汽輪機(jī)排汽缸加強(qiáng)筋板的優(yōu)化設(shè)計(jì)及影響

陳濤文， 朱燕群， 丁星華

(杭州汽輪機(jī)股份有限公司，杭州 310022)

汽輪機(jī)排汽缸加強(qiáng)筋板的優(yōu)化設(shè)計(jì)及影響

陳濤文， 朱燕群， 丁星華

(杭州汽輪機(jī)股份有限公司，杭州 310022)

采用拉丁立方試驗(yàn)設(shè)計(jì)、三階響應(yīng)面近似及Hooke-Jeeves直接搜索算法的組合優(yōu)化策略對(duì)排汽缸下部的加強(qiáng)筋板進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，并通過(guò)選取大量樣本點(diǎn)，研究了加強(qiáng)筋板不同幾何參數(shù)對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能的影響，同時(shí)在變工況下對(duì)筋板優(yōu)化后的排汽缸進(jìn)行了校核計(jì)算.結(jié)果表明：筋板到排汽缸子午平面的距離X和筋板傾角θ對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能影響較大，而筋板底邊到排汽缸出口的距離Y和筋板長(zhǎng)度L對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能影響較??；合理布置筋板，可有效提高排汽缸的靜壓恢復(fù)能力，降低出口不均勻性，但也會(huì)增加一定的總壓損失.

汽輪機(jī)； 排汽缸； 筋板； 優(yōu)化設(shè)計(jì)； 數(shù)值模擬

汽輪機(jī)低壓排汽缸是連接末級(jí)與凝汽器的重要通道，主要作用是將末級(jí)排汽組織引導(dǎo)到凝汽器，并對(duì)汽流進(jìn)行減速擴(kuò)壓，使末級(jí)排汽的余速動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能.在凝汽器真空度一定的情況下，低壓排汽缸良好的擴(kuò)壓性能可有效降低末級(jí)出口靜壓，增加機(jī)組的可配置焓降.研究表明[1]，末級(jí)余速損失可達(dá)45～60 kJ/kg，排汽損失相當(dāng)可觀.

排汽缸結(jié)構(gòu)復(fù)雜，氣動(dòng)性能的影響因素眾多，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)不同幾何參數(shù)對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能的影響進(jìn)行了大量研究.陳洪溪等[2]根據(jù)多年的試驗(yàn)研究，總結(jié)了大型空冷汽輪機(jī)低壓排汽缸幾何尺寸對(duì)氣動(dòng)性能的影響規(guī)律，給出了排汽缸軸向尺寸、環(huán)形擴(kuò)壓管形狀尺寸等對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能的影響，并提出設(shè)計(jì)擴(kuò)壓器時(shí)應(yīng)遵循“擴(kuò)散時(shí)少轉(zhuǎn)彎，轉(zhuǎn)彎時(shí)少擴(kuò)散”的原則.Finzel等[3]實(shí)驗(yàn)研究了擴(kuò)壓器出口高度、上下缸水平結(jié)合區(qū)面積等對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能的影響.茅聲闿等[4-5]采用正交試驗(yàn)方法設(shè)計(jì)了影響排汽缸氣動(dòng)性能不同幾何因素的正交表格，并采用模型吹風(fēng)實(shí)驗(yàn)對(duì)各設(shè)計(jì)方案進(jìn)行了比較，分析了各因素的影響并得出各因素的最佳組合.Wang等[6]將改進(jìn)Kriging模型與最大期望提高準(zhǔn)則和小生境微種群遺傳算法相結(jié)合，開(kāi)發(fā)了一種自適應(yīng)序列優(yōu)化(ASKO)算法，對(duì)模型排汽缸內(nèi)、外導(dǎo)流環(huán)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì).

