ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 06.04.2021
Просмотров: 1401
Скачиваний: 4
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
постановке
(
рис
. 3
а
)
с
учетом
описанных
граничных
условий
.
В
варианте
,
изображенном
рис
. 3
б
решение
было
также
выполнено
в
осесимметричной
постановке
,
но
вместо
условий
на
боковых
поверхностях
,
были
заданы
стоки
теплоты
в
заштрихованном
кольцевом
объеме
.
Сопоставление
результатов
показало
некоторые
отличия
локальных
значений
температуры
в
рассмотренных
вариантах
.
В
варианте
на
рис
. 3
а
в
целом
температура
выше
,
чем
в
варианте
на
рис
. 3
б
.
Максимальное
отличие
температур
доходило
до
(20–25)
°
С
.
В
тоже
время
отличия
среднеинтегральной
температуры
составляло
всего
(13–15)
°
С
.
Тепловой
поток
,
подведенный
к
внешней
части
обода
,
оказался
всего
на
8 %
больше
в
варианте
на
рис
. 3
б
по
сравнению
с
вариантом
рис
. 3
а
.
а
)
б
)
Рис
. 3.
Тепловое
состояние
модели
обода
диска
газовой
турбины
:
а
–
плоская
двумерная
постановка
задачи
;
б
–
осесимметричная
постановка
задачи
со
стоком
теплоты
,
имитирующем
отвод
теплоты
с
боковых
поверхностей
варианта
(
а
)
Рассмотрим
охлаждение
обода
диска
турбины
путем
прокачки
воздуха
через
монтажные
зазоры
,
расположенные
между
зубьями
хвостовика
лопатки
и
зубьями
в
пазах
диска
турбины
.
Расчеты
,
как
и
в
предыдущих
примерах
,
были
выполнены
для
фрагмента
обода
диска
с
хвостовиком
лопатки
(
рис
. 4)
в
2
D
плоской
и
осесимметричной
постановках
.
Анализ
результатов
показал
,
что
при
правильном
задании
условий
(
рис
. 4
а
)
температура
на
одном
и
том
же
радиусе
оказалась
больше
на
(15–20)
°
С
по
сравнению
с
вариантом
,
в
котором
использовалось
осредненное
задание
граничных
условий
с
помощью
равномерно
распределённых
стоков
теплоты
.
Максимальное
отличие
составляло
35
°
С
.
Температуры
диска
на
меньших
радиусах
,
т
.
е
.
ниже
монтажных
зазоров
,
близки
друг
другу
в
обоих
вариантах
расчета
.
Средние
значения
температур
на
каждом
из
радиусов
в
варианте
на
рис
. 4
а
приближаются
к
значениям
температур
в
варианте
на
рис
. 4
б
.
Теплота
,
подведенная
к
внешней
части
обода
и
в
данном
случае
,
оказалась
всего
на
8 %
больше
в
варианте
на
рис
. 4
б
по
сравнению
с
вариантом
на
рис
. 4
а
.
8’2012
40
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
а
)
б
)
Рис
. 4.
Тепловое
состояние
обода
диска
и
хвостовика
лопатки
в
плоской
(
а
)
и
осесимметричной
(
б
)
постановках
Выводы
:
1
Сведение
трехмерной
задачи
теплопроводности
к
двумерной
с
помощью
задания
внутренних
равномерно
распределенных
источников
теплоты
позволяет
рассчитывать
системы
охлаждения
основных
элементов
газовой
турбины
или
турбины
в
целом
.
Однако
при
этом
следует
иметь
в
виду
,
что
в
результате
такого
расчета
получаются
температуры
,
которые
отражают
состояние
деталей
в
среднем
в
тех
областях
,
где
заданы
источники
теплоты
.
Вне
этих
областей
точность
расчета
температуры
значительно
выше
.
2
После
выполнения
упрощенного
расчета
в
соответствии
с
п
. 1
следует
провести
точный
3
D
расчет
,
опираясь
на
полученные
в
п
. 1
граничные
условия
теплообмена
в
каналах
охлаждения
.
Список
литературы
: 1.
Тарасов
,
А
.
И
.
THA (Thermal & Hydraulic Analysis) [
Текст
] /
А
.
И
.
Тарасов
,
А
.
И
.
Долгов
:
Свидетельство
об
официальной
регистрации
программ
для
ЭВМ
№
2007610141, 10
ноября
2006. –
Федеральная
служба
по
интеллектуальной
собственности
,
патентам
и
товарным
знакам
,
Россия
.
2.
Шабров
,
Н
.
Н
.
Метод
конечных
элементов
в
расчетах
деталей
тепловых
двигателей
[
Текст
] /
Н
.
Н
.
Шабров
. –
Л
.:
Машиностроение
, 1983. – 212
с
.
3.
Сегерлинд
,
Л
.
Применение
метода
конечных
элементов
[
Текст
]:
пер
.
