компоновки ГПУ на ее базе (рис. 11), можно предположить, что выход-

ной диффузор отечественной машины скорее всего проигрывает в эффективности зарубежным.

Влияние выходного диффузора на эффективность ГТУ убедительно продемонстрировано в работе S. Farokhi " A Trade-Off Study of the Rotor Tip Clearance Flow in a Turbine/Exhaust Diffuser System ". Автор предлагает выражение, с помощью которого можно приблизительно оценить приращение мощности турбины в зависимости от эффективности выходного диффузора:

AN,. TV,

к-\ к

• Ср ■ М\г

77,

Т

1 27

V

т

1 от

где

абсолютная величина изменения мощности турбины, Вт; Мт - мощность турбины при Ср = 0, Вт; к - показатель изоэнтропы; Т2т - статическая температура газа за турбиной, С°; Тпт - статическая температура газа перед турбиной.

На рисунке 7 приращение мощности турбины представлено функциональной зависимостью от коэффициента восстановления давления Ср при различных числах Маха на выходе из турбины. Из рисунка видно, что при М=0,7 увеличение восстановительной способности диффузора на 10% ведет к увеличению мощности турбины примерно на 1%, что означает увеличение мощности всей ГТУ на величину около 3%. Этот пример наглядно иллюстрирует важность совершенствования восстановительной способности диффузора.

О 0.2 0.4 0.6 0.8 1

Ср, [-]

Рис. 7 - Приращение мощности турбины в зависимости от коэффициента восстановления давления, при различных числах Маха на выходе из турбины (на основании характеристик ГТУ ¥84. ЗА)

Поскольку энергетические ГТУ на электростанциях, зачастую используются как самостоятельный агрегат (пиковые и полупиковые электростанции), то следует уделять большое внимание работе выходного диффузора и на переменных режимах ГТУ. И в этом смысле на выходной диффузор еще накладывается задача устойчивой работы при различных углах закрутки входящего в него потока.

Не смотря на высокий уровень развития СГБ методов расчета для широкого круга задач в турбомашиностроении, опыт показывает, что достоверным можно считать только результаты, подтвержденные экспериментальным путем. Поскольку структура входящего в диффузор потока, а особенно структура вблизи его стенок, оказывает решающее влияние на эффективность диффузора, то проведение экспериментальных исследований выходного диффузора совместно с предвключенной ступенью можно считать наиболее оправданными с точки зрения соответствия полученных результатов действительности. Сочетание «ступень - диффузор» открывает совершенно новые возможности для повышения качества машины не только за счет со-

вершенствования газодинамики диффузора, а всего блока в целом. Такой эксперимент позволяет получить количественную оценку для каждого элемента рассматриваемой системы в результате взаимного влияния рабочего процесса в проточной части последней ступени и выходного диффузора. Предвключенная ступень является не только генератором реального, входящего в диффузор потока, то есть действительных граничных условий, но и одновременно представляет собою индикатор по оценке повышения эффективности всего блока в целом, которое обеспечивается диффузором. Это качество модели «ступень - диффузор» открывает новые перспективы для поиска оптимальной конструкции блока с целью достижения наилучших его газодинамических свойств.

Цель и задачи исследования. Целью работы является экспериментальное и численное исследование и совершенствование эффективности блока «последняя ступень - выходной диффузор» стационарных газовых турбины большой мощности, предназначенных для работы в составе комбинированных ГПУ.

Основные задачи исследования состоят в нижеследующем:

• экспериментальное получение интегральных характеристик блока «ступень - диффузор» и его составляющих в широком диапазоне режимов работы ступени;

• определение влияния геометрических параметров формы силовых стоек опоры заднего подшипника на эффективность работы диффузора на основе физического эксперимента;

• численное исследование структуры потока в блоке «последняя ступень -выходной диффузор» для углубленного анализа результатов физического эксперимента и оценки точности результатов численных расчетов по использованным программам

Научная новизна полученных результатов заключается в:

• применение новой методики экспериментального исследования и оценки показателей блока «последняя ступень - выходной диффузор» энергетической турбины;

• получении интегральных характеристик блока «последняя ступень - выходной диффузор» и состав полей трехмерного потока за ступенью, спроектированной по закону обратной закрутки;

• выполнение численного исследования трехмерного потока вязкой сжимаемой жидкости с использованием программы ANSYS CFX и сравнение результатов численного и физического экспериментов.

