CN1116271A - 涡轮机的扩压器 - Google Patents

Abstract

在轴流式蒸汽涡轮机的轴向/径向扩压器中，扩压器入口的弯折角(α_N，α_Z)不仅在涡轮机的轮毂处还是在汽缸处，均仅仅以在末级动叶列(7A)出口处沿通道高度有均匀的总压分布为目的来确定。扩压器从入口至出口借助于一块径向向外的弯曲导板(60)被分割为一个内通道(50)和一个外通道(51)。在扩压器的减速区内，在外通道(51)中设径向流导流片(70)，在内通道(50)中设斜流导流片(71)。它们都是用来消除有旋流中的涡旋的装置。

Description

涡轮机的扩压器

本发明涉及一种轴流式涡轮机的扩压器，其中

—扩压器入口的弯折角无论在轮毂处还是在涡轮机汽缸处，均

仅以在末端叶列出口处沿通道高度有均匀的总压分布为目的

确定；

—在扩压器减速区内设置形式上为导流片用以消除有旋流中涡

旋的装置，以及

—至少有一块分割扩压器的导板。

这类涡轮机的扩压器由EP-B 265633为已知。在那里为了在全负荷和部分负荷时满足最大可能的压力恢复和扩压器无旋排汽的要求，在扩压器内设整流叶栅，它沿流动通道的整个高度延伸。用于消除涡旋的装置是沿圆周均匀排列具有厚直型面的柱状导流片，它们按流体机械结构的理论进行设计，并应对倾斜的入流尽可能不敏感。导流片的入流前缘离末级动叶出口边后方较远处，以免导流片压力场干扰末端叶列。这一距离的确定原则是，导流片前缘应处于扩压器面积比最好为3的平面中。因此，在叶片与导流片之间的第一扩压区，由于总体的旋转对称性而应保持不破坏。在导流片与叶片之间没有干扰的原因是，导流片只是在一个速度水平已经比较低的平面内才起作用。

由于在传统的高负荷涡轮机的叶片中，叶片的张开角远大于一台良好扩压器的扩张角，所以，为了有助于流动，现有的扩压器用导流环将扩压器沿径向分成多个部分扩压器。导流环从一个紧挨着叶片出口的平面一直延伸到扩压比达到3的平面，也就是说沿整个第一扩压区延伸。为避免振动，导流环最好设计成整体式。这就成为一种无分开面而难以装配的结构方案。此外，在大型机中，导流环直径也大，所以会给运输带来困难。

第二扩压区从较厚的导流片前缘延伸到导流片最大剖面厚度处。在此第二区中应消除流动中涡旋的绝大部分，并基本上不减速。在紧接着的第三个其形式为直扩压器的扩压区内，对在这一时刻已几乎无旋的流动进行进一步减速。

采取所有这些措施，除应尤其在部分负荷时获得最大的压力恢复外，还应能缩短设备的结构长度。

在传统的燃气轮机中，空载时扩压器入流的速度比C_t/C_n约为1.2，其中，C_t表示介质的切向速度，C_n表示介质的轴向速度。这种倾斜的入流使压力恢复系数C_p下降。

在另一种机器类型中，例如蒸汽透平，容积流量减到40％，并因而比值C_t/C_n到3。在此类机器中，几何尺寸固定的扩压器是不适用的，因为压力恢复甚至可能为负值。即使在导流片栅距与弦长之比为0.5时也会出现这种情况。当导流片的栅距/弦长之比约为1时，虽然在全负荷时(即C_t/C_n约为零)有较高压力恢复，但这种导流片在这类机器中根本不能使用。

压力恢复大幅度下降的原因是，在上述极限比值时，动叶出口与导流片之间产生强烈的涡旋。导流片限制了涡旋，在导流片上消耗掉速度的切向分量。若在所形成的回流中携带有固体粒子，例如在蒸汽透平中的小水珠，则会产生使末级动叶列叶根腐蚀的严重危险。

本发明以纳维-斯托克斯三维优化计算方法为基础，目的是对于本文开始所述类型的扩压器，在预先给定扩压器面积比的情况下，在无旋排汽的同时获得物理上尽可能高的压力恢复。扩压器面积比是指扩压器出口与入口流动横截面之比。

