ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 06.04.2021
Просмотров: 1390
Скачиваний: 4
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
Результаты
оптимизации
При
оптимизации
профиля
в
новой
постановке
отличалась
только
схема
задания
граничных
условий
,
остальные
параметры
соответствовали
постановке
задачи
.
Результаты
оптимизации
приведены
в
таблице
2.
Как
видно
из
таблицы
,
оптимальный
вариант
по
сравнению
с
исходным
имеет
меньшие
интегральные
потери
(
приблизительно
на
0,14 %
в
абсолютных
величинах
).
Также
,
оптимальный
вариант
имеет
большую
площадь
поперечного
сечения
,
что
косвенно
свидетельствует
о
удовлетворении
прочностным
требованиям
.
Таблица
2
Результаты
оптимизации
Профиль
Параметры
Исходный
Оптимальный
Потери
, %
2,962
2,82224
Расход
,
кг
/
с
2,01304
2,01292
Площадь
,
м
2
0,000322 0,000386
Распределение
потерь
по
высоте
лопатки
и
форма
оптимального
и
исходного
профилей
приведены
на
рис
. 7
и
рис
. 8.
Видно
,
что
оптимальный
вариант
имеет
меньшие
потери
как
в
ядре
потока
,
так
и
в
области
вторичных
течений
.
Выводы
:
Рис
. 7.
Распределение
интегральных
потерь
по
высоте
лопатки
исходный
;
оптимальный
Рис
. 8.
Форма
профиля
,
полученного
при
оптимизации
–
расположения
расчетной
плоскости
выходных
параметров
потока
за
решеткой
оказывает
существенное
влияние
на
результаты
оптимизации
,
причем
как
качественное
,
так
и
количественное
.
–
предложена
методика
расчетов
,
которая
максимально
приближена
к
физическому
эксперименту
и
позволяет
получать
характер
изменения
параметров
за
решеткой
соответствующий
общеизвестным
экспериментальным
данным
работ
по
исследованию
прямых
турбинных
решеток
.
–
пространственная
оптимизация
с
помощью
описанной
методики
и
по
используемому
алгоритму
позволила
получить
профиль
с
меньшими
интегральными
потерями
(
на
0,14 %
в
абсолютных
величинах
)
в
заданном
диапазоне
изменения
площади
при
сохранении
расхода
рабочего
тела
.
Список
литературы
: 1.
Бойко
,
А
.
В
.
К
вопросу
об
оптимизации
формы
плоских
турбинных
профилей
[
Текст
] /
А
.
В
.
Бойко
,
Ю
.
Н
.
Говорущенко
,
М
.
В
.
Бурлака
,
В
.
С
.
Баранник
//
Энергетические
и
теплотехнические
процессы
и
оборудование
.
Вестник
НТУ
«
ХПИ
»:
Сб
.
науч
.
трудов
. –
Харьков
:
НТУ
«
ХПИ
». – 2011. –
№
5. –
С
. 51-54. – ISSN 2078-774X.
2.
Бойко
,
А
.
В
.
Методы
параметрической
оптимизации
навала
направляющих
турбинных
лопаток
[
Текст
] /
А
.
В
.
Бойко
,
Ю
.
Н
.
Говорущенко
,
М
.
В
.
Бурлака
//
Энергетические
и
теплотехнические
процессы
и
оборудование
.
Вестник
НТУ
«
ХПИ
»:
Сб
.
науч
.
трудов
. –
Харьков
:
НТУ
«
ХПИ
». – 2010. –
№
2. –
С
. 13-21. – ISSN 2078-774X.
3.
Гукасова
,
Е
.
А
.
Аэродинамическое
совершенствование
лопаточных
аппаратов
паровых
и
газовых
турбин
[
Текст
] /
Е
.
А
.
Гукасова
,
М
.
И
.
Жуковский
,
Л
.
М
.
Зысина
-
Моложен
и
др
. –
М
.—
Л
.:
Госэнергоиздат
, 1961. – 167
с
.
4.
Мельтюхов
,
В
.
А
.
Оценка
качества
новых
турбинных
решеток
профилей
для
режимов
диффузорного
и
конфузорного
течений
[
Текст
]:
дис
. …
канд
.
техн
.
наук
/
В
.
А
.
Мельтюхов
. –
Харьков
, 1986.
©
Бойко
А
.
В
.,
Говорущенко
Ю
.
Н
.,
Бурлака
М
.
В
.,
Баранник
В
.
С
., 2012
Поступила
в
редколлегию
07.02.12
8’2012
10
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
УДК
621.914
С
.
І
.
СЕРБІН
,
д
-
р
техн
.
наук
;
проф
.