Kasilov[7]和Zaryankin等[8]分別提出在排汽缸內(nèi)安裝不同形式的長(zhǎng)隔板和在排缸下部安裝格柵的方法以加強(qiáng)對(duì)流動(dòng)的引導(dǎo)，從而減弱和打碎渦系結(jié)構(gòu).Kasilov以總壓損失為參考對(duì)象，通過(guò)實(shí)驗(yàn)考察了2種不同形式的長(zhǎng)隔板，認(rèn)為這種試圖打碎渦系結(jié)構(gòu)的方式并不可取；而Zaryankin等認(rèn)為加裝格柵使大渦破碎成小渦，使通流更加容易，不僅使總損失降低，還大幅降低了機(jī)組的振動(dòng).謝偉亮等[9]對(duì)在排汽缸下部不同位置安裝加強(qiáng)筋板后的排汽缸流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值及實(shí)驗(yàn)研究.周蘭欣等[10]對(duì)排汽缸下部安裝加強(qiáng)筋板和蝸殼頂部加裝導(dǎo)流部件后的排汽缸進(jìn)行了數(shù)值研究，指出在頂部加裝導(dǎo)流部件可在一定程度上減小排汽缸的壓力損失.

筆者采用拉丁立方試驗(yàn)設(shè)計(jì)、三階響應(yīng)面近似和Hooke-Jeeves直接搜索算法的組合優(yōu)化策略對(duì)排汽缸下部的加強(qiáng)筋板進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，研究了加強(qiáng)筋板不同幾何參數(shù)對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能的影響，同時(shí)在變工況下對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行了校核.

1 計(jì)算模型及設(shè)計(jì)參數(shù)

計(jì)算模型及設(shè)計(jì)變量如圖1所示，為杭州汽輪機(jī)股份有限公司某一機(jī)型的排汽缸.優(yōu)化時(shí)采用軸向均勻進(jìn)汽條件，進(jìn)口邊界為質(zhì)量流量6.665 kg/s，總焓為2 397 kJ/kg，出口邊界為面積平均靜壓20 kPa(將此工況命名為工況1).由于采用軸向均勻進(jìn)汽條件，排汽缸內(nèi)的流場(chǎng)關(guān)于子午平面對(duì)稱，故只選取了排汽缸的一半進(jìn)行研究，同時(shí)也可縮短數(shù)值計(jì)算及優(yōu)化設(shè)計(jì)的時(shí)間.設(shè)計(jì)變量X為筋板底邊到子午平面的距離，Y為筋板底邊到排汽缸出口的距離，L為筋板長(zhǎng)度，θ為筋板的傾角.采用排汽缸的進(jìn)口高度對(duì)各參數(shù)進(jìn)行了相對(duì)化，即各參數(shù)相對(duì)值為實(shí)際值與排汽缸進(jìn)口高度的比值，各參數(shù)相對(duì)值范圍見(jiàn)表1.優(yōu)化的目標(biāo)變量為總壓損失系數(shù)pt,loss和靜壓恢復(fù)系數(shù)pre，計(jì)算公式如式(1)和式(2)所示，優(yōu)化目標(biāo)是使總壓損失系數(shù)最小，靜壓恢復(fù)系數(shù)最大.

圖1 計(jì)算模型與設(shè)計(jì)變量

表1 參數(shù)范圍

(1)

(2)

2 優(yōu)化流程

優(yōu)化流程如圖2所示，首先，采用拉丁立方試驗(yàn)設(shè)計(jì)生成設(shè)計(jì)變量的樣本空間，并在Solidworks中完成參數(shù)化建模，在CFX14.0中采用標(biāo)準(zhǔn)κ-ε模型完成樣本點(diǎn)的計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)計(jì)算，并得到相應(yīng)的總壓損失系數(shù)和靜壓恢復(fù)系數(shù)，生成設(shè)計(jì)變量-目標(biāo)變量初始數(shù)據(jù)庫(kù)；然后，采用初始數(shù)據(jù)庫(kù)中的數(shù)據(jù)建立初始三階響應(yīng)面模型，并用Hooke-Jeeves直接搜索算法搜索出三階響應(yīng)面模型(RSM)的最優(yōu)解；之后，對(duì)RSM最優(yōu)解進(jìn)行CFD驗(yàn)算，若CFD驗(yàn)算值與三階響應(yīng)面模型解在誤差范圍內(nèi)，則得到最優(yōu)解，若二者相差較大，則將CFD驗(yàn)算值加入初始數(shù)據(jù)庫(kù)，并重新構(gòu)造三階響應(yīng)面模型，重新搜索，如此循環(huán)迭代，直到計(jì)算收斂.