Практическое значение полученных результатов:

• усовершенствована и практически опробована методика экспериментального оценки выходных диффузоров, работающих совместно с предвклю-ченной ступенью, в широком диапазоне режимов ее работы;

• экспериментально получены трехмерные распределения скоростей и параметров потока за ступенью, спроектированной по закону «обратной закрутки», и работающей совместно с выходным диффузором, в широком диапазоне режимов ее работы;

• показано влияние формы силовых стоек опоры заднего подшипника, расположенных в проточной части диффузора, на его эффективность в широком диапазоне работы предвключенной ступени;

• провалидирована расчетная модель блока «последняя ступень - выходной диффузор».

Апробация работы:

• Политехнический симпозиум 20 мая 2010 года «Молодые ученые - промышленности северо-западного региона»

• Международный семинар по проблемам выходных диффузоров турбин «Diffuser Workshop 2010», июль 2010

Личный вклад соискателя заключается в следующем:

• участие при проектировании, изготовлении и монтаже экспериментальных моделей, частей опытного стенда ЭТ-4 и разработка схемы измерений;

• участие в проведении экспериментальных исследований в составе группы аэродинамики лаборатории им. И.И. Кириллова СПбГПУ;

• обработка и анализ полученных опытных данных по разработанной методике;

• численное исследование рассматриваемого объекта «последняя ступень -выходной диффузор и валидирование кода АЫЭУБ СБХ с помощью физического эксперимента.

Автор защищает:

• методику проведения экспериментальных исследований аэродинамических характеристик блока «последняя ступень - выходной диффузор» и методику оценку результатов экспериментальных данных;

• расчетную модель блока «ступень - диффузор»;

• результаты экспериментально - расчетных исследований.

1 АЭРОДИНАМИКА ДИФФУЗОРОВ ТУРБИН

1.1 Классификация диффузоров

Диффузорами называются аэродинамические устройства, предназначенные для преобразования кинетической энергии потока в поле сил давления с возможно большей эффективностью [18]. Они представляют собой каналы, расширяющиеся при дозвуковых скоростях течения, и суживающиеся при сверхзвуковых. В классической классификации диффузоры подразделяются на плоские, конические, кольцевые и лопаточные (рис. 1.1). Все перечисленные типы (за исключением лопаточных) могут выполняться с прямолинейными или криволинейными образующими.

а)

б)

■к

В)

Г)

Рис. 1.1 - Классификация диффузорных каналов: а) плоские, конические диффузоры; б) кольцевые диффузоры; в) отрывные диффузоры; 6) осерадиальные диффузоры.

Плоские диффузоры представляют собой каналы проходное сечение которых меняется в одной плоскости по ходу движения жидкости, и продольный линейный размер В которых значительно превышает поперечный Н в выходном сечении.

Сечение плоского прямолинейного диффузора определяется следующими параметрами:

• высота на входе Ь

• высота на выходе Н1

• угол наклона образующих а

• осевая длина диффузора Ь

Комбинация любых трех из перечисленных параметров, будет полностью определять геометрию плоского прямолинейного диффузора.

Для облегчения сравнения диффузоров и их показателей часто используют безразмерные геометрические величины, описывающие геометрию диффузора. Например, если задаться в качестве определяющего параметра высотой на входе к, то тогда будем иметь следующие безразмерные параметры:

Я,

• степень расширения диффузора АЯ = —

п

• угол наклона образующей а

Ь

• безразмерная длина —

к

Таким образом, подобие двух плоских прямолинейных диффузоров будет

обеспечиваться равенством любых двух безразмерных геометрических пара-

Ь Ь

метров: АЯ и а, АЯ и — или а и —.