按本发明为达到上述目的采取以下措施：

—扩压器有一个轴向进口和一个径向出口；

—扩压器用一块沿径向向外的弯曲导板分割为一个内通道和一个外通道。

—在扩压器外通道中设径向流导流片，在内通道中设斜流导流片。

虽然由EP-A 581978已知一些轴向/径向式扩压器，其中实施了弯折角的设计思想。然而，那里所涉及的是燃气轮机的多区式扩压器，如那儿的图4所示。第一个单通道的扩压区为钟形。第二扩压区用两个导流环分成三个部分扩压器，这一扩压区通向第三扩压区，后者只有很小量减速但强烈偏转。借助于延续到此扩压区中的导流环装置，大大有助于此急剧的偏转。这一措施还使第三扩压区沿通道高度的平均曲率半径得以有利地增大。

此外，在沿径向排汽的蒸汽透平机轴流式低压部分中，已知借助于径向向外弯曲的导板协助扩压流动。在图1所示的这种后面还要说明的机器中，由于结构上的原因，两块导板沿轴向成梯次排列，从而在不同的平面中起作用。这种方案的缺点是，协助气流偏转的作用仅仅是局部的，并需要许多固定支柱用来支承导板。这些支柱严重影响扩压流动。还应提供这样一个信息，即由于这一原因，当前在设计扩压器时一般没有任何增强装置。否则会带来巨大的流动损失。

本发明以一种在叶片出口的流动中存在严重分离的设备为出发点，在轮毂处设反涡旋装置，在汽缸处设正旋装置；沿径向的外部区有高得多的流动能量，本发明的优点是，在轴向/径向偏转的双通道扩压器中，首次成功地应用了弯折角设计思想，其目的是沿叶高有尽可能小的总压不均匀度。通过有目的地设置在沿子午面偏转时协助扩压流动的连续弯曲导板，以及设置在两个部分通道中其形式为成型片的流动方向附加导流片，获得了一种将有旋流的流动能量转变为压力能的低损失转换装置。导流片同时还作为导板的机械支承装置，从而可以取消迄今采用的造成高损失的支柱。

若将具有内和外导流片和有关的内和外扩压器环的导板设计为具有水平分开面的自支承式半壳，则导板的这种合乎目的的机械完整性将使扩压器的装配/拆卸简化，并易于接近叶片。

为了基本上避免与叶片的末端动叶列发生干扰，有利的做法是，在内通道中导流片距叶片出口的距离a与导流片栅距t之比至少为0.5。此外，这一措施还导致充分利用流动介质的作功能力。

当导流片的弦长s与导流片栅距t之比至少为1时，可保证敏感的扩压流动无分离地偏转到无旋的排汽方向，并可按所要求的进行减速。

如果导流片的最大剖面厚度dmax与导流片弦长s之比最多为0.15并沿导流片高度基本上为常数，则超速、局部马赫数问题和不同的挤压作用均减到最小程度。

此外，导流片前缘沿导流片高度应定向为与流线正交。与dmax/s＝常数的措施一起，可保证流动不向外挤压和不产生分离。

导流片断面中线曲率最好根据无冲击入流和沿轴向排汽来选定。以保证所要求的高的压力恢复，以及对局部负荷不那么敏感。

在扩压区有水平分开面时设偶数导流片，此时，导流片排列在垂直面内，而不在水平面中。

在径向导流片两端设底板是合乎目的的，导流片通过底板插入制在叶片支架和导板上的环槽中。特别有利的是，在两侧底板的孤形圆周面上制有环槽，导板环槽的尖角嵌入底板环槽中。因此，除了准确地导引导流片外，还可以通过导流片将拉力传入导向叶片支架。在导流片万一受到腐蚀性破坏时，可用最简单的方法将它们更换掉。

