CN113221482B - 一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法 - Google Patents
一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法 Download PDFInfo
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Abstract
本发明公开了一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法，尤其涉及一种汽轮机级叶片与排汽缸联合的设计方法。该方法使用排汽缸出口参数作为汽轮机末级叶片设计输入参数之一，使用设计完成的末级叶片出口气流角分布作为排汽缸设计的输入参数之一，有效地考虑了汽轮机末级叶片与排汽缸的相互影响作用。通过在特定变工况范围内考核汽轮机末级叶片和排汽缸整体性能，有效地保证了汽轮机进行变工况运行时地效率，提高了汽轮机整体运行经济性。
Description
技术领域
本发明涉及透平末级叶片设计、排汽缸设计技术领域，尤其是涉及一种汽轮机末级叶片与排汽缸联合的设计方法。
背景技术
驱动用工业汽轮机是功能转换的重要设备，广泛应用于石油、化工、冶金、能源、核电、船舶等众多工程领域。与发电用汽轮机相比，工业汽轮机具有变参数、多种汽源、变转转速、变负荷等运行特点。叶片是工业汽轮机的核心部件，叶片的效率直接影响着汽轮机的整体效率，是先进汽轮机设计的关键。排气缸属于工业汽轮机的进排气装置，其压力损耗对汽轮机性能也有极大的影响，大量研究表明排汽缸总压损失每增加1％，汽轮机效率就要降低约0.25％。
传统的汽轮机低压级叶片设计和排汽缸设计，一般是分别独立进行。叶片设计中，通常的方法是预选建立标准叶型库，应用时依据进汽角等关键参数在标准叶型库中选用型线或使用关键参数(进出汽角、安装角、弦长等)和样条叶型型线，通过控制截面叶型积叠造型。排汽缸设计则在低压级叶片设计完成之后独立开展，依据低压级叶片设计获得的排汽流量、排汽速度等，确定排汽缸进口面积，然后选定排汽缸进出口面积比、出口半径与轴向长度比等结构参数，使用CFD方法进行排汽缸三维设计。
现有技术方案忽略了低压级叶片与排汽缸的相互影响作用，比如，传统的排汽缸设计，一般不考虑低压级叶片出口气流速度分布规律，设计的排汽缸整体效率不高；而传统的低压级叶片设计，只能保证在特定状态(或运行参数)时汽轮机有相对较高的效率。因此，针对长期进行变工况运行的工业汽轮机，现有的技术方案考核目标不全面，设计获得的结构整体热效率低下，最终导致汽轮机整体运行效率低。
发明内容
为了解决以上技术问题，本发明提出了一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法，该方法能有效提高汽轮机整体运行效率，解决了目前变工况运行时汽轮机低压级和排汽缸效率低下的问题。
为了实现上述目的，本发明采用以下技术方案：
一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法，包括以下步骤：
S1、预设汽轮机热力设计工况点的参数，计算汽轮机末级动叶的出口压力P2；
所述参数包括：排气缸的总压力损失η、排气缸的出口压力P3、排汽速度c3，排汽密度ρ，排汽缸的进出口面积比RA、排汽缸的出口半径与轴向长度比RZ、汽轮机的排汽流量W、末级动叶的径高比Rh、末级动叶中径位置的气流速度；
S2、根据步骤S1的排汽流量W和汽轮机末级动叶的出口压力P2，计算汽轮机末级动叶的排气面积A2；
S3、根据步骤S1的末级动叶的径高比Rh，确定末级动叶的子午流面型线；
S4、根据步骤S1的末级动叶中径位置的气流速度，选择速比RV和反动度Ω，确定静叶焓降和动叶焓降；
S5、根据汽轮机末级静叶和动叶的出口气流角β的分布规律，通过调整参数a1-a3，使动叶片的叶片根部反动度Ω>0.1，动叶片出口平均气流角在85-95°之间；