к п

Плоские криволинейные диффузоры в отличии от прямолинейных, в качестве образующих имеют дуги окружности (в простейшем случае) или более сложные кривые, описываемые какой-либо функцией. Число геомет-

рических параметров, необходимое для описания криволинейного диффузора, возрастает. Для случая диффузора, образующие которого являются дугами окружностей, помимо к, Я; и I, добавляются еще размер Ь, радиус внешнего обвода гI и радиус внутреннего обвода г2. Безразмерные параметры, определяющие такой диффузор при выборе в качестве определяемого параметра к, будут следующие:

Я,

степень расширения АЯ =

к

~ г\ г' = й

- Г2 г7 = —

2 к

Ь

• относительная длина —

к

. ь = -

к

Однако чаще для сравнения криволинейных диффузоров используют

г2 Ъ г2

следующие безразмерные геометрические параметры: АЯ, — и —. — - оп-

г, Ь гх

Ъ

ределяет форму канала, а — относительную кривизну канала.

Конические диффузоры своей геометрией меридионального сечения полностью совпадают с плоскими прямолинейными диффузорами, а следовательно характеризуются теми же параметрами, однако вместо высот к и Я/ целесообразней использовать диаметры входного £>/ и выходного И2 сечений. Безразмерные геометрические параметры, характеризующие кольцевые диффузоры:

А2

• степень расширения диффузора АЯ = —-

А

• угол наклона образующей а

Криволинейные осесимметричные диффузоры определяются диаметрами входного £>/, выходного £>/ сечений, осевой длиной Ь, а так же законом

изменения площади ¥х = /(х) вдоль оси х. Безразмерные геометрические параметры, определяющие такой диффузор:

А2

• АЯ = —у Д2

I

В1

* д2

/

Кольцевые диффузоры с прямолинейными образующими в общем случае представляют собой каналы образованные двумя соосными коническими поверхностями. У такого диффузора добавляются новые геометрические параметры, к ним относятся наибольший ¿/2 и наименьший диаметры внутренней конусной поверхности, а так же а2 - угол наклона ее образующей. Безразмерные параметры, определяющие такой диффузор:

А — Ь

А> =—а;; а2\

2 Ц ' 2 ^ ' " Д

Кольцевые диффузоры с криволинейными образующими или осера-диальные диффузоры - это диффузору обводы которых образованы двумя соосными поверхностями вращения. Форма меридионального сечения таких диффузоров совпадает с формой плоских криволинейных диффузоров. И в простейшем случае, когда образующие представляют собой дуги окружностей, безразмерные геометрические параметры, характеризующие кольцевой диффузор с криволинейными образующими:

лк-1. к- А. А

где характеризует радиальность диффузора, - характеризует размер

кольца на входе.

Лопаточные диффузоры получили наиболее широкое распространение в компрессорах, как осевых, так и центробежных. К параметрам, характеризующим такой тип диффузоров, следует отнести:

t

• относительный шаг -

Ь

1

• относительная высота —

Ъ

• АЯ

В

• верность —

• угол поворота потока в = а2 (/?2)- ах [р2)

Помимо равенства безразмерных геометрических параметров для подобия двух лопаточных диффузоров необходимо полное геометрическое подобие профилей образующих межлопаточный диффузорный канал.

Приведенная классификация далеко не полная, тем не менее, она вполне отражает разнообразие диффузоров, которые используются непосредственно для транспортировки потока между ступенями или от последней ступени в окружающую среду или, как в случае с ГТУ работающей в цикле ГПУ, в КУ.

В опубликованной литературе, посвященной экспериментальным исследованиям диффузоров [6, 18, 31, 37, 54, 57, 67, 73, 78 и др] в основном рассмотрены кольцевые и конические диффузоры с прямолинейными обводами, либо осерадиальные диффузоры для паровых турбин.

Конструкция того или иного типа турбоагрегата, как известно определяется несколькими факторами, в числе которых, например, технология и особенности физики процессов протекающих в его частях и узлах. Так, осеради-альная конструкция выходных патрубков конденсационных паровых турбин, напрямую объясняется наличием конденсатора подвального типа. Осеради-альная конструкция выходных патрубков газовых турбин применяемых на газоперекачивающих станциях, объясняется желанием сократить габариты турбоблока. Так сложилось, что работ, посвященных экспериментальным исследованиям такого рода патрубков в отечественной литературе больше, нежели осевым выходным диффузорам.

