Диссертация (781919), страница 11
Текст из файла (страница 11)
Одной из основных задач применения охлаждения в данном случае являлосьиспользование для изготовления роторов высокого и среднего давления отечественного материала 25Х1М1ФА (Р2МА) с максимальной допустимой рабочей температурой 540-550 °С.Применение принудительной системы охлаждения позволило обеспечить температуру металларотора цилиндра высокого давления в области регулирующей ступени на уровне 490 °С, приэтом температура металла внутреннего корпуса ЦВД не превышала 500 °С. Пар для охлажденияЦВД отбирается из главного паропровода за регулирующим клапаном, после чего в паропаровом теплообменнике охлаждается потоком из холодной нитки промежуточного перегрева ипри температуре 480 °С поступает в систему охлаждения ЦВД.В работе [185] приведены результаты расчетных исследований системы охлаждения проточной части цилиндра среднего давления паровой турбины с начальной температурой пара t0 =600 °С.
Проведенные исследования показали, что предложенная конструкция системы охлаждения с использованием в качестве хладагента отборного пара из ЦВД обеспечивает хорошиерезультаты в части охлаждения дисков ротора, при этом лопаточный аппарат, как и следовалоожидать, работает при температуре близкой к температуре рабочего тела (рисунок 1.43).57а) цилиндр высокого давленияб) цилиндр среднего давленияРисунок 1.42 – Проточная часть ЦВД и ЦСД с принудительным охлаждением1-ая ступень2-ая ступень2-ая ступеньохлаждающий пар1-ая ступеньканалыохлаждения585 565 545 525 505 485 465 445 425 405Температура, °Cа) проточная часть охлаждаемой паровой турбиныб) распределение температур в дискахротора и лопатках 1-ой и 2-ой ступениРисунок 1.43 – Схема системы охлаждения ЦСД турбины и распределение температур в первойи второй ступениСнижение рабочей температуры металла лопаток может быть обеспечено за счет организации каналов охлаждения непосредственно в самих лопаточных профилях.
В работах [70, 72]приведены результаты численного моделирования теплообмена в лопатках паровых турбин ссуперсверхритическими параметрами с гладкими каналами охлаждения, форма которых определена путем оптимизационных расчетов (рисунок 1.44).58Рисунок 1.44 – Распределение температур в профиле охлаждаемой лопаткиТемпература пара на входе в турбинную решетку составила 650 °С, при этом температураохлаждающего пара, поступающего в каналы лопатки, составила 300 °С.
Применение такой системы охлаждения позволило снизить температуру пера в центральной его части до 470-500 °С,при этом температура на удалении от каналов охлаждения достигла 560-600 °С. Таким образом,применение гладких охлаждаемых каналов при разнице температур рабочего тела и охлаждающего пара порядка 350 °С позволяет снизить рабочую температуру металла в наиболее теплонапряженных участках примерно на 100 °С.Наметившаяся тенденция перехода к энергоблокам ультрасверхкритических параметровпара, начальная температура в которых находится на уровне 700-760 °С, а в перспективе можетбыть увеличена до 820-850 °С, требует проектирования систем охлаждения, обеспечивающихболее глубокое охлаждение лопаточного аппарата.1.4 Методы проектирования теплонапряженных охлаждаемых деталейНаиболее сложной и длительной задачей, требующей решения при создании высокотемпературных турбин, является разработка систем охлаждения теплонапряженных деталей, средикоторых особенно стоит выделить охлаждаемые рабочие лопатки турбины.
Задача проектирования системы охлаждения решается при заданных геометрических параметрах наружногоконтура лопатки, заданных газодинамических характеристиках внешнего газового потока, в томчисле полей давления, температуры, скорости, заданных действующих нагрузках на лопатку отцентробежных и газовых сил.59Процесс проектирования систем охлаждения лопаток турбин включает три этапа [186].Блок-схема проектирования системы охлаждения лопатки представлена на рисунке 1.45.Рисунок 1.45 – Блок-схема проектирования системы охлаждения лопатки турбиныОна состоит из двух модулей – теплового и прочностного, каждый из которых включает всебя ряд блоков. Варьируемыми параметрами являются геометрические размеры элементов интенсификации теплообмена в каналах, а также геометрия и расположение отверстий заградительного охлаждения.Тепловой модуль состоит из пяти блоков, каждый из которых выполняет самостоятельнуюфункцию.
Результаты расчета блока 1 используются в блоках 2 и 3 для расчетов обтекания лопатки и граничных условий теплообмена на внешней поверхности лопатки и в блоке 4 – длярасчета граничных условий теплообмена в каналах системы охлаждения. Блок расчета температурных полей 5 позволяет определять стационарное температурное состояние в сечениях лопатки.Прочностной модуль включает в себя четыре блока. Блок 6 служит для расчета термических напряжений, вызванных неравномерным полем температур пера. Исходная информация отемпературном поле в сечении поступает из блока теплового модуля 5. Блок расчета суммарных напряжений 7 позволяет дополнительно к термическим напряжениям определить напряжения, вызванные центробежными нагрузками и нагрузками от газовых сил, и найти суммар-60ные напряжения от всех действующих факторов. При этом в качестве исходной информациииспользуются данные о газовых силах и частоте вращения ротора, характеристики материала,геометрические параметры лопатки.