S6、若调整参数a1-a3不能满足步骤S5的要求，则调整速比RV和反动度Ω，重复步骤S4和步骤S5，直至步骤S5的要求被满足；
S7、设计静叶片积叠规律，使静叶片的叶片根部的反动度Ω>0.2；
所述静叶片积叠规律控制参数包括叶型切向偏移量和轴向偏移量；
S8、将动叶片、静叶片沿叶高分为N个截面，根据进口气流角和出口气流角，选定弦长b、安装角θ和相对节距t，进行静叶片和动叶片的叶型设计；
S9、按照步骤S7的静叶片积叠规律进行静叶片三维造型，确定静叶片结构；按照重心积叠规律进行动叶片三维造型，确定动叶片结构；
S10、根据步骤S1的排汽缸进出口面积比RA和步骤S2的末级动叶片的排汽面积A2，计算排汽缸出口面积A3；
S11、根据步骤S1的排汽缸出口半径与轴向长度比RZ和步骤S10的排汽缸出口面积A3，计算排汽缸轴向长度Z；
S12、根据排汽缸结构和强度设计的限制要求，确定用于排汽缸支撑罩壳设计的九个参数的取值范围，形成九参数样本空间；
S13、根据步骤S5至步骤S7确定的动叶片出口气流角分布规律，使用拉丁超立方抽样方法对步骤S12的九参数样本空间进行筛选，利用九参数导流型线造型方法进行排汽缸支撑罩壳的设计，并进行排汽缸三维造型，确定排汽缸的结构；
S14、耦合步骤S9确定的静叶片结构、动叶片结构和步骤S13确定的排汽缸结构，进行三维数值模拟分析，考核三维数值模拟分析获得的排汽缸总压力损失是否不大于步骤S1的估算值，若不满足，则重新估算排汽缸总压力损失η，重复以上步骤，直至满足要求；
S15、在变工况范围内，考核汽轮机末级叶片和排汽缸整体的效率是否达到设计目标，若不满足，则重新调整静叶片的积叠规律和重新设计排汽缸支撑罩壳型线，重复步骤S7至步骤S15，直至满足要求；
S16、选定叶根、拉筋凸台和叶片围带形式，完成叶片三维结构设计。
优选地，步骤S1中所述出口压力P2的计算公式为：P2＝P3*(1+η)(1)；
其中,所述总压力损失η为2-10％。
优选地，步骤S2中所述末级动叶的排气面积A2的计算公式为：A2＝A3*RA(2)。
优选地，步骤S3中子午面的扩张角度不大于50°；所述末级动叶的径高比Rh取值范围为0.8-1.4。
优选地，步骤S4中所述速比RV和反动度Ω的选择方式为：级平均反动度在0.2-0.6之间，速比在0.5-1.0之间，级焓降在100-250kJ/kg之间。
优选地，步骤S5中所述所述汽轮机末级静叶和动叶的出口气流角β的分布规律为β＝a1*x^2+a2*x+a3 (3)；
其中，x为相对叶高，取值范围为0-1，每一个x，对应一个β；其中a1、a2、a3为取值系数，范围为-100-100。
优选地，步骤S8中所述弦长b、安装角θ和相对节距t的选择方法为：综合考虑气动和强度振动进行选择，其中，相对节距t的范围在0.15-1.1，安装角θ的范围在5-87°，弦长b＝相对节距*节距，节距是叶片固有的几何属性。
优选地，步骤S10中所述排汽缸出口面积A3的计算公式为：A3＝W/(c3*ρ) (4)。
优选地，步骤S11中所述排汽缸轴向长度Z的计算公式为：Z＝((A3/π)^-0.5)/RZ(5)。
优选地，所述步骤S12中所述九个参数为：前缘圆弧半径RL、尾缘圆弧半径RT、最大厚度圆半径Rmax、最大厚度圆距前缘距离L0、背弧圆弧半径RS、内弧圆弧半径RP1、内弧圆弧半径RP2、尾缘平切段LT、轴向跨距L；并且相邻线段均以相切作为几何约束。
优选地，步骤S13中所述九参数导流型线造型方法为样条曲线拟合。
本发明还提供了一种汽轮机，包括上述的设计方法设计的末级叶片和/或排汽缸。
相比于现有技术，本发明实现了汽轮机末级叶片和排汽缸的联合设计，使用排汽缸出口参数作为汽轮机末级叶片设计输入参数之一，使用设计完成的末级叶片出口气流角分布作为排汽缸设计的输入参数之一，有效地考虑了汽轮机末级叶片与排汽缸的相互影响作用。通过在特定变工况范围内考核汽轮机末级叶片和排汽缸整体性能，有效地保证了汽轮机进行变工况运行时地效率，提高了汽轮机整体运行经济性。