附图示意和简化地表示了本发明的一种实施例。

其中：

图1设有一个属于先有技术的扩压器的双流低压透平的部分

   轴向剖面；

图2按本发明的扩压器局部纵剖面；

图3沿图2中剖切线3-3通过扩压器的局部横剖面；

图4沿图2中剖切线6-6和7-7通过导流片的局部横剖面；

图5沿图2中剖切线4-4和5-5通过导流片的局部横剖面；

图6图2中细部X的放大表示。

在图1中表示的设有轴向/径向式废汽扩压器的汽轮机中，只给那些为理解其工作方式有关的主要构件加了标号。主要的构件有外壳1，内罩2和转子3。外壳由多个在图上没有详细表示的部分组成，它们通常在设备安装地点才互相用螺钉或焊接组装在一起。内罩由圆环形进汽通道4和装在它后面的导向叶片支架5组成，导向叶片6装在此支架上。外壳、内罩和叶片支架均沿水平面分开，并在分开凸缘41(见图3)处用螺钉互相连接在一起。在此分开凸缘的所在平面内，内罩通过支臂支承在外壳上。

装有动叶片7的转子3由轴盘和轴端通过整体式联接法兰焊接在一起构成。转子借助于图中未表示的滑动轴承支承在轴承座中。

蒸汽的流路是从供汽管道经外壳1中的蒸汽通道流入内罩2中。圆环状进汽通道用来保证蒸汽能准确地被导引到叶片的两个流道中去。在蒸汽将其能量释放给转子3后，在其向图纸的下方流往冷凝器之前，经环形扩压器11流到外壳1的排汽腔30。设在外壳中转子通过处的轴向流动的轴密封装置13，用来防止空气进入蒸汽中。在这种已知的机器中，由扩压器的形状可以看出，在这里没有实现弯折角(Knickwinkel)的设计思想。在扩压器的入口处，叶片的扩张角显著减小。仅仅为了局部有助于气流偏转，可以看到有两块沿轴向成梯次配置的导板，它们必须用上面曾提到过的带来缺点的支柱固定在扩压器内壁和外壁上。

在图2和3中，凡与图1中作用相同的构件均采用同一种符号。图中只表示了末级带有导向叶片6A的导叶列和带有末端叶片7A的动叶列。

扩压器外环25和扩压器内环24构成了扩压器的流动边界。前者用螺钉固定在叶片支架5上(如图所示)。后者由多件组成。最靠近叶片的是一个至少近似于沿轴向延伸的环形件24A。与之相接的是一个偏转的环形件24B，它向一个更加强烈地偏转的环形件24C过渡。构件24a和24B互相焊接。在构件24B和24C之间留有一个轴向间隙。轴密封装置13的外壳固定在环形件24C上。在下游，环形件24C通过一个法兰与基本上竖直的后部挡板31相连。挡板本身以密封蒸汽的方式与外壳1连接。

扩压器用一块偏转的导板60分割成两个部分通道，即一个内通道50和一个外通道51。由于制造方面的原因，此导板同样设计成由三部分组成；第一部分60A，强烈偏转的中间部分60B以及竖直部分60C。这三部分焊接成一个整体。

这两个部分通道50、51的面积比，根据末级动叶片7A后的总压分布或流动能量来确定。当例如必须转换较大的动能时应选择较大的面积比，这种情况可能发生在外通道中；相应地，当在内通道中应转换较小的能量时，则选用较小的面积。在本实施例的情况下，外通道50和内通道51的面积相等，而且是从扩压器进口直至扩压器出口均保持这一情况。因此，部分导板60B和扩压器内环24B、24C要有不同的迎角。导板部分60A定位成使气流能无冲击地入流。当然，也可以与图中所表示的方案不同，扩压器内环24和导板60还可设计成曲率连续变化的形式。

现在，紧挨着叶片出口的扩压器两个界壁24、25的弯折角对于所要求的扩压器作用方式而言起决定性的作用。这里所涉及的叶片是一种具有大扩张角的高负荷反动式叶片。末级动叶列7A的气流以高马赫数流过。叶根处的通道轮廓是圆柱形的，叶尖处的通道轮廓是倾斜的，倾斜角最多至40°。如果将此斜度一直延续到扩压器内，则上述40°角完全不适合于使流动减速和获得所要求的压力增加。流动将从壁面分离。单纯从结构方面考虑，通常要将扩压角从40°减至约7°。然而由此引起的在扩压器入口弯折点的流线的偏转以及与此相关的有害的压力上升降低了压差，亦即降低了蒸汽对叶片所作的功。其后果是减小了功率。未被利用的能量在扩压器出口引起局部超速，并必然在废汽壳体内损耗掉。