圖2 優(yōu)化流程

3 結(jié)果與分析

選用36個(gè)樣本點(diǎn)構(gòu)建初始三階響應(yīng)面模型，對(duì)搜索得到的三階響應(yīng)面最優(yōu)解進(jìn)行了4次CFD迭代校核.圖3給出了校核計(jì)算時(shí)，總壓損失系數(shù)和靜壓恢復(fù)系數(shù)的收斂曲線，第4次搜索得到的RSM最優(yōu)解與CFD驗(yàn)算值相差已經(jīng)很小，可認(rèn)為計(jì)算收斂.

圖3 收斂曲線

圖4～圖7給出了某些參數(shù)固定時(shí)，根據(jù)樣本點(diǎn)采用三階響應(yīng)面近似擬合出靜壓恢復(fù)系數(shù)和總壓損失系數(shù)隨各參數(shù)的變化曲線.由圖4～圖7可知，影響較大的參數(shù)是X和θ，而Y與L的影響較小.

圖4 靜壓恢復(fù)系數(shù)和總壓損失系數(shù)隨X的變化

由圖4可知，靜壓恢復(fù)系數(shù)和總壓損失系數(shù)均隨著X值的增大而增大，且靜壓恢復(fù)系數(shù)與X幾乎成線性關(guān)系.由圖5可知，總壓損失系數(shù)隨著傾角θ的增大而增大，當(dāng)L較小時(shí)，靜壓恢復(fù)系數(shù)隨θ的增大略有增大然后迅速減小，L較大時(shí)，靜壓恢復(fù)系數(shù)隨θ的增大而迅速減小，因此，θ取0°較合適.由圖6可知，隨著Y值的增大，靜壓恢復(fù)系數(shù)先略微增大，之后快速減小；當(dāng)Y值變化時(shí)，總壓損失系數(shù)的變動(dòng)范圍很小，L較小時(shí)，總壓損失系數(shù)隨Y值的增大逐漸減小，當(dāng)L較大時(shí)，總壓損失系數(shù)隨Y值的變化曲線類似三角函數(shù)，但相對(duì)變動(dòng)范圍較小.由圖7可知，靜壓恢復(fù)系數(shù)隨L的變化呈類似上凸的二次拋物線，L存在最佳值，最佳L值范圍在1.8～2.0內(nèi)變動(dòng)，當(dāng)Y較小時(shí)，隨著L的增大，總壓損失系數(shù)先略微減小之后快速增大，當(dāng)Y較大時(shí)，總壓損失系數(shù)隨著L的增大而快速增大.

圖5 靜壓恢復(fù)系數(shù)和總壓損失系數(shù)隨θ的變化

圖6 靜壓恢復(fù)系數(shù)和總壓損失系數(shù)隨Y的變化

圖7 靜壓恢復(fù)系數(shù)和總壓損失系數(shù)隨L的變化

表2給出了L=1.45、Y=0.436、θ=0°時(shí)，不同X值對(duì)應(yīng)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)和出口不均勻系數(shù).出口不均勻系數(shù)的定義如式(3)所示，其值越小，說(shuō)明流場(chǎng)分布越均勻.由表2可知，當(dāng)X=0.7時(shí)，與無(wú)筋板相比，筋板的存在不僅使得排汽缸的靜壓恢復(fù)能力降低，而且使得總壓損失系數(shù)增大，隨著X值的增大，靜壓恢復(fù)能力逐漸增大，但總壓損失也逐漸增大.當(dāng)X值較大時(shí)，排汽缸的靜壓恢復(fù)能力明顯高于無(wú)筋板時(shí)的靜壓恢復(fù)能力.筋板的存在使得出口不均勻系數(shù)減小，且X值越大，出口不均勻系數(shù)越低.

(3)

式中：h2k為排汽缸出口處的質(zhì)量流量平均動(dòng)能；h2kave為進(jìn)口流量下，假設(shè)排汽缸出口截面為均勻流場(chǎng)時(shí)的汽流動(dòng)能.