Національного
університета
кораблебудування
,
Миколаїв
;
Г
.
Б
.
МОСТІПАНЕНКО
,
канд
.
техн
.
наук
;
Національний
університет
кораблебудування
,
Миколаїв
;
А
.
В
.
КОЗЛОВСЬКИЙ
,
магістр
Національного
університета
кораблебудування
,
Миколаїв
ДОСЛІДЖЕННЯ
ПРОЦЕСІВ
НЕСТАЦІОНАРНОГО
ГОРІННЯ
В
КАМЕРІ
ЗГОРЯННЯ
ГТД
Проведен
анализ
нестационарных
процессов
горения
в
низкоэмиссионной
камере
сгорания
ГТД
с
помощью
числового
эксперимента
с
использованием
разных
подходов
к
моделированию
турбулентности
.
Проведено
аналіз
нестаціонарних
процесів
горіння
в
низькоемісійній
камері
згоряння
ГТД
за
допомогою
числового
експерименту
з
використанням
різних
підходів
до
моделювання
турбулентності
.
The numerical analysis of unsteadycombustion processinlow emissiongas turbine combustion chamberwith
differentturbulencemodelswas made.
Вступ
.
Внаслідок
посилення
вимог
щодо
екологічних
і
економічних
показників
нові
газотурбінні
двигуни
повинні
мати
істотно
вищу
економічність
при
нижчих
питомих
викидах
шкідливих
речовин
у
відпрацьованих
газах
.
Одним
з
основних
шляхів
зменшення
викидів
,
зокрема
оксидів
азоту
,
є
зменшення
максимальної
температури
горіння
в
жаровій
трубі
.
Досягається
таке
зниження
за
рахунок
збіднення
та
попереднього
перемішування
паливо
-
повітряної
суміші
.
Однак
,
не
дивлячись
на
те
,
що
такі
камери
згоряння
демонструють
непогані
результати
за
рівнем
шкідливих
викидів
[1, 2],
в
таких
конструкціях
є
недолік
,
обумовлений
фізикою
горіння
бідних
сумішей
.
Це
–
виникнення
режимів
вібраційного
горіння
.
Таке
явище
також
називають
нестійким
горінням
,
термічним
збудженням
звуку
,
термоакустичними
коливаннями
,
пульсуючим
горінням
[3].
В
камерах
згоряння
(
КЗ
)
газотурбінних
двигунів
потужні
коливання
призводять
до
часткового
або
повного
руйнування
елементів
конструкції
,
знижують
надійність
їх
роботи
.
Внаслідок
інтенсифікації
теплообміну
в
ряді
випадків
спостерігається
прогоряння
різних
елементів
камери
згоряння
.
Тому
забезпечення
стійкості
процесу
горіння
є
серйозною
та
актуальною
задачею
,
що
вимагає
великих
матеріальних
витрат
і
займає
значну
частину
часу
при
доводочних
випробуваннях
двигунів
[4].
Використання
числового
експерименту
для
прогнозування
режимів
вібраційного
горіння
на
етапі
розробки
двигуна
дозволить
значно
скоротити
такі
витрати
.
Основна
причина
виникнення
вібраційного
горіння
–
чутливість
сумішоутворення
та
горіння
до
коливань
тиску
газу
в
камері
згоряння
,
які
супроводжуються
різким
збільшенням
шуму
та
зривами
полум
’
я
.
Коливання
тиску
при
вібраційному
горінні
в
низькоемісійних
камерах
згоряння
ГТУ
відбуваються
внаслідок
залежності
коливань
витрати
повітря
на
впуску
камери
згоряння
і
палива
в
паливній
магістралі
від
коливань
тепловиділення
в
камері
згоряння
,
які
призводять
до
флуктуацій
коефіцієнта
надлишку
повітря
.
8’2012
11
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
Числовий
експеримент
дає
можливість
прогнозувати
такі
коливання
шляхом
моделювання
тривимірних
хімічнореагуючих
турбулентних
потоків
і
визначну
роль
при
цьому
відіграє
вибір
підходу
до
моделювання
турбулентності
.
Математична
модель
.
Відзначимо
основні
підходи
до
числового
моделювання
нестаціонарних
процесів
турбулентності
:
1
Пряме
числове
моделювання
(Direct Numerical,
DNS
).
У
рамках
цього
підходу
кількісно
розв
’
язуються
системи
алгебраїчних
рівнянь
,
які
з
високою
точністю
апроксимують
вихідну
систему
диференціальних
рівнянь
Нав
’
є
-
Стокса
.
DNS
–
найточніший
метод
,
який
вимагає
детального
просторово
-
часового
розв
’
язання
і
веде
до
великих
обчислювальних
витрат
.