因此，扩压器应单独按流体力学的原理来进行设计。所需考虑的重要之点是，必须沿整个通道高度有尽可能均匀的总压分布。因此，这两个弯折角应根据在叶片和在扩压器内的总体流动状况来确定。

由径向平衡方程可以得知，流线的子午面曲率首先决定了上述压力增加的程度。因此必须首先通过采用适当的弯折角加以调整，以便能获得均匀的总压分布。按照这样的条件，原则上确定了扩压器入口处内部界壁24的弯折角α_N(图2＋6)。在本实施例的情况下，接上述条件得出的角α_N为从水平面出发沿反方向减小，并接近10°。

由此可见，一种随意的，例如圆柱形延续的扩压器内界壁，在任何情况下均不适用于补偿常有的排汽缺陷。然而，采用这种新措施，通过增加轴功降低了剩余能量。否则，这些功将作为残留的能量在扩压器之后损耗掉。

在图6所示的例子中，在轮毂处的弯折角α_N通过一个以适当方式制在转子3上的凸缘80构成。此弯折角沿着首先入流的扩压器内环24A的轴向长度延伸。在凸缘端部与扩压器内环24A之间构成一个斜的环形通道81。为此，凸缘的下侧与扩压器内环24A的前缘制成相应的形状。这一措施的优点是，叶根部分的排汽汽流抵制了有害的横向流动效应。在属于先有技术的机器中，通常由于转子侧壁32的泵作用、汽封蒸汽以及外壳1的非旋转对称促使形成这类横向流动。

现在按同样的理由来确定汽缸处的弯折角α_Z，亦即在外界壁25处的弯折角。当然，在这里应当注意到，由于在叶尖与叶片支架2之间有间隙流动，使流动成为含高能量的。此外，气流中含有许多涡旋。所以在这里要能做到能量的均匀分布，只有使汽缸处的折弯角α_Z相对于倾斜的叶片通道在任何情况下均向外张开。在本实施例中附加10-15°。

结果表明，扩压器总的扩张角要比叶片的扩张角大得多。在任何情况下都不再认为它只是一个单纯从结构方面考虑的数值。从而创造了一种条件，使得在下游的扩压器中进行的压力转换，在扩压器出口处产生均匀和无旋的排汽流。

现在已经清楚，总共约60°扩张角的扩压器不适用于使汽流减速。对于本文开始所提及的已知扩压器，其通道因而沿径向用几个导流环分割成多个部分扩压器，它们按照现有的用于直的扩压器的规则来确定尺寸。

在本发明的情况下，设有已经介绍过的唯一的一块导板60，它将气流通道分为两个部分扩压器。图2中表示了扩压区的导流构件。这两个部分扩压器均设计成钟形扩压器(bell shaped diffusor)。这意味着，为了避免流动分离，在按上述准则确定的弯折角α_Z和α_N的下游，子午轮廓的等效扩张角θ被减小。扩张角的减小先以较大的程度，紧接着以较小的程度进行，这样便导致形成一种与钟形相当的结构形状。等效扩张角θ的含义是： $\tan \mathrm{\θ}/2=\frac{1}{U}\·\frac{\mathrm{dA}}{\mathrm{dS}}$ 式中U＝流动横截面的当地周长；dA＝流动横截面积的局部改变；ds＝沿部分扩压器流动路径的局部改变。

按照本发明，在扩压器外通道51中设径向流导流片70，在内通道50中设斜流导流片71。

由图2可见，内导流片71与扩压器内环24B和导板前部60A连接，例如采用焊接。图2还表示，径向流导流片71是如何固定在外通道51中的。图中表示了一种悬挂的方案，它既适合于承受拉力，也适合于承受压力。在导流片的两侧制有相同的底板14，它们以倒梯形或燕尾形的方式插在扩压器外环25和导板竖直部分60C相应的环槽内。为此，在内底板和外底板弯曲的圆周面上制有槽，环槽15的尺寸与之相应的尖角插在底板的槽中。

