Копелев С.З. - Охлаждаемые лопатки газовых турбин (1014173), страница 18
Текст из файла (страница 18)
Так как при течении воздуха от места замера до рассматриваемого сечения лопатки температура его увеличивается за счет работы центробежных сил, то температура 1,* в ходе определения коэффициента 0 подсчитывалась как 1;=1 +((Т'12,„)1(Т, где У вЂ” окружная скорость в рассматриваемом сечении; ср — теплоемкость воздуха; Т вЂ” термический эквивалент работы. Для более точного определения количества воздуха, поступающего в лопатки, замер расхода его производился перед входом в ротор, а оценка утечек по лабиринтным уплотнениям, зазорам в тракте подвода, замковому соединению лопаток с диском велась на основе данных, полученных в процессе предварительной продувки роторов.
Методика экспериментального определения утечек в охлаждаемых роторах ГТУ изложена в 133). Во время испытаний производились стандартные замеры частоты вРащения, расходов топлива и воздуха в камере сгорания, а таклсе параметров рабочего тела по газовоздушному тракту. Широкий диапазон изменения параметров р, ХТ„'!Т„ "и 6, достигался изменением нагрузки турбины, частоты вращения (55 — 100о ), температуры газа перед турбиной Т'„(650 — 1490 К), температуры отбираемого воздуха Т, *(350 — '800 К) и регулированием относительного расхода воздуха, отбираемого для охлаждения 6, (0,8 — 3,3о ).
При обработке экспериментальных данных режимы испытаний группировались таким образом, чтобы выявить влияние каждого из этих параметров в отдельности. На рис. 3.8 приведены результаты обобщения экспериментальных данных, полученных при испытаниях трех решеток в статических условиях и во вращении при и„= 1,6 — сопз(; ЛТ'„~Т„"= = 0,26 — сопз(. Здесь светлыми треугольником, кружком и квадратом соответственно обозначены решетки 1, П, 111, испытанные на пакетной установке; темными — те же решетки, испытанные в ступени турбины.
Обобщение выполнено на основе зависимостей, приведенных в 2.4. Как видно, при неизменных граничных условиях со стороны газа и изменении относительного расхода воздуха от 0,8 до 3,3о поле центробежных сил практически не влияет на интенсивность тепло- отдачи со стороны охлаждающего воздуха. Этот вывод согласуется и с данными о влиянии вращения на гидравлические характеристики охлаждающих каналов лопаток рассматриваемой схемы.
На рис. 3.9 показано изменение относительной частоты вращения, температуры газа за турбиной и температуры лопатки на входной кромке (в среднем сечении) при переходе от п=35о к и= =92,5' . Как видно, темп прогрева весьма высок и температура лопатки следует за температурой газа с отставанием не более 2 с. 82 ж Гли Рнс. 8.8. Влнянне поля центробежных снл на теплообмен в охлаждаемоа лопатке с дефлектором а — входна» кромн»; б — средннна» »асть профння; а — выходная кромка Экспериментальное исследование теплового состояния лопаток с продольным (относительно пера) расположением охлаждающих каналов предпринято в (74). Основные геометрические характеристики испытанной решетки нз лопаток постоянного профиля приведены в табл.
6 (решетка 17). Конструктивная схема испытанных лопаток и места установки термопар показаны на рис. 3.10. В процессе испытаний основные параметры изменялись в пределах: изоэнтропически заторможенная температура газа на входе в турбину — до 1500 К, частота вращения — до 12 000 мип ' (что соответствует окружной скорости на среднем по высоте лопаток диаметре (/,р-255 м!с); относительный расход охлаждающего воздуха— 3,5%; температура охлаждающего воздуха па нходе в лопатки ж310 К.
Этим условиям соответствует число Рейнольдса газового потока йе„=10а (подсчитаниое по хорде лопатки и параметрам газа ах 4К,;Х,гл Рнс. 3.9. Влияние режимных параметров на время прогрева охлаждаемой лопатки с внутренним дефлектором ! — изменения гмноснгельной частоты ерапаени»; у — температуры гана аа турбиной; а— температуры лопатки на входной кромке и среднем сечении подлине пера Рнс. 3.10. Влияние степени нагруженностя турбины яа интенсивность охлаждения лопаткн с радиальными каналами в узком сечении межлопаточного канала) и изоэнтропически заторможенная температура на профиле в среднем сечении Т;=1440 К, так что при температуре охлаждающего воздуха 310 К температурный фактор Т7Т; был равен 4,64.