附图说明
图1是本发明设计方法的设计流程图；
图2是汽轮机末级叶片和排汽缸结构示意图；
图3是静叶片积叠示意图；
图4是静叶片和动叶片叶型设计示意图；
图5是叶片三维造型示意图；
图6是九参数导流型线造型方法参数说明示意图；
图7是超拉丁抽样方法获得的几组优化的排汽缸支撑罩壳型线；
图8是叶片三维结构示意图；
图中，1、静叶片，2、动叶片，3、排汽缸，4、排汽缸支撑罩壳，5、叶根，6、拉筋凸台，7、叶片围带。
具体实施方式
应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。
下面通过具体实施方案结合附图及对本发明作进一步详细说明。
如图1和2所示，本发明提供了一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法，包括以下步骤：
S1、预设汽轮机热力设计工况点的参数，计算汽轮机末级动叶的出口压力P2；
所述参数包括：排气缸的总压力损失η、排气缸的出口压力P3、排汽速度c3，排汽密度ρ，排汽缸的进出口面积比RA、排汽缸的出口半径与轴向长度比RZ、汽轮机的排汽流量W、末级动叶的径高比Rh、末级动叶中径位置的气流速度；
步骤S1中所述出口压力P2的计算公式为：P2＝P3*(1+η)(1)；
其中,所述总压力损失η为2-10％，优选为4％。
S2、根据步骤S1的排汽流量W和汽轮机末级动叶的出口压力P2，计算汽轮机末级动叶的排气面积A2；
步骤S2中所述末级动叶的排气面积A2的计算公式为：A2＝A3*RA(2)。
S3、根据步骤S1的末级动叶的径高比Rh，确定末级动叶的子午流面型线；
步骤S3中子午面的扩张角度不大于50°；所述末级动叶的径高比Rh取值范围为0.8-1.4。
S4、根据步骤S1的末级动叶中径位置的气流速度，选择速比RV和反动度Ω，确定静叶焓降和动叶焓降；
步骤S4中所述速比RV和反动度Ω的选择方式为：级平均反动度在0.2-0.6之间，速比在0.5-1.0之间，级焓降在100-250kJ/kg之间。
S5、根据汽轮机末级静叶和动叶的出口气流角β的分布规律，通过调整参数a1-a3，使动叶片的叶片根部反动度Ω>0.1，动叶片出口平均气流角在85-95°之间；
步骤S5中所述所述汽轮机末级静叶和动叶的出口气流角β的分布规律为β＝a1*x^2+a2*x+a3 (3)；
其中，x为相对叶高，取值范围为0-1，每一个x，对应一个β；其中a1、a2、a3为取值系数，范围为-100-100。
S6、若调整参数a1-a3不能满足步骤S5的要求，则调整速比RV和反动度Ω，重复步骤S4和步骤S5，直至步骤S5的要求被满足；
S7、设计静叶片积叠规律，使静叶片的叶片根部的反动度Ω>0.2；
如图3所示，所述静叶片积叠规律的控制参数包括叶型切向偏移量和轴向偏移量。
S8、将动叶片、静叶片沿叶高分为N个截面，根据进口气流角和出口气流角，如图4所示，选定弦长b、安装角θ和相对节距t，进行静叶片1和动叶片2的叶型设计；
步骤S8中所述弦长b、安装角θ和相对节距t的选择方法为：综合考虑气动和强度振动进行选择，其中，相对节距t的范围在0.15-1.1，安装角θ的范围在5-87°，弦长b＝相对节距*节距，节距是叶片固有的几何属性。
S9、按照步骤S7的静叶片积叠规律进行静叶片三维造型，确定静叶片结构；按照重心积叠规律进行动叶片三维造型，确定动叶片结构，如图5所示；
S10、根据步骤S1的排汽缸进出口面积比RA和步骤S2的末级动叶片的排汽面积A2，计算排汽缸出口面积A3；
步骤S10中所述排汽缸出口面积A3的计算公式为：A3＝W/(c3*ρ) (4)。
S11、根据步骤S1的排汽缸出口半径与轴向长度比RZ和步骤S10的排汽缸出口面积A3，计算排汽缸轴向长度Z；