以此方式，由导板60A、B、C与内、外导流片71、70以及有关的内(24A、B)和外(25)扩压器环组成的系统，构成了一种自支承组件。出自于装配的原因，这一组件设计为具有水平分开面的半壳。这两个半壳在分开面中通过内法兰26(图3)用螺钉相互连接。分开面26处于机器轴线的高度位置上。下半壳可以固定在轴密封装置13的外壳上(图中未示出)。

这种构造易于接近叶片。当例如要拆除末端叶片7A时，可按下述过程进行：首先将排汽罩(外壳1的部分)与轴密封装置13的上壳一起向上提升。然后，在拆除扩压器内环的法兰螺钉和扩压器外环的螺钉连接后，自支承组件的上半壳便可作为一个整体向上提升。

显然，这类扩压器部件非常适用于改造现有的设备。为了在这种情况下准确设计必要的扩压器几何尺寸，其中包括弯折角、部分通道的面积比和导流片的几何尺寸，建议先测出紧挨着末端动叶列7A出口处的流动状况，然后按照反设计原理确定必要的扩压器几何尺寸。在重新设计设备时，扩压器部件应以保证工作点或决定性的工作范围为基础进行设计。

在本实施例的情况下，径向流的外导流片70的数量为50片。采用偶数有如图3所示的优点，亦即在水平分开面中没有导流片。采用片数较多的导流片70还有别的优点，因为这样一来径向的结构高度小，或对扩压器和排汽的结构空间的影响较小。

在本实施例中内导流片71的数量为18片。如图3所示，采用偶数也可使水平分开面中无内导流片。导流片70、71的数量以及流体力学设计基于以下的考虑：

首先是内导流片71的前缘与叶片出口之间的距离a与导流片栅距t之比，栅距t反映了叶片的数量。这一比值至少为0.5，从而基本上可以避免与叶片的末级动叶列7A的相互干扰。

在本实施例的情况下，在确定导流片的弦长时应考虑两方面因素。一方面，导流片具有支承作用，所以它不能降低到小于一个最小横截面。另一方面，导流片有使气流偏转的任务，在导流片的协助下应使有旋流被整直，此时同样不能降低到小于一个最小弦长。若导流片弦长s与导流片栅距t之比至少等于1以及后面要说明的导流片最大剖面厚度dmax与导流片弦长s之比约为0.15时，则上述两项任务均能完成。

导流片的结构配置按下列准则确定：为了便于接近叶片，扩压区设有水平分开面，也就是说，扩压器内环、扩压器外环以及导板均设计成分开式的。

在水平分开面中最好不设导流片，以免导流片被分开。另一方面，导流片最好排列在一个垂直面内。为达到上述目的最恰当的导流片数量为18。

导流片最大剖面厚度dmax与导流片弦长s之比应不超过0.15，并沿导流片高度基本保持常数。与本文开始所提到的扩压器中的导流片相比，这种较薄的导流片避免产生局部马赫数问题，并沿导流片高度使挤压作用的差别减到最小的程度。

与本文开始所述扩压器中的导流片相比，这里的导流片设计成弯曲的。导流片的断面中线的曲率根据无冲击地入流和沿轴向流出来选择，因此，沿导流片高度在一般情况下曲率是变化的。

斜流的内导流片71基本上可为锥形。这是以一个适合于完成偏转任务的弦长与栅距之比(s/t)的概念为基础的。这一形状构成了起始位置，然后沿导流片高度逐个剖面地与实际的流动状况相适应。为此，导流片的前缘72沿导流片高度应定位为，使之与流线垂直相交。这样得出的前缘必然既不与径向也不与轴向对齐。