Прн другой частоте вращения значения Т„' и температурного фактора были несколько иными, а измеренные относительные температуры лопаток, записанные в виде Т,— Т,'гТ„'— Т;, относились к Т*„1Т;=4,64. Максимальная величина вносимых поправок не превышала 0,03. Зависимость относительной температуры 0 от коэффициента аэродинамической нагрузки ступени 1ь=2срЬТ1Бар (здесь ЬТ— перепад температур, срабатываемый в турбнне; У, — окружная скорость на среднем по высоте сечении лопаток), подсчитанная по экспериментальным данным, представлена на рис. 3.10.
Как видно, относительная температура лопатки 0 и эпюры температур на профиле слабо меняются во всем исследованном диапазоне коэффициентов нагрузки (0,8б '1д(1,5). Необходимо отметить, что даже весьма существенное изменение угла набегания (от — 20' до +10') потока газа на рабочие лопатки (см.
рис. 3.10) практически не влияет на их относительную температуру. Вместе с тем при понижении коэффициента нагрузки от значений, близких к 1, относительная температура 9 начинает заметно меняться (в данном случае — увеличиваться), что свидетельствует о начавшемся изменении соотношения коэффициентов тепло- отдачи в каналах охлаждения и в проточной части турбины гх,/сб,. Как видно, принятый в этих экспериментах методический подход и условия проведения испытаний близки к имевшим место при экспериментальном исследовании лопаток поперечной схемы. Трудно было предположить, чтобы при всем различии физической картины 64 течения в аксиальных и радиальных охлаждающих каналах в поле центробежных сил и общем для обеих исследованных ступеней изменении теплоотдачи в проточной части при переходе от статики к вращению могло происходить подобное изменение коэффициентов теплоотдачи а, и а„ и, таким образом, сохраниться неизменным их отношение.
Более того, как это показано в 1331, при развитом турбулентном режиме течения и .преобладающем влиянии массовых центробежных сил, что имело место в обоих исследованиях при переходе от статики к вращению, теплоотдача в охлаждающих каналах и их гидравлическое сопротивление не меняются. Учитывая то, что для исследованных лопаток абсолютные величины О в статике и во вращении совпали, остается предположить, что для напорных систем воздушного охлаждения рабочих лопаток при р'= 1,0 изменение коэффициентов теплоотдачи в проточной части подчиняется закономерностям, полученным на статических установках.
Следует иметь в виду, что уровень турбулентности потока в статических установках, где подогрев воздуха осуществляется в камерах сгорания ГТД, настолько велик, что при переходе к вращающимся решеткам влияние на него скорости вращения рабочего колеса практически ие проявляется. Глава 4 Потери в охлаждаемой турбине 4.1. Потери, обусловленные повышением температуры газа перед турбиной Выгоды, получаемые от повышения температуры газа перед турбиной, уменьшаются из-за дополнительных потерь, связанных с введением охлаждения.
Увеличение температуры газа перед турбиной влечет за собой, как правило, увеличение неравномерности поля температур на выходе из камеры сгорания. Степень этой неравномерности в условиях заторможенного потока характеризуется коэффициентом т,„ (см. (3.7)). Неравномерность температурного поля перед турбиной затрудняет организацию охлаждения лопаток и приводит к необходимости вводить ограничение величины среднемассовой температуры газа.
Следовательно, повышая интенсивность охлаждения лопатки, что, как правило, связано с усложнением ее изготовления, можно не добиться желаемого результата в повышении среднемассовой температуры газа перед турбиной, если не позаботиться о том, чтобы это повышение не повлекло за собой увеличения неравномерности температурного поля на выходе из камеры сгорания. Рабочие лопатки благодаря вращению обтекаются газовым потоком со степенью неравномерности температурного поля, отличнон от неравномерности поля у сопловых лопаток. Она будет определяться изменением по высоте лопатки осредненной на данном радиусе температурой газа на входе в рабочие лопатки и поэтому ее называют радиальной степенью неравномерности (см. (3.9)).
Неравномерность температурного поля в газовом потоке на выходе из камеры сгорания влечет за собой некоторое ухудшение КПД турбины. При радиальной эпюре температуры, симметричной и линейно изменяющейся относительно среднемассовой температуры газа на среднем диаметре проточной части турбины, КПД турбины ухудшается от 2 до 4О4, если максимальное значение этого изменения составляет Т„'г1Т„"= 1.3. Происходит это из-за отклонения от расчетных значенйй углов набегания потока на входную кромку рабочей лопатки в нижней и в верхней части ее от среднего радиуса и возникновения связанных с этимдополнительных гидравлических потерь вследствие преждевременного отрыва потока при работе на нерасчетном режиме (70, 73).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