Тому
DNS
-
підхід
рідко
застосовується
на
практиці
[5].
2
Розв
’
язання
систем
рівнянь
,
осереднених
за
Рейнольдсом
(Reynolds Averaged
Navier-Stokes,
RANS
).
У
даному
випадку
модель
відтворює
тільки
середні
значення
швидкості
,
а
вплив
всіх
флуктуацій
враховується
за
допомогою
турбулентних
замикань
.
Можлива
побудова
нестаціонарної
моделі
RANS
(Unsteady
RANS
–
URANS
)
[6].
Цей
підхід
має
високу
економічність
і
в
багатьох
випадках
забезпечує
цілком
прийнятну
точність
розрахунку
.
Але
для
широкого
кола
турбулентних
течій
результати
,
отримані
з
його
допомогою
,
виявляються
незадовільними
[5, 6].
3
Моделювання
методом
великих
вихорів
(Large Eddy Simulation,
LES
).
Основою
цього
метода
є
гіпотеза
про
незалежність
статистичних
характеристик
великомасштабних
турбулентних
рухів
від
молекулярної
в
’
язкості
.
Згідно
з
цим
припущенням
можлива
побудова
числової
моделі
,
яка
описує
нестаціонарну
динаміку
тільки
відносно
великих
вихорів
,
при
цьому
обчислювальні
витрати
,
необхідні
для
реалізації
такої
моделі
,
не
повинні
залежати
від
числа
Рейнольдса
,
оскільки
немає
необхідності
явно
і
точно
розраховувати
всі
дрібні
вихори
[6].
Ця
модель
була
обрана
для
подальших
розрахунків
камери
згоряння
.
Керуючі
рівняння
для
LES
-
моделі
отримують
в
результаті
фільтрації
нестаціонарних
рівнянь
Нав
’
є
-
Стокса
.
В
процесі
фільтрації
відсіваються
вихори
,
масштаб
яких
менше
критерію
фільтрації
або
розміру
кінцевого
елементу
розрахункової
сітки
.
Таким
чином
,
остаточні
рівняння
керують
динамікою
великих
вихорів
.
Отримані
рівняння
Нав
’
є
-
Стокса
мають
вигляд
:
0
)
ρ
(
ρ
=
∂
∂
+
∂
∂
i
i
u
x
t
,
j
ij
i
j
ij
j
j
i
j
i
x
x
p
x
x
u
u
x
u
t
∂
∂
−
∂
∂
−
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
∂
∂
∂
∂
=
∂
∂
+
∂
∂
τ
σ
µ
)
ρ
(
)
ρ
(
,
ij
l
l
i
j
j
i
ij
x
u
x
u
x
u
δ
µ
2
2
µ
σ
∂
∂
−
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
∂
∂
+
∂
∂
=
,
j
i
j
i
ij
u
u
u
u
ρ
ρ
τ
−
=
,
де
–
тензор
тисків
від
молекулярної
в
’
язкості
;
–
підсітковий
масштаб
напруг
.
ij
σ
ij
τ
Підсітковий
масштаб
напруг
,
отриманий
в
результаті
операції
фільтрації
,
вимагає
моделювання
.
Для
цього
використовується
гіпотеза
Буссінеска
[7],
яка
дозволяє
розрахувати
масштаб
турбулентних
напруг
за
формулою
:
ij
t
ij
kk
ij
S
µ
=
δ
τ
−
τ
2
3
1
,
8’2012
12
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
де
–
підсітковий
масштаб
турбулентної
в
’
язкості
;
t
µ
ij
S
–
тензор
напруг
для
вибраного
масштабу
,
який
визначається
виразом
:
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
∂
∂
+
∂
∂
≡
i
j
j
i
ij
x
u
x
u
S
2
1
.
Турбулентна
в
’
язкість
визначається
за
формулою
[8]:
(
)
( ) ( )
4
/
5
2
/
5
2
/
3
2
ρ
µ
ij
ij
ij
ij
d
ij
d
ij
s
t
S
S
S
S
S
S
L
+
=
,
де
величини
і
розраховуються
таким
чином
:
s
L
d
ij
S
)
,
min(
3
/
1
V
C
kd
L
w
s
=
,
(
)
.
,
,
δ
3
1
2
1
2
2
2
i
j
ij
j
i
ij
kk
ij
ji
ij
d
ij
x
u
g
x
u
g
g
g
g
S
∂
∂
=
∂
∂
=
−
+
=
Результати
досліджень
.
В
даній
роботі
виконано
розрахунок
нестаціонарних
характеристик
низькоемісійної
камери
згоряння
газотурбінного
двигуна
потужністю
32
МВт
,
прототипом
якої
є
камера
згоряння
двигуна
потужністю
25
МВт
виробництва
ГП
НПКГ
«
Зоря
»-«
Машпроект
» [9].