С развитием энергетики и появлением мощных стационарных ГТУ, работающих как самостоятельный агрегат или в комбинированном цикле ГПУ, значение и конструкция выходного диффузора изменились. При наличии большой выходной кинетической энергии за последней ступенью турбины, что связано с вынужденными ограничениями по увеличению выходной площади последней ступени, эффективности выходного диффузора уделяется большое внимание. Высокой эффективности легче добиться при осевой конфигурации диффузора. Если же турбина работает в комбинированном цикле, то на выходной диффузор еще возлагается задача обеспечения равномерного потока на входе в котел утилизатор. В таких условиях конструкция выходного диффузора современной стационарной газовой турбины как правило представляет собой осевой комбинированный диффузор состоящий из идущих последовательно друг за другом кольцевого и конического участков. Поскольку широко применяться такого рода диффузоры стали сравнительно недавно, то экспериментальных данных и рекомендаций по их созданию недостаточно.

1.2 Рабочий процесс в диффузоре

Наглядно процесс восстановления давления в диффузоре можно предста-

Рис. 1.2 - Процесс расширения в ступени и сжатия в последующем

диффузоре

Линия 0-2 представляет собой процесс расширения в лопаточном аппарате турбины. Точка 2 характеризует параметры в потока во входном сечении диффузора, а точка 2* - полные параметры потока. Линия 0-8 - процесс сжатия в диффузоре, 8-8* характеризует выходную кинетическую энергию на выходе из диффузора.

Согласно уравнению Бернулли в диффузорном канале по ходу течения кинетическая энергия потока уменьшается, а давление в потоке растет. Как известно, в диффузорном канале поток вдоль стенок движется, преодолевая

др „ положительный градиент давления —, при этом пограничный слои посте-

дх

пенно набухает. Вследствие этого скорость потока вблизи стенок, а следовательно и кинетическая энергия, меньше чем в ядре потока. В какой-то момент, когда кинетической энергии в пристеночной области становится недос-

таточно большой для преодоления положительного градиента давления, пограничный слой отрывается от стенки и образуется отрыв потока.

В идеальном диффузоре при изоэнтропийном течении вся располагаемая кинетическая энергия преобразуется в потенциальную энергию поля сил давления. Если же рассматривать реальный диффузор с течением в нем вязкой жидкости, то энергия преобразуется не полностью, та часть энергии, которая теряется принято называть потерями в диффузоре. Потери в диффузоре можно выразить через величину Акд, причем она включает в себя как потери на

трение, так и потери в результате отрыва потока от стенок диффузора. Коэффициент потерь энергии в диффузоре можно выразить как

АН,

где Аквх - располагаемая кинетическая энергия на входе в диффузор.

Однако с помощью коэффициента потерь невозможно охарактеризовать степень совершенства процесса сжатия в диффузоре. Для этой цели используется коэффициент Ср, отражающий восстановительные способности диффузора:

с(1-2)

вх

где кд - приращение потенциальной энергии в диффузоре.

В том случае, когда кинетическая энергия на выходе из диффузоре не используется, а следовательно является потерей, то удобно пользоваться еще одним важным энергетическим показателем - коэффициентом полных потерь:

Акл + Ак „

<г„= ' (1.3)

где Акв с - потери с выходной кинетической энергией.

Принимая, что Акв с характеризуется коэффициентом потерь с выходной скоростью:

А/г

(1-4)

Уравнение 1.3 можно представить в виде:

(1-5)

Тогда можно записать энергетический баланс диффузора:

А/28Х =АИд+Акд+Аквс,

Заключение диссертации по теме «Турбомашины и комбинированные турбоустановки», Зандер, Михаил Сергеевич

5 ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Установка диффузора в базовом варианте с профилированными стойками на расчетном режиме при и/С0 = 0,502 обеспечивает существенное повышение КПД блока «ступень - диффузор», величина которого составляет 9%. Такое повышение эффективности блока вполне оправдывает развитую конструкцию выходного диффузора для энергетических ГТУ большой мощности.

2. Эффективность исследованного комбинированного диффузора со стойками с предвключенной ступенью на базовом режиме при а2 «69° характеризуется достаточно высоким коэффициентом Ср = 0,68.

При переходе на сниженные режимы, восстановительный процесс в диффузоре существенно ухудшается из-за отрывных явлений в потоке, вызванных углами атаки при обтекании профилированных стоек, и при 70% нагрузки величина Ср падает до значения 0,36.