这一新措施还允许在末级动叶片7A的出口处出现一定的反涡旋，因为在扩压器下游借助于导流片使气流对准轴向流动。这种反涡旋带来下列优点：

—在效率保持不变的情况下可以提高级的功，或

—在级的功保持不变的情况下可以提高效率；

—末级动叶列的叶片可设计成有较小的扭转，因此可降低成本；

—在末级涡轮导向叶片列中的偏转可以减少，这一情况尤其在湿蒸汽透平中由于颗粒分离而有重要意义。

总之，可以看出，这种新型的扩压器部件具有高的效率-势能；其压力恢复系数可达60％。弯折角的设计思想与导流片一起，可使涡旋能低损失地转换成压力能，而且两列导流片的无旋排汽保证只有最小的剩余能量。此外，在排汽中，尤其在分开面中存在对称的流动腔，可在尽可能低的速度水平下得到最充分的利用。由图中所表示的结构型式可以看出，内通道50只需部分地用于真正的扩压过程。挡板31区的下游部分增加了在分开面中的自由横截面，并因而减少了有害的非轴对称性。

              符号表

1 外壳

2 内罩

3 转子

4 进汽通道

5 导向叶片支架

6 导向叶片

6A 末级导向叶片

7 动叶片

7A 出口叶片

11 扩压器

13 轴密封装置

14 底板

15 环槽

24A，B，C 扩压器内环

25 扩压器外环

26 扩压器内环的分开法兰

30 排气腔

31 挡板

32 转子侧壁

41 外壳分开凸缘

50 扩压器内通道

51 扩压器外通道

52 机器轴线＝水平分开面

60，A，B，C 导板

70 外导流片

71 内导流片

72 71的前缘

80 转子上的凸缘

81 环形通道

a 从7A到71的距离

dmax 70、71的最大剖面厚度

s 70、71的弦长

t 70、71的栅距

α_Z 25处的弯折角

α_N 24A处的弯折角

Claims (12)

1.轴流式涡轮机的扩压器，其中

—扩压器入口的弯折角(α_N，α_Z)，无论是在涡轮机的轮毂处还是在汽缸处，均仅仅以在末级动叶列(7A)出口处沿通道高度有均匀的总压分布为目的来确定，

—在扩压器(50，51)的减速区内，设置了形状为导流片(70，71)的用于消除旋流中的涡旋的装置，以及

至少有一块分割扩压器的导板(60)，其特征为：

—扩压器(50，51)具有轴向入口和径向出口，

—扩压器从入口至出口借助于一块径向向外的弯曲导板(60)被分割为一个内通道(50)和一个外通道(51)，

—在扩压器的外通道(51)中设径向流导流片(70)，在内通道(50)中设斜流导流片(71)。

2.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：为了基本上避免与叶片的末端动叶列(7A)发生干扰，在内通道(50)中，导流片离叶片出口的距离(a)与导流片栅距(t)的比值至少等于0.5。

3.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：为了完成气流偏转任务，导流片弦长(s)与导流片栅距(t)之比至少为1，沿导流片高度，此比值根据偏转的要求选择。

4.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：导流片最大剖面厚度(dmax)与导流片弦长(s)之比最高为0.15，并沿导流片高度基本上为常数。

5.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：导流片的前缘(72)沿导流片高度定向为与流线垂直相交。

6.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：导流片断面中线的曲率，根据沿整个导流片高度气流无冲击地流入和无旋地流出来选定。

7.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：在轮毂侧的扩压器入口处的转子(3)与扩压器内环(24A)之间设有一个倾斜于流动方向延伸的环形通道(81)，通过它可在主流路中引入阻隔装置。

8.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：导板(60A、B、C)与内和外导流片(71、70)以及有关的内(24A、B)和外(25)扩压器环一起被设计为带水平分面的自支承半壳。

9.按照权利要求8所述的扩压器，其特征为：半壳在分开面中设有径向向内的法兰(26)。

10.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：设置偶数的导流片(70，71)，其中，导流片排列在垂直面内，而不设在水平面内。

11.按照权利要求10所述的扩压器，其特征为：在外通道(51)中设有50片导流片(70)，在内通道(50)中设有18片导流片(71)。

12.按照权利要求1所述的扩压器，其特征为：在径向流导流片(70)的两端设有底板(14)，导流片通过底板插入在扩压器外环(25)和导板(60C)上的环槽(15)中。

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