表2 不同X值時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)及出口不均勻系數(shù)

作出無(wú)筋板與表2中不同X值時(shí)，Plane1、Plane2截面的流線圖，截面位置見(jiàn)圖8，結(jié)果見(jiàn)圖9和圖10.由圖9和圖10可知，當(dāng)X=0.7時(shí)，筋板對(duì)通道渦基本無(wú)打碎作用，且會(huì)對(duì)邊緣的弱旋轉(zhuǎn)汽流產(chǎn)生一定干擾，從而使靜壓損失和總壓損失略微增加；隨著X值的增大，筋板越來(lái)越靠近通道渦的渦心區(qū)域，對(duì)通道渦的阻斷打碎作用也逐漸增大，當(dāng)X=2.79時(shí)，通道渦已被分割成2個(gè)旋轉(zhuǎn)汽流，且由流線的疏密程度可知，旋轉(zhuǎn)汽流的旋流強(qiáng)度也明顯減弱.由圖10(a)可知，在靠近出口區(qū)域，汽流的流線近乎水平，可見(jiàn)其旋轉(zhuǎn)分量很大，旋流強(qiáng)度很大，使得汽流分布很不均勻，排汽缸蝸殼內(nèi)的空間利用不足.從圖10還可以看出，隨著X值的增大，筋板對(duì)通道渦的打碎作用增大，筋板右側(cè)的回流區(qū)也增大，對(duì)流場(chǎng)的擾動(dòng)作用增強(qiáng)，因此，隨著X的增大，排汽缸的總壓損失增加，同時(shí)，由于打碎及擾動(dòng)作用的增強(qiáng)，使得出口的速度分布更趨均勻.

圖8 截面位置示意圖

(a)無(wú)筋板(b)X=0．7(c)X=1．8(d)X=2．79

圖9 不同X值時(shí)Plane1截面的流線圖

Fig.9 Streamlines on plane 1 for different values ofX

(a)無(wú)筋板(b)X=0．7(c)X=1．8(d)X=2．79

圖10 不同X值時(shí)Plane2截面的流線圖

Fig.10 Streamlines on plane 2 for different values ofX

表3給出了X=2.79、Y=0.436時(shí)，不同L值時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)和出口不均勻系數(shù).由表3可知，當(dāng)L為1.45～2.09時(shí)，總壓損失系數(shù)對(duì)L的變化很不敏感，隨著L的減小，總壓損失系數(shù)逐漸減小，但幅度很小，靜壓恢復(fù)系數(shù)逐漸減小，而出口不均勻系數(shù)逐漸增大，且后兩者的變化幅度較大.這是因?yàn)楫?dāng)L減小時(shí)，筋板對(duì)通道渦的打碎作用及對(duì)流場(chǎng)的擾動(dòng)作用減弱，從而使總壓損失系數(shù)和靜壓恢復(fù)系數(shù)減小，而出口不均勻系數(shù)增大.

表4給出了X=2.79、θ=0°時(shí)，不同L和Y值時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)和出口不均勻系數(shù).由表4可知，L一定時(shí)，當(dāng)Y值較大時(shí)，靜壓恢復(fù)系數(shù)較小，總壓損失系數(shù)有略微減小，出口不均勻系數(shù)略有增大；當(dāng)Y較小時(shí)，L越大，靜壓恢復(fù)系數(shù)增大，出口不均勻系數(shù)減小，總壓損失系數(shù)略微增大，而當(dāng)Y較大時(shí)，L越大，靜壓恢復(fù)系數(shù)減小，總壓損失系數(shù)略微增大.

表3 不同L值時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)和出口不均勻系數(shù)

表4 X=2.79、θ=0°時(shí)，不同L和Y值時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)和出口不均勻系數(shù)

圖11給出了X=2.79、L=2.09、θ=0°時(shí)，Y=0.436和1.4時(shí)Plane2截面的流線圖.由圖11可知，當(dāng)Y值較大時(shí)，由于筋板的阻擋，進(jìn)入外導(dǎo)流環(huán)底部蝸殼空間的汽流較少，且由筋板擾動(dòng)而產(chǎn)生的回流渦更加靠近外導(dǎo)流環(huán)，占據(jù)了外導(dǎo)流環(huán)的底部空間，使得很多汽流集中在筋板左側(cè)的空間內(nèi)，從而使得外導(dǎo)流環(huán)底部空間未被較好地利用，導(dǎo)致靜壓恢復(fù)能力降低；當(dāng)L值較小時(shí)，筋板對(duì)汽流的阻擋作用以及對(duì)流場(chǎng)的擾動(dòng)作用均減弱，故當(dāng)Y值增大時(shí)，靜壓恢復(fù)系數(shù)減小的幅度降低.由圖11還可知，當(dāng)Y值較大時(shí)，筋板左側(cè)流線向下流動(dòng)更順暢，使得此時(shí)的總壓損失系數(shù)反而有略微減小.