3. Эффективность собственно ступени на расчетном режиме снижается примерно на 3% из-за отрицательного обратного потенциального влияния пяти профилированных стоек на течение в ступени.

4. Сравнение результатов экспериментов с различными типами стоек и без них показывает, что на расчетном режиме установка любого типа стоек приводит к существенному улучшению восстановительного процесса в диффузоре данной конструкции, так как в пространстве расположения стоек выполнено специальное профилирование диффузора, которое в варианте без стоек приводит к отрыву потока.

5. Применение стоек с симметричным профилем сечения в исследованной конструкции диффузора обеспечивает меньшие потери кинетической энергии как в диффузоре в целом, так и в блоке «ступень - диффузор» во всем исследованном диапазоне режимов. Этот факт объясняется меньшей «чувствительностью» симметричных стоек к отрицательным углам атаки и меньшей поверхностью трения в потоке, по сравнению с профилированными стойками.

6. Применение СББ анализа с использованием коммерческого кода СБХ для проведения качественной оценки в данном типе задач «последняя ступень - выходной диффузор» можно считать оправданным, и следует рекомендовать его для анализа конструкций при проектировании подобных устройств.

7. Расчетные поля давлений, скоростей и углов потока в сечении 2-2 хорошо коррелируют с экспериментальными данными, за исключением пристеночных слоев, во всем исследованном диапазоне режимов работы ступени.

8. Характер расчетных интегральных характеристик ступени и блока «ступень - диффузор» совпадает с экспериментальным, но в количественном отношении расчетные величины превышают экспериментальные в среднем на 2.3%.

9. С целью более тщательного моделирования вторичных течений в прикорневых областях кольцевого диффузора в сечении 2-2 следует рекомендовать изменить подход к решению задачи на нестационарный.

141

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Зандер, Михаил Сергеевич, 2012 год

ЛИТЕРАТУРА

1. Амелюшкин В.Н., Уманский М.П. Влияние закрутки потока на эффективность криволинейного диффузора// Энергомашиностроение. 1963. №12. с. 18-21.

2. Афанасьева Н.Н, Бусурин В.Н., Гоголев И.Г. и др.; Под общ. ред. В.А. Черникова. Аэродинамические характеристики ступеней тепловых турбин. - Л.: Машиностроение, Ленинградское отделение. 1980. -263с.

3. Гоголев, И.Г. Аэродинамические характеристики ступеней и патрубков тепловых турбин. - Брянск: Грани. 1995. - 258с.

4. Горлин С.М., Слезингер И.И. Аэромеханические измерения (методы и приборы). - М.: Главная редакция физико-математической литературы, 1964г. -720.

5. Гукасова Е.А., Жуковский М.И., Завадовский A.M., Зысина-Моложен Л.М., Скнарь И.А., Тырышкин В.Г. Аэродинамическое совершенствование лопаточных аппаратов паровых и газовых турбин. Госэнергоиздат, 1960.

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

7. Довжик С.А., Морозов А.И. Исследование кольцевых диффузоров осевых турбомашин // Промышленная аэродинамика. 1961. № 20. С. 168-202.

8. Довжик С.А., Картавенко В.М. Исследование кольцевых диффузоров осевых турбомашин // Промышленная аэродинамика. 1974. № 31. С. 94-109.

9. Дорфман А.Ш. и др. Влияние угла раскрытия на эффективность криволинейных кольцевых диффузоров // Изв. вузов, "Энергетика". 1967. №8.

10.Дорфман А.Ш., Назарчук М.М., Польский Н.И., Сайковский М.И. Аэродинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин //- Изд-во АН УССР, 1960.

П.Зарянкин А.Е., Парамонов А.Н., Шабан Ф. Совершенствование диффу-зорных систем выхлопных патрубков паровых и газовых турбин // Теплоэнергетика. 1996. №6. с.32-35.

12.3арянкин А.Е., Жилинский В.П., Тюфяков В.И. Влияние входной неравномерности потока на потери в выходных патрубках турбин // Теплоэнергетика. 1980. - №1. С. 65-67.

13.Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Машиностроение 1975. 559с.

14.Исаков Б.В., Романов В.В., Раимов Р.И., Филоненко A.A. Новая газотурбинная установка ГТЭ-1 Ю.Итоги работ и перспективы развития - URL: http://lib.kma.mk.Ua/pdf/naukpraci/politics/2004/31-18-1 .pdf. Дата обращения: 15.08.2011.