Блок компенсации изгибных нагрузок 8 обеспечивает возможность варьирования положения центра масс в каждом сечении лопатки с целью компенсации действующих изгибных напряжений от газовых и термических нагрузок. Блок расчета запаса прочности 9 позволяет определить распределение этого параметра в сечениях лопатки ивыявить его минимальное значение.На основе анализа запасов прочности в сечениях лопатки может быть принято решение осоответствии выбранной конструкции заданным характеристика или в случае выявления несоответствия – о доработке разрабатываемой конструкции.Следующим обязательным этапом проектирования является проверка результатов, полученных методом математического моделирования, посредством испытания натурной лопатки,выполненной литьем по выплавляемым моделям, на экспериментальном стенде.
Если выявленные по результатам экспериментов несоответствия в температурном состоянии лопатки являются недопустимыми, возникает необходимость проведения всего комплекса расчетов для внесения изменений в конструкцию лопатки и, соответственно, в конструкцию пресс-формы дляизготовления керамических стержней, формирующих ее внутреннюю полость при литье.
Послеизготовления усовершенствованного варианта лопатки для определения теплогидравлическиххарактеристик испытания лопатки повторяются.Качество проектирования системы охлаждения лопаток существенным образом зависит отхарактеристик используемого программного обеспечения для расчета потокораспределения вканалах охлаждения и температурных полей лопатки.Современным направлением проектирования является моделирование температурного полялопатки с использованием одного программного комплекса (ANSYS CFX, Fluent, STAR CCM+и другие) для одновременного решения задач течения газа, охладителя и теплопроводности.Стоит отметить, что решение задачи в «полностью сопряженной» постановке требует большихрасчетных и временных ресурсов.
Поэтому на практике моделирование температурного полялопатки выполняется в «полусопряженной» постановке на основе методов одномерного моделирования течения и теплообмена в полости лопатки. Большинство разработчиков используютодномерные модели, в которых отдельные участки внутренней полости заменяются каналами схарактерным геометрическим параметром. Для математического описания одномерной моделитечения используются законы сохранения массы и энергии, аналогичные по своей математической формулировке первому и второму закону Кирхгофа, дополненные замыкающими соотношениями, в качестве которых используются зависимости, характеризующие взаимосвязь между61падением давления, гидравлическим сопротивлением и расходом, полученными экспериментальным путем [187].При моделировании сложной системы каналов, состоящей из большого числа элементов,используется математический аппарат, разработанный в теории графов.
Такой метод расчетагидравлических сетей реализован в компьютерных программах Gydraul, COLD, Flowmaster идругих [188, 189]. При проведении расчетов задаются зависимости для определения местныхгидравлических сопротивлений для различных участков каналов: штырьковых зон, вихревыхматриц, сужения и расширения каналов, поворотов, разветвлений. Причем разработчики программ используют зависимости, которые на их взгляд наиболее достоверно описывают процесстечения.Сложность выбора соответствующих моделей заключается в том, что практически все используемые зависимости получены в модельных условиях на увеличенных моделях с постоянным поперечным сечением канала.
Отличие результатов расчетов по зависимостям различныхавторов для каналов с одинаковыми интенсификаторами достигает 80 % и более. Так, в работе[190] проведено сопоставление эмпирических зависимостей, полученных различными авторами, с опытными данными Центрального института авиационного моторостроения имени П.И.Баранова (ЦИАМ, Россия). Сравнение показало, что расхождение результатов расчета гидравлических потерь в канале с шахматным расположением столбиков-турбулизаторов составляетболее 100 %.В работе [191] представлен обзор экспериментальных исследований гидравлических характеристик трактов с компланарными каналами, на основе которого проведен анализ и сопоставление результатов экспериментальных исследований коэффициентов гидравлических сопротивлений э.
Показано, что значения коэффициентов э, полученные разными исследователями,при одинаковых числах Рейнольдса Re могут отличаться в 3-4 раза (рисунок 1.46).В настоящее время задачи теплопроводности в любой постановке решаются с высокой точностью, однако достоверность получаемых результатов зависит от правильности заданных граничных условий теплообмена, которые определяются адекватностью тепловой модели.При разработке тепловых моделей систем охлаждения лопаток для расчета коэффициентовтеплоотдачи используются критериальные зависимости, полученные в результате экспериментальных исследований различными авторами, которые могут существенно отличаться друг отдруга для одних и тех же условий. При этом выбор зависимости определяется в основном предпочтением конструктора.
В работе [192] проведено сопоставление критериальных соотношений, полученных различными исследователями. Показано, что для компланарных каналов с углом пересечения 2β = 90° значения среднего коэффициента теплоотдачи, полученные различными авторами, отличаются почти в 2 раза (рисунок 1.47). Существенное отличие значений62числа Nu объясняется влиянием отношения шага оребрения к высоте канала. Наблюдаетсяуменьшение средних чисел Нуссельта при увеличении относительной высоты канала.1 – ЛГТУ; 2 – МВТУ; 3 – МАТИ; 4 – КНПО; 5 – ЛНПО; 6, 7 – ЦИАМ; 8 – CSIRРисунок 1.46 – Сопоставление эмпирических зависимостей коэффициентов сопротивления вканалах со скрещивающимся под углом 90° оребрением1 – ЛГТУ; 2 – МВТУ; 3 – МАТИ; 4 – КНПО; 5 – ЛНПО; 6, 7 – ЦИАМ; 8 – СSIRРисунок 1.47 – Сопоставление критериальных соотношений NuНеобходимо также учитывать, что практически все экспериментальные исследования гидравлических и тепловых характеристик интенсификаторов теплообмена проводились на кана-63лах прямоугольной формы со строго определенным направлением течения воздуха.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