步骤S11中所述排汽缸轴向长度Z的计算公式为：Z＝((A3/π)^-0.5)/RZ (5)。
S12、根据排汽缸结构和强度设计的限制要求，确定用于排汽缸支撑罩壳4设计的九个参数的取值范围，形成九参数样本空间；
如图6所示，所述步骤S12中所述九个参数为：前缘圆弧半径RL、尾缘圆弧半径RT、最大厚度圆半径Rmax、最大厚度圆距前缘距离L0、背弧圆弧半径RS、内弧圆弧半径RP1、内弧圆弧半径RP2、尾缘平切段LT、轴向跨距L；并且相邻线段均以相切作为几何约束。
S13、根据步骤S5至步骤S7确定的动叶片出口气流角分布规律，使用拉丁超立方抽样方法对步骤S12的九参数样本空间进行筛选，利用九参数导流型线造型方法进行排汽缸支撑罩壳4的设计，并进行排汽缸三维造型，确定排汽缸3的结构；
具体地，使用拉丁超立方抽样方法对九参数样本空间进行筛选，最终确定一组参数进行排汽缸支撑罩壳的设计，并进行排汽缸三维造型，基于安装和结构的要求，排汽缸支撑罩壳的型线沿径向应完全相同，如图7所示；
步骤S13中所述九参数导流型线造型方法为样条曲线拟合。
S14、耦合步骤S9确定的静叶片结构、动叶片结构和步骤S13确定的排汽缸结构，进行三维数值模拟分析，考核三维数值模拟分析获得的排汽缸总压力损失是否不大于步骤S1的估算值，若不满足，则重新估算排汽缸总压力损失η，重复以上步骤，直至满足要求。
S15、在变工况范围内，考核汽轮机末级叶片和排汽缸整体的效率是否达到设计目标，若不满足，则重新调整静叶片的积叠规律和重新设计排汽缸支撑罩壳型线，重复步骤S7至步骤S15，直至满足要求。
S16、选定叶根5、拉筋凸台6和叶片围带7形式，完成叶片三维结构设计，如图8所示。
相比于现有技术，本发明实现了汽轮机末级叶片和排汽缸的联合设计，使用排汽缸出口参数作为汽轮机末级叶片设计输入参数之一，使用设计完成的末级叶片出口气流角分布作为排汽缸设计的输入参数之一，有效地考虑了汽轮机末级叶片与排汽缸的相互影响作用。通过在特定变工况范围内考核汽轮机末级叶片和排汽缸整体性能，有效地保证了汽轮机进行变工况运行时地效率，提高了汽轮机整体运行经济性。
以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想；同时，对于本领域的一般技术人员，依据本发明的思想，在具体实施方式及应用范围上均会有改变之处，综上所述，本说明书内容不应理解为对本发明的限制。
Claims (10)
1.一种透平末级叶片与排汽缸联合的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：
S1、预设汽轮机热力设计工况点的参数，计算汽轮机末级动叶的出口压力P2；
所述参数包括：排汽缸的总压力损失η、排汽缸的出口压力P3、排汽速度c3，排汽密度ρ，排汽缸的进出口面积比RA、排汽缸的出口半径与轴向长度比RZ、汽轮机的排汽流量W、末级动叶的径高比Rh、末级动叶中径位置的气流速度；
S2、根据步骤S1的排汽流量W和汽轮机末级动叶的出口压力P2，计算汽轮机末级动叶的排气面积A2；
S3、根据步骤S1的末级动叶的径高比Rh，确定末级动叶的子午流面型线；
S4、根据步骤S1的末级动叶中径位置的气流速度，选择速比RV和反动度Ω，确定静叶焓降和动叶焓降；
S5、根据汽轮机末级静叶和动叶的出口气流角β的分布规律，通过调整参数a1-a3，使动叶片的叶片根部反动度Ω>0.1，动叶片出口平均气流角在85-95°之间；
S6、若调整参数a1-a3不能满足步骤S5的要求，则调整速比RV和反动度Ω，重复步骤S4和步骤S5，直至步骤S5的要求被满足；
S7、设计静叶片积叠规律，使静叶片的叶片根部的反动度Ω>0.2；
S8、将动叶片、静叶片沿叶高分为N个截面，根据进口气流角和出口气流角，选定弦长b、安装角θ和相对节距t，进行静叶片和动叶片的叶型设计；
S9、按照步骤S7的静叶片积叠规律进行静叶片三维造型，确定静叶片结构；按照重心积叠规律进行动叶片三维造型，确定动叶片结构；