15.Кириллов И.И. Теория турбомашин. Л.: Машиностроение. 1972г. 536с.

16.Клименко A.B. Технологическая платформа «Экологически чистая тепловая энергетика высокой эффективности» - URL: http://www.vti.ru/new/ assets/files/seminary/pr 19092011.pdf. Дата обращения: 07.10.2011.

17.Левин Е.М., Захарчук Г.И. Влияние закрутки потока на работу кольцевых конических диффузоров осевых турбомашин. // Энергомашиностроение. 1972. №2. С. 27-28.

18.Мигай В.К., Гудков Э.И. Проектирование и расчет выходных диффузоров турбомашин. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние. 1981. 272 е., ил.

19.Овчинников О.Н. Влияние входного профиля скоростей на работу диффузора//Тр. ЛПИ. 1955. №176. С. 175-188.

20.ПГУ-170/325/5 00. -URL: http://npo-saturn.ru/img/editifr/2012/72_0_Kom ponovlca_PGU-170.jpg. Дата обращения: 02.10.2011

21.Петросов. К.В. Совершенствование выходных диффузоров стационарных газовых турбин на основе физического эксперимента и численного моделирования. автореф. дис. на соиск. учен, степени канд. техн. наук. СПб. 2005.

22.Петунии А.Н. Методы и техника измерений параметров газового потока. -М.: "Машиностроение". 1972.

23.Седов Л.И., Черный Г.Г. Об осреднении неравномерных потоков газа в каналах. - В кн.: Теоретическая гидромеханика. - М.: Оборонгиз. 1954. С. 17-30.

24.Тюфяков И.И. Исследование аэродинамических характеристик выхлопных патрубков при нерасчетных режимах работы турбинной ступени, ав-тореф. дис. на соиск. учен, степени канд. техн. наук. М. 1980.

25.Уваров В.В., Шкурихин И.Б., Моляков В.Д. Исследование совместной работы ступени турбины и радиальнокольцевого диффузора с управляемым пограничным слоем // Теплоэнергетика. - 1976. №5. С. 18-20

26.Черников В.А. Экспериментальный стенд для газодинамических исследований выходных диффузоров и патрубков турбин // Теплоэнергетика. 2008. № 6. С. 49—54.

27.Черников В.А., Семакина Е.Ю. Информационно-измерительная система аэродинамического стенда для исследований потока в проточной части отсека «ступень-диффузор» и некоторые результаты испытаний на модели мощной газовой турбины // Энергетические машины и установки. 2008. № 1. С. 24—34.

28.Черников В.А., Семакина Е.Ю. Энергетические машины. Измерение вектора скорости и параметров потока в турбомашинах. СПб: "Издательство Политехнического университета". 2009.

29.Шенк X. Теория инженерного эксперимента. М.: «Мир». 1972. 382с.

30.Электроэнергетика. - URL : http://minenergo.gov.ru/activity/powerindustry/ powersector/structure/types/index.php?sphrase_id= 183467

31.Adenubi S.О. Performance and Flow Regime of Annular Diffusers with Axial Turbomachine Discharge Inlet Conditions // ASME Journal of Fluids Engineering. 1976. Vol. 98. p.p 236-243.

32.ANSYS CFX-Pre User's Guide - URL: http://wwwl.ansys.com/customer/ content/ documentation/120/cfx/xpre.pdf

33.Baskharone E.A. Finite-Element Analysis of Turbulent Flow in Annular Exhaust Diffusers of Gas Turbine Engines // ASME Journal of Fluids Engineering.

1991. Vol. 113. pp. 104-110.

34.Becker B., Stoffel B. Experimental investigation of an annular combustion chamber diffuser flow // 17th International Symposium on Airbreathing Engines, ISABE 2005, ISABE-205-1262.

35.Best practice guidelines for turbomachinery CFD - URL: http://www.cfd-

online.com/Wiki/Best_practice_guidelines_for_turbomachinery_CFD

36.Bindon, J.P. The Effect of Hub Inlet Boundary Layer Skewing on the Endwall Shear Flow in an Annular Turbine Cascade // ASME Paper No. 79-GT-13. 1979.