為了驗(yàn)證變工況下優(yōu)化后排汽缸的性能，選取了筋板參數(shù)為X=2.79、Y=0.436、L=2.09、θ=0°時(shí)的排汽缸(暫將此時(shí)的筋板參數(shù)設(shè)置命名為OP1)進(jìn)行4種工況下的計(jì)算，并與相應(yīng)工況下無(wú)筋板時(shí)的排汽缸進(jìn)行了對(duì)比.變工況時(shí)采用均勻軸向進(jìn)汽條件，表5給出了4種工況下的進(jìn)、出口邊界條件設(shè)置，表6給出了4種工況下排汽缸在無(wú)筋板和筋板參數(shù)為OP1時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)及出口不均勻系數(shù).由表6可知，相同工況下，優(yōu)化后的排汽缸較無(wú)筋板時(shí)的排汽缸靜壓恢復(fù)能力均有較大的提高；在工況4時(shí)，由于進(jìn)口質(zhì)量流量很小，2種排汽缸的靜壓恢復(fù)系數(shù)均有明顯增大，總壓損失明顯降低，且此種工況下，優(yōu)化后的筋板對(duì)排汽缸的性能提升尤為明顯，靜壓恢復(fù)系數(shù)由-0.052增大到0.037.

(a)Y=0．436(b)Y=1．4

圖11 不同Y值時(shí)Plane2截面的流線圖

表6 4種工況下無(wú)筋板及筋板參數(shù)為OP1時(shí)的靜壓恢復(fù)系數(shù)、總壓損失系數(shù)和出口不均勻系數(shù)

4 結(jié) 論

(1)與無(wú)筋板時(shí)相比，合理布置筋板，可有效提高排汽缸的靜壓恢復(fù)能力，降低出口不均勻性，但也會(huì)增加一定的總壓損失.

(2)筋板底邊到排汽缸子午平面的距離X和筋板傾角θ對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能影響較大，而筋板底邊到排汽缸出口的距離Y和筋板長(zhǎng)度L對(duì)排汽缸氣動(dòng)性能影響較小.

(3)在研究范圍內(nèi)，隨著X的增加，筋板對(duì)通道渦的阻斷打碎作用及對(duì)流場(chǎng)的擾動(dòng)增強(qiáng)，因此，排汽缸的靜壓恢復(fù)能力增強(qiáng)，出口不均勻系數(shù)減小，而總壓損失增加.隨著傾角θ增加，排汽缸的總壓損失系數(shù)增大，靜壓恢復(fù)系數(shù)減小.在一定范圍內(nèi)，當(dāng)筋板長(zhǎng)度L減小時(shí)，筋板對(duì)通道渦的打碎作用及對(duì)流場(chǎng)的擾動(dòng)減弱，從而靜壓恢復(fù)系數(shù)減小，出口不均勻系數(shù)增大，總壓損失系數(shù)略有減小，但總壓損失系數(shù)降低幅度很小.隨著Y的增加，靜壓恢復(fù)系數(shù)減小，總壓損失系數(shù)略有減小，出口不均勻系數(shù)增大，且與L較小時(shí)相比，L較大時(shí)靜壓恢復(fù)系數(shù)的降低幅度更大，總壓損失系數(shù)及出口不均勻系數(shù)的增大幅度也更大.

(4)變工況下，優(yōu)化后的排汽缸性能較原始排汽缸性能均有較大提升，且小流量下提升效果更明顯.

[1] ZARYANKIN A E, SIMONOV B P, PARAMONO A N, et al. Advancements in the aerodynamics of exhaust hoods of turbines[J]. Thermal Engineering, 1988, 45(1): 23-27.

[2] 陳洪溪, 薛沐睿. 大型空冷汽輪機(jī)低壓排汽缸幾何尺寸對(duì)氣動(dòng)性能的影響[J]. 動(dòng)力工程, 2003, 23(6): 2740-2743.

CHEN Hongxi, XUE Murui. Effection of geometry dimension on aerodynamic performance of low pressure exhaust hood for large capacity steam turbine with air-cooled condenser[J]. Power Engineering, 2003, 23(6): 2740-2743.

