Копелев С.З. - Охлаждаемые лопатки газовых турбин (1014173), страница 21
Текст из файла (страница 21)
А. Уваровым, позволяют оценить дополнительные потери, связанные с возникновением отрывных течений прн выдуве охладителя на спинку лопатки на участке ее от узкого сечения до выходной кромки. Полученные коэффициенты потерь в условиях эксперимента составляют: замеренных дополнительных профильных потерь — 2,9%, потерь смешения, определенных по соотношению (4.4),— 1О4 и дополнительных потерь, связанных с отрывом пограничного слоя,— 1,9'/о.
Таким образом, зная из расчета или эксперимента величину коэффициента профильных потерь в решетке с неперфорированными лопатками и распределение скорости основного потока по их обводу, место расположения рядов отверстий по профилю лопатки н величину относительного расхода воздуха через эти отверстия, по соотношениям (4.3) и (4.4) определяют коэффициенты потерь смешения и по приведенным данным — коэффициенты дополнительных потерь трения. Их сумма представляет собой коэффициент профильных потерь в сопловых лопатках конвективно-заградительного охлаждения. В решетках сопловых лопаток с проникающим охлаждением величина гидравлических потерь, связанная с выпуском охлаждающего воздуха на их поверхность, большая, чем у лопаток заградительного охлаждения.
Так, по экспериментальным данным, полученным в исследовательском центре Льюиса (НАСА) (14), выпуск на поверхность лопаток, изготовленных из сетчатого по. рнстого материала, охлаждающего воздуха в количестве 4' от основного потока, снижает так называемый термодинамическнй 94 КПД сопловой решетки ч„,,=(о,с,',+о с!И(а,с„' +в,С, ) при дозвуковом истечении с 97Рр у лопаток из обычного сплошного материала и того же профиля до 90Р4. Объяснить это в какой-то степени можно тем, что у лопаток проникающего охлаждения выдуваемый на поверхность воздух имеет в основном направление, перпендикулярное к поверхности лопатки, а поэтому и к обтекающему ее потоку.
Следовательно, потери смешения возрастают, а подвод кинетической энергии от охладителя к основному потоку практически отсутствует. Эксперименты по определению гидравлических потерь в лопатках с проникающим охлаждением при сверхзвуковых скоростях потока на выходе из них проводились на плоской решетке сопловых лопаток (16). Материал оболочки этих лопаток изготовлен из восьми слоев проволочной сетки спеканием и последующей прокаткой, жаропрочная проволока имела диаметр 90 мк.
Степень пористости такого материала, под которой понимается отношение пустот к общему объему или отношение плотности пористого материала к плотности сплошного, составляла 25%, диаметр пор от, 100 до 150 мк. Хорда профиля составляла 0,05 м, относительная густота 1,66, высота лопатки 0,042 м, угол'выхода потока я,=16'.' Локальные значения потерь полного давления измерялись дифференциальным манометром, к которому присоединены приемники полного давления.
Они, будучи установленными на выходе из решетки, с помощью координатника дистанционного управления перемещались в плоскости среднего сечения по шагу 1 с интервалом 0,5 — 2 мм на расстоянии 16 мм от фронта решетки. Приведенная скорость на выходе из решетки Л, изменялась от 0,8 до 1,2, а относительный расход охладителя 6, — от 0 до 4,5%. Коэффициент профильных потерь $„р в точке 1 по шагу определялся следующим образом. По измеренному отношению полного давления Р„*к статическому Р, на выходе из решетки с помощью таблиц газодинамических функций находилось число Маха М; н определялось значение Р;;: 2 где 1=1,4 — показатель адиабаты для воздуха. Полученная величина полного давления использовалась для подсчета коэффициента профильных потерь бр = ) Ц„, Р,,9 (Л) ь з(п а ь й ~ ~ Р,, д (Л) ~, з!п а1, с(1, где 9„9,=1 — Л,'УЛ',; д(Л)~ — газодинамическая функция расхода; Л, — приведенная скорость при адиабатическом расшиад ренин.
На рис. 4.2 показано изменение коэффициента профильных потерь в зависимости от приведенной скорости на выходе из ре- зб 4,р хт/ Кг КУ "рта 'Рис. 4.2. Изменение профильных потерь в решетке сопловых лопаток с ироника ю щим охлаждением в зависимости от приведенной скорости потока на выходе из решетки à — лопатки с некронинаемой (гладкой) поверхностью; 2 — 4 — лопатки нз сетчатого матери.ала с относительным расходом охлаждающего воздуха (2 — П =О; 3 — З,З; 4 — 4,5%) щетки при различных вдувах. Видно, что с увеличением расхода охладителя приращение коэффициента профильных потерь незначительно и что с увеличением Хв коэффициент профильных по- ад терь у лопатки с проникающим охлаждением увеличивается менее интенсивно, чем у лопатки со сплошной стенкой, и при Хв = 1,2 ад они отличаются на малую величину. Последнее является весьма важным, так как охлаждаемые сопловые лопатки первых ступеней подавляющего большинства высокотемпературных турбин обтекаются околозвуковым и сверхзвуковым потоками.
Потери, обусловленные отличием формы и размеров профилей охлаждаемых лопаток от неохлаждаемых. При проектировании охлаждаемых лопаток приходится отступать от обычных аэродинамически' совершенных форм профилей и выполнять их с учетом требований, обусловливаемых введением охлаждения. Необходимость расположения внутри лопаток каналов для подвода охлаждающего воздуха, максимально возможное приближение этих каналов к наружной поверхности лопатки, особенно на участках входной и выходной кромок, приводит к тому, что радиусы округления этих кромок приходится делать относительно большими, т. е. кромки выполнять толстыми и углы заострения (углы клина) большими.