37.Carlson J.J., Johnston J.P., Sagi C.J. Effects of Wall Shape on Flow Regimes and Performance in Straight, Two-Dimensional Diffusers // ASME Journal of Basic Engineering. 1967. Vol. 89. pp. 151-160.

38.Cherry E.M., Elkins C.J., Eaton J.K. Geometric sensitivity of three-dimensional separated flows // International Journal of Heat and Fluid Flow. 2008. vol. 29.

Issue 03. pp. 803-811.

39.Cockrell D.J., Diamond M.J., Jones G.D. The Diffuser Inlet Flow Parameter. J.

Roy. Aero. Soc. 69, 350-2. 1965.

40.Cockrell D.J., Markland E. A review of incompressible Diffuser Flow. Aircraft

Engineering 35, 286-92. 1963.

41.Denton J.D. Multistage Turbomachinery Flow Calculation MULT ALL. Manual, Department of Engeneering Whittle Laboratory, University of Cambrige, 2000.

42.Denton J.D. The 1993 IGTI Scholar Lecture: Loss Mechanisms in Turbomachines // J. Turbomach. 1993. Volume 115. Issue 4. 621 (36 pages)

43.Farokhi S. A Trade-Off Study of the Rotor Tip Clearance Flow in a Turbine/Exhaust Diffuser System // ASME Paper 87-GT 229. 1987.

44.Ferziger J.H., Peric M. Computational methods fluid dynamics // Springer.

2001.

45.Fleige, H.-U.; Riess, W. Investigations of Gas Turbine Exhaust Diffuser Flows // Proc. of 4th European Conference on Turbomachinery - Firenze. 2001. Paper

ATI-CST-057/01 pp. 665-674.

46.Fu J.-L., Zhou S.-J., Liu J.-J. Experimental and numerical investigation of iterations between axial turbine and non-axisymmetric exhaust hood // ASME Journal of turbomachinery. 2008. GT2008-50766.

47.GE FlexEffîciency* 50 Combined Cycle Power Plant- URL: http://www.ge-energy.c0m/c0ntent/multimedia/_ files/downloads/GEAl 8787 FlexEffi-ciency_R2.pdf

48.Grundmann S., Sayles E.L., Eaton J.K. Sensitivity of an asymmetric 3D diffuser to plasma-actuator inducted inlet condition perturbations // Experiments in

Fluids. 2011. vol. 50. pp. 517-231.

49.GT24/GT26 Gas Turbines - URL: http://www.alstom.com/assetman-agement/DownloadAsset.aspx?ID=79a9c9d2-493a-4ac3-afc8-90fba5dfb5bd&version=0599836d53f945589b339b302392b6fl 10.pdf

50.Haller B. Development of new high AN2 last LP stage turbine & exhaust system - a cost effective solution for the 21st century // ASME Journal of turbomachinery. 2006. GT2006-90009.

51.Heavy Duty Gas Turbine Products. - URL: http://www.ge-energy.com/content/multimedia/_files/downloads/dataform_2046207337_280

9806.pdf

52.Hoadley D. Three-Dimensional Turbulent Boundary Layers in an Annular Diffuses. PhD St. John's College. - Cambridge, 1970.

53.Hoffman J.A. Effects of Free-Stream Turbulence on Diffuser Performance // ASME Journal of Fluids Engineering. 1981. Vol. 103.

54.Japikse D. Turbomachinery diffuser design technology. Concepts ETI, Inc., Norwich, Vermont, USA05055, 1984

55.Johnston I.H.I., Effect of inlet conditions on the flow in annular diffusers // Aeronautical Research Council, current papers. 1954. №178.

56.KA26 Combined Cycle Power Plant. - URL:

http://www.alstom.com/assetmanagement/DownloadAsset.aspx?ID=413be9f6-

13 af-45 8e-afa9-202ff8ebd4a2&version=29a01 ad249db46109a523 8b9765943 507.pdf

57.Kline S.J., Abbot D.E., Fox R.W. Optimum Design of Straight-Walled Diffus-ers. Journal of Basic Engineering. 1959. Vol.81. p.321-330.

58.Kluss D., Stoff H., Wiedemann A. Effect of wakes and secondary flow on reattachment of turbine exit annular diffuser flow // ASME Journal of turbo-machinery. 2009. vol. 131.