[3] FINZEL C, SCHATZ M, CASEY M V, et al. Experimental investigation of geometrical parameters on the pressure recovery of low pressure steam turbine exhaust hoods[C]//Proceedings of ASME Turbo Expo 2011. Vancouver, Canada: ASME, 2011.

[4] 茅聲闿, 魏雨臻, 梅永林. 汽輪機(jī)排汽缸氣動(dòng)性能優(yōu)化的正交試驗(yàn)法[J]. 動(dòng)力工程, 1987(6): 23-27.

MAO Shengkai, WEI Yuzhen, MEI Yonglin. Orthornormal test of the optimized aerodynamic performance of turbine exhaust hood[J]. Power Engineering, 1987(6): 23-27.

[5] 霍文舉. 田口方法優(yōu)化設(shè)計(jì)透平排汽缸的應(yīng)用[J]. 汽輪機(jī)技術(shù), 1993, 35(1): 48-55.

HUO Wenju. The aerodynamic optimization of turbine exhaust hood based on taugchi method[J]. Turbine Technology, 1993, 35(1): 48-55.

[6] WANG Hongtao, ZHU Xiaocheng, DU Zhaohui, et al. Aerodynamic optimization system development for low pressure exhaust hood of steam turbine[C]//Proceedings of ASME Turbo Expo 2010. Glasgow, UK: International Gas Turbine Institute, 2010.

[7] KASILOV V F. An investigation of facilities acting on swirl flow in the collection chamber of the exhaust hoods for the low-pressure cylinders in steam turbine[J]. Thermal Engineering, 2000, 47(11): 984-990.

[8] ZARYANKIN A E, GRIBIN V G, PARAMONOV A N. Applying nonconventional solutions to enhance the efficiency and reliability of steam turbines[J]. Thermal Engineering, 2005, 52(4): 267-274.

[9] 謝偉亮, 王紅濤, 竺曉程, 等. 汽輪機(jī)低壓排汽缸內(nèi)導(dǎo)流擋板對(duì)其性能影響的分析[J]. 動(dòng)力工程學(xué)報(bào), 2011, 31(5): 347-351.

XIE Weiliang, WANG Hongtao, ZHU Xiaocheng, et al. Influence of baffle arrangement on performance of related low-pressure exhaust hood of steam turbines[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2011, 31(5): 347-351.

[10] 周蘭欣, 陳順寶, 邵明巍, 等. 汽輪機(jī)排汽通道內(nèi)導(dǎo)流元件對(duì)其性能影響的數(shù)值研究[J]. 汽輪機(jī)技術(shù), 2015, 57(1): 33-36, 60.

ZHOU Lanxin, CHEN Shunbao, SHAO Mingwei, et al. Numerical study on the performance of exhaust steam passage with different guide baffles[J]. Turbine Technology, 2015, 57(1): 33-36, 60.

Optimized Design of a Plate Stiffener for Steam Turbine Exhaust Hood

CHENTaowen,ZHUYanqun,DINGXinghua

(Hangzhou Steam Turbine Co., Ltd., Hangzhou 310022, China)

An optimization was conducted to the design of a plate stiffener located in the lower area of steam turbine exhaust hood using Latin hypercube experiment design, cubic response surface model and Hooke-Jeeves direct search technique. Based on numerical investigation of a large number of samples, the influence of different geometric parameters of the stiffener was studied on the aerodynamic performance of the exhaust hood, which was examined under variable conditions after optimization. Results show that both the distance between the stiffener and the meridian planeXas well as the dip angle of the stiffenerθhave large influence on the aerodynamic performance of the exhaust hood, while the distance between the stiffener bottom and the hood outletYas well as the length of the stiffenerLhave little influence. The static pressure recovery coefficient can be improved effectively by arranging the stiffener appropriately, when the outlet non-uniformity would be reduced; however, this may lead to a certain loss of the total pressure.

steam turbine; exhaust hood; plate stiffener; design optimization; numerical simulation

2016-03-17

2016-05-04

陳濤文(1987-)，男，江西鷹潭人，工程師，碩士，主要從事汽輪機(jī)的熱力設(shè)計(jì)及內(nèi)部流動(dòng)的數(shù)值及實(shí)驗(yàn)方面的研究. 電話(Tel．)：13777869784；E-mail：ctwwork@163.com．

1674-7607(2017)02-0105-06

TK262

A 學(xué)科分類號(hào)：470.30