Размещение внутри лопатки достаточного из условий охлаждения ее числа каналов приемлемого сечения и формы связано с необходимостью увеличения по сравнению с аэродннамически совершенными профилями относительной толщины с,к профиля лопатки (отношения максимальной толщины профиля к длине хорды). Все это приводит к увеличению гидравлических потерь по сравнению с обычно применяемыми неохлаждаемыми решетками профилей. Так, например, по данным испытания плоских решеток, утолщение профилей рабочих лопаток с углами поворота е = = 180 в ((), +Д,) = 100 †1' до значений с,„=с ,„/Ь=0,27 — 0,3 (с,„ — максимальная толщина профиля, Ь вЂ” его хорда) приводит к увеличению профильных потерь на 10 — 15% по сравнению с лопатками, у которых с,„ = 0,2 — 0,22.
Наибольшая доля аэродинамических потерь связана с необходимостью утолщения выходной кромки. Более сильное влияние на изменение КПДтурбины оказывает утолщение выходной кромки у сопловых лопаток. Это подтверждается результатами испытания одноступенчатой турбины, на которую устанавливались сопловые и рабочие лопатки с различными относительными толщинами выходных кромок 170). Испытуемая турбина с цилиндрической формой проточной части в мерндиальном сечении высотой 44,5 мм, наружным диаметром 330 мм, длиной хорды сопловых и рабочих лопаток 42,4; 25,4 мм соответственно, осевым зазором между лопаточными решетками 12,7 мм и радиальным зазором 1,0 мм при относительной толщине выходных кромок у сопловых и рабочих лопаток 0,02 (отношение толщины выходной кромки к шагу на среднем диаметре) имела эффективный КПД 0,89.
Увеличение относительной толщины выходной кромки сопловой лопатки до 0,06 привело к снижению КПД этой турбины до 0,845. Такое снижение КПД за счет утолщения выходной кромки рабочей лопатки получено при относительной толщине ее, равной 0,12. Это объясняется ростом потерь из-за увеличения шаговой неравномерности параметров потока на входе в рабочие лопатки при утолщении выходной кромки сопловых лопаток.
Сопоставление величины потерь, полученных при испытании ступени турбины, с величинами кромочных потерь при испытании плоских решеток профилей сопловых лопаток с шагом, соответствующим шагу на ее среднем диаметре, показало, что потери в ступени, вызванные утолщением выходной кромки сопловых лопаток, росли примерно в 1,8 раза быстрее, чем кромочные потери, полученные при испытании этих же лопаток на плоских решетках. Аналогичные результаты получены при сравнительных испытаниях ступени турбины (О,р/Ь„„=6, а„р — — 24'30', осевой зазор иа среднем диаметре 12 мм) с сопловыми лопатками, имевшими различную относительную толщину выходной кромки, доработкой по контуру исходного профиля таким образом, чтобы его обводы изменялись эквидистантно первоначальным. Этн испытания показали, что уменьшение относительной толщины выходной кромки Й от 0,135 до 0,054 увеличило КПД ступени на 4% на расчетном перепаде давлений (рнс.
4.3). Если же, пользуясь известной зависимостью 3„,=-0,Ы,/а=0,24 (а — ширина узкого сечения межлопаточпого кайала соплового аппарата), определить, насколько уменьшился коэффициент кромочных потерь $, и насколько при этом должно было увеличиться КПД ступени с учетом перераспределения перепадов давлений между 4 с, 3. копелев ';Ф Я,зт лгт Рис.
4.3. Увеличение КПД турбины при уменьшении относительной толщины выходной кромки лопатки соплового аппарата [361 Обозначения х=гу 9 — аг„' в и Р' Л41 9,544 о,бте е,бвт 9,599 4,=0,[3 Мв —— 0,05 Ф ~гял" Рис. 4.4. Зависимость вторичных потерь в решетке соплового аппарата от относительной высоты межлопаточного канала при Ма<1,0 сопловыми и рабочими венцами (утоньшение выходной кромки лопатки несколько увеличило площадь узких сечений соплового аппарата), то окажется, что подобное увеличение КПД ступени не должно было превышать 1,8%. Следовательно, потери в ступени, вызванные утолщением выходной кромки сопловой лопатки, значительно большие, чем можно было ожидать, судя по величине коэффициента кромочных потерь, определяемого прн испытании плоских решеток профилей. Увеличение осевого зазора между сопловыми и рабочими лопатками уменьшает шаговую неравномерность потока на входе в последние и способствует уменьшению вызванных этой неравномерностью потерь.
Однако увеличение осевого зазора само по себе, как правило, приводит к уменьшению КПД турбины. Опыты, проведенные на ступени турбины с отношением среднего диаметра к высоте рабочей лопатки вдоль ее выходной кромки В„/Й,=З,З, угле выхода потока из сопловых лопаток а, =31' и осевом зазоре между выходными кромками сопловых лопаток и входными кромками рабочих лопаток (на среднем диаметре) !5,5 мм показали, что уменьшение относительной толщины выходных кромок сопловых лопаток й,=г(,/а почти на 20% (за счет уменьшения числа сопловых лопаток при сохранении их относительного шага) увеличивает КПД турбины и,' примерно на 1'/о.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