59.Kluss D., Wiedemann A., Volgmann W. Impact of gas turbine outflow on diffuser performance - a numerical study // ASME Journal of turbomachinery. 2004. GT2004-53043.

60.Kreitmeier F., Greim R. Optimization of blade-diffuser interaction for improved turbine performance // Proc. Instn Mech. Engrs. 2003. Vol. 217 Part A: J. Power and Energy.

61.Kumar, D.S.; Kumar, K.L. Effect of Swirl on Pressure Recovery in Annular Diffusers // Journal of Mechanical Engineering Science. 1980. Vol. 22 No. 6. pp. 305-313.

62.Kuschel M., Seume J.R. Influence of unsteady turbin flow on the performance of an exhaust diffuser // ASME Journal of turbomachinery. 2011. GT2011-45673.

63.Lai, Y.C.; So, R.M.C.; Hwang, B.C. Calculation of Planar and Conical Diffuser Flows // AIAA Journal. 1989.Vol.27. No. 5 pp.542-548.

64.McDonald A.T., Fox R.W. An Experimental Investigation of Incompressible Flow in Conical Diffusers // Int. J. of Mech. Science. 1966,Vol.8.

65.McDonald A.T., Fox R.W., Van Dewoestine R.V. Effects of Swirling Flows on Pressire Recovery in Conical Diffusers // AIAA Journal. - Vol 9. No 10.

66.Menter F.R., Smirnov P.E. Sensitization of the SST Turbulence Model to Rotation and Curvature by Applying the Spalart-Shur Correction Term // ASME Journal of Turbomachinery. 2009. Vol. 131. pp. 104-110.

67.Quest J., Scholz N. Experimentelle Untersuchungen von Nabendiffusoren hinter Turbinenstufen. Abschlußbericht zum FVV-Vorhaben, No 4468 Nabendiffusoren, DFVLR, Institut für Antriebstechnik, Köln, Germany.

68.Raab I., Lippert D., Hennecke D.K. A New Concept for the Design of Turbine Diffusere//ASME Paper. 1996. 96-GT-450.

69.Reneau L.R., Johnston J.P., Kline S.J. Performance and Design of Two-Dimesional Diffusers. Report PD-8, Thermosciences Division, Mechanical Engineering Department, Stanford University, 1967.

70.Senoo Y., Kawaguchi N., Kojima T., Nishi M. Optimum Strut-Configuration for Downstream Annular Diffusere with Variable Swirling Inlet Flow // ASME 81-FE-2. 1981.

71.Shaalan,M.R.A., Shabaka, I.M.H. An Experimental Investigation of the Swirling Flow Performance of an Annular Diffusers at Low Speed // ASME Paper

75-WA/FE- 17. 1975. 72.Sieker O., Seume J.R. Effects of rotating blade wakes on separation and pressure recovery in turbine exhaust diffusers // ASME Journal of turbomachinery.

2008. GT2008-50788. 73.Sovran G., Klomp E.D. Experimentally Determined Optimum Geometries for Rectilinear Diffusers with Rectangular, Conical or Annular Cross-Section // Fluid Dynamics of Internal Flow, Elsevier Publishing Co., 1967

74.The SGT5-8000H - proven in commercial operation - URL:

http://www.energy.siemens.com/br/pool/hq/power-generation/gas-turbines/SGT5-8000H/downloads/SGT5-8000H_brochure.pdf

75.Vassiliev V., Irmisch S., Claridge M., Richardson D.P. Experimental and numerical investigation of the impact of swirl on the performance of industrial gas turbines exhaust diffusers // ASME Journal of turbomachinery. 2003 GT2003-38424.

76.Vassiliev V., Rothbrust M., Irmisch S. Refitting of exhaust diffuser of industrial gas turbine // ASME Journal of turbomachinery. 2008. GT2008-50165.

77.Vassiliev V., Irmisch S., Florjancic S. CFD analysis of industrial gas turbine exhaust diffusers // ASME Journal of turbomachinery. 2002. 2002-GT-30597.

78.Zierer T. Experimental Investigations of the Flow in Diffusers Behind an Axial Flow Compressor // ASME Journal of Turbomachinery. 1995. April, Vol. 117. p.231-239.

149