S10、根据步骤S1的排汽缸进出口面积比RA和步骤S2的末级动叶片的排汽面积A2，计算排汽缸出口面积A3；
S11、根据步骤S1的排汽缸出口半径与轴向长度比RZ和步骤S10的排汽缸出口面积A3，计算排汽缸轴向长度Z；
S12、根据排汽缸结构和强度设计的限制要求，确定用于排汽缸支撑罩壳设计的九个参数的取值范围，形成九参数样本空间；
S13、根据步骤S5至步骤S7确定的动叶片出口气流角分布规律，使用拉丁超立方抽样方法对步骤S12的九参数样本空间进行筛选，利用九参数导流型线造型方法进行排汽缸支撑罩壳的设计，并进行排汽缸三维造型，确定排汽缸的结构；
S14、耦合步骤S9确定的静叶片结构、动叶片结构和步骤S13确定的排汽缸结构，进行三维数值模拟分析，考核三维数值模拟分析获得的排汽缸总压力损失是否不大于步骤S1的估算值，若不满足，则重新估算排汽缸总压力损失η，重复以上步骤，直至满足要求；
S15、在变工况范围内，考核汽轮机末级叶片和排汽缸整体的效率是否达到设计目标，若不满足，则重新调整静叶片的积叠规律和重新设计排汽缸支撑罩壳型线，重复步骤S7至步骤S15，直至满足要求；
S16、选定叶根、拉筋凸台和围带形式，完成叶片三维结构设计。
2.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S1中所述出口压力P2的计算公式为：
P2＝P3*(1+η) (1)；
其中,所述总压力损失η为2-10％。
3.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S2中所述末级动叶的排气面积A2的计算公式为：A2＝A3*RA (2)。
4.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S3中子午面的扩张角度不大于50°；所述末级动叶的径高比Rh取值范围为0.8-1.4。
5.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S4中所述速比RV和反动度Ω的选择方式为：级平均反动度在0.2-0.6之间，速比在0.5-1.0之间，级焓降在100-250kJ/kg之间；
步骤S5中所述所述汽轮机末级静叶和动叶的出口气流角β的分布规律为β＝a1*x^2+a2*x+a3 (3)；
其中，x为相对叶高，取值范围为0-1，每一个x，对应一个β；其中a1、a2、a3为取值系数，范围为-100-100。
6.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S8中所述弦长b、安装角θ和相对节距t的具体选择方法为：综合考虑气动和强度振动进行选择，其中，相对节距t的范围在0.15-1.1，安装角θ的范围在5-87°，弦长b＝相对节距*节距，节距是叶片固有的几何属性。
7.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S10中所述排汽缸出口面积A3的计算公式为：A3＝W/(c3*ρ) (4)。
8.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，步骤S11中所述排汽缸轴向长度Z的计算公式为：Z＝((A3/π)^-0.5)/RZ (5)。
9.根据权利要求1所述的设计方法，其特征在于，所述步骤S12中所述九个参数为：前缘圆弧半径RL、尾缘圆弧半径RT、最大厚度圆半径Rmax、最大厚度圆距前缘距离L0、背弧圆弧半径RS、内弧圆弧半径RP1、内弧圆弧半径RP2、尾缘平切段LT、轴向跨距L；并且相邻线段均以相切作为几何约束。
10.一种汽轮机，其特征在于，包括利用权利要求1-9任一项所述的设计方法设计的末级叶片和/或排汽缸。
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