Для
числового
моделювання
нестаціонарного
горіння
в
низькоемісійній
камері
згоряння
ГТД
використовувалась
кінцево
-
елементна
модель
1/16
частини
камери
,
що
складається
з
3
млн
.
полігедральних
елементів
.
Використання
полігедральної
сітки
при
нестаціонарних
числових
експериментах
дозволяє
пришвидшити
процес
збіжності
числового
рішення
диференційних
рівнянь
за
рахунок
підвищення
якості
елементів
та
збільшення
кількості
вузлів
кожного
елемента
порівняно
з
тетраедричним
представленням
.
Часовий
проміжок
(0,001
с
)
для
інтегрування
диференційних
рівнянь
нестаціонарних
моделей
турбулентності
прийнято
згідно
рекомендацій
до
даних
моделей
та
міркувань
економії
ресурсів
та
машинного
часу
.
Розрахунки
нестаціонарного
процесу
горіння
в
низькоемісійній
камері
згоряння
ГТД
потужністю
32
МВт
проводилися
для
триреакційного
механізму
горіння
газоподібного
палива
[10],
який
добре
зарекомендував
себе
у
стаціонарних
розрахунках
[11].
З
графіка
пульсацій
максимальної
температури
у
жаровій
трубі
(
рис
. 1
а
)
видно
,
що
її
амплітуда
дорівнює
22,5 %.
Осереднене
значення
максимальної
температури
,
розраховане
в
результаті
числового
експерименту
,
складає
2047
К
і
відповідає
значенню
теоретичної
температури
горіння
2010
К
,
розрахованої
для
коефіцієнта
надлишку
повітря
1,55
в
первинній
зоні
камери
згоряння
за
методикою
[12].
Одночасно
з
цим
помітно
(
див
.
рис
. 1
б
),
що
пульсації
температур
у
вихідному
перерізі
складають
лише
±1,5 %.
З
рисунку
2
можна
побачити
локалізацію
максимальних
амплітуд
пульсацій
поля
температур
,
що
знаходяться
в
зоні
витоку
повітря
крізь
центральний
канал
завіхрювача
1
,
в
зонах
витоку
повітря
з
периферійного
каналу
завіхрювача
2
і
зонах
струменів
вторинного
повітря
3
.
Пульсації
температури
відбуваються
за
рахунок
нерівномірності
змішування
паливо
-
повітряної
суміші
,
оскільки
пульсації
потоку
повітря
після
компресора
на
вході
в
камеру
не
моделювалися
.
Аналізуючи
графіки
пульсації
повного
тиску
,
наведені
на
рис
. 3
для
вихідного
перерізу
жарової
труби
,
можна
зробити
висновки
,
що
амплітуда
пульсацій
8’2012
13
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
усередненого
повного
тиску
приблизно
складає
± 7
кПа
(± 16,5 %).
Отримані
амплітуди
пульсацій
менше
небезпечних
,
що
свідчить
про
відсутність
імовірності
виникнення
вібраційного
горіння
на
номінальному
режимі
роботи
камери
.
T
max
, K
t
, c
а
)
T
з
, K
t
, c
б
)
Рис
. 1.
Пульсації
максимальної
температури
в
об
’
ємі
жарової
труби
(
а
)
та
осередненої
температури
у
вихідному
перерізі
(
б
)
Також
в
результаті
числового
експерименту
отримані
залежності
концентрацій
оксидів
вуглецю
на
виході
низькоемісійної
камери
згоряння
від
часу
.
Утворення
та
розкладання
CO
залежить
від
швидкостей
хімічних
реакцій
,
які
,
в
свою
чергу
,
визначаються
рівнем
турбулентності
.
Отже
їх
коректний
розрахунок
з
врахуванням
пульсацій
за
допомогою
LES
-
моделі
турбулентності
дозволив
отримати
осередненні
за
часом
викиди
оксидів
вуглецю
у
вихідному
перерізі
жарової
труби
,
рівень
яких
складає
100 ppm,
що
також
відповідає
нормам
на
емісію
CO.
На
рис
. 4
представлено
поле
концентрацій
оксидів
вуглецю
у
жаровій
трубі
,
усереднене
за
часом
.
Максимальні
значення
концентрацій
оксиду
вуглецю
спостерігаються
в
районі
виходу
паливо
-
повітряної
суміші
з
центрального
завихрювача
пальникового
пристрою
,
а
також
в
районі
стінок
жарової
труби
(
2
і
3
охолоджувані
обичайки
).
8’2012
14