на
русск
.
язык
Шестакова
А
.
А
. /
Л
.
Сегерлинд
. –
М
.:
изд
-
во
«
Мир
». – 1979. –
392
с
.
4.
Тарасов
,
А
.
И
.
Особенности
решения
задач
нестационарной
теплопроводности
методом
конечных
элементов
[
Текст
] /
А
.
И
.
Тарасов
,
В
.
И
.
Челак
//
Энергетическое
машиностроение
.–
Харьков
,
1986. –
Вып
. 42. –
С
. 94-101.
©
Тарасов
А
.
И
.,
Долгов
А
.
И
.,
Литвиненко
О
.
А
., 2012
Поступила
в
редколлегию
24.02.12
8’2012
41
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
УДК
621.165
О
.
В
.
КИСЛОВ
,
канд
.
техн
.
наук
;
доц
.
Национального
аэрокосмического
университета
им
.
Н
.
Е
.
Жуковского
«
ХАИ
»,
Харьков
ОЦЕНКА
ПОТРЕБНОГО
КОЛИЧЕСТВА
ВОДЯНОГО
ПАРА
ДЛЯ
КОНВЕКТИВНОГО
ОХЛАЖДЕНИЯ
ЛОПАТОК
ГАЗОВОЙ
ТУРБИНЫ
КОНВЕРТИРОВАННОГО
ГТД
Предлагается
формула
для
расчета
относительного
расхода
охладителя
при
его
замене
.
Эта
формула
удобна
для
оценки
расхода
перегретого
водяного
пара
,
используемого
вместо
воздуха
при
конвективном
охлаждении
лопаток
газовых
турбин
.
Пропонується
формула
для
розрахунку
відносних
витрат
охолоджувача
при
його
заміні
.
Ця
формула
зручна
для
оцінки
витрат
перегрітої
водяної
пари
,
яка
використовується
замість
повітря
при
конвективному
охолодженні
лопаток
газових
турбін
.
It was proposed the formula for calculating cooling fluid relative mass flow. This formula is comfortable for the
estimation of relative mass flow of the overheated steam, that is used instead of air for cooling of gas turbine
blades.
При
конвертировании
авиационных
двигателей
в
наземные
ГТУ
появляется
возможность
использовать
в
качестве
охладителя
водяной
пар
,
что
позволяет
уменьшить
отбор
воздуха
из
компрессора
на
охлаждение
и
увеличить
расход
газа
в
турбине
.
Это
благоприятно
сказывается
на
мощности
и
внутреннем
КПД
ГТУ
.
Известны
методы
расчета
температурного
состояния
охлаждаемых
лопаток
газовой
турбины
на
основе
применения
критериальных
уравнений
конвективного
теплообмена
и
на
основе
численного
решения
дифференциальных
уравнений
течения
и
теплообмена
[1, 2].
Кроме
сложностей
,
связанных
с
численным
решением
системы
дифференциальных
уравнений
в
частных
производных
,
применение
этих
методов
усложняется
необходимостью
задания
геометрии
внутреннего
и
внешнего
каналов
,
которая
характеризуется
наличием
различных
конструктивных
особенностей
канала
охладителя
,
обусловленных
стремлением
интенсифицировать
теплообмен
.
А
при
отсутствии
подробной
информации
о
геометрии
лопаток
турбин
применение
методов
[1, 2]
вообще
невозможно
.
При
конвертировании
авиационного
ГТД
появляются
дополнительные
условия
,
сочетание
которых
с
условием
неизменности
температурного
состояния
стенки
турбинной
лопатки
при
замене
охладителя
,
позволяет
оценить
изменение
потребного
расхода
охладителя
.
Рис
.
Распределение
температуры
в
окрестности
стенки
Целью
статьи
является
получение
формулы
для
расчета
соотношения
расходов
охладителей
,
обеспечивающих
неизменность
температурного
состояния
стенки
турбинной
лопатки
,
и
оценка
потребного
расхода
перегретого
водяного
пара
при
8’2012
42
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
использовании
его
в
качестве
охладителя
вместо
воздуха
.
Формулу
для
расчета
соотношения
расходов
охладителя
можно
получить
,
основываясь
на
том
,
что
геометрия
и
материал
турбинных
лопаток
при
охлаждении
воздухом
и
водяным
паром
одинаковы
,
а
изменение
внешнего
обтекания
турбинной
лопатки
пренебрежимо
мало
.
Поэтому
при
сохранении
температурного
состояния
лопатки
неизменны
коэффициент
теплоотдачи
со
стороны
горячего
теплоносителя
г
α
и
температура
газов
(
рис
.).
г
*
T
Кроме
того
,
эффективная
температура
охладителя
должна
быть
связана
с
коэффициентом
теплоотдачи
со
стороны
охладителя
эф охл
*
.
T
x
α
.
Это
следует
из
того
,
что
при
неизменности
,
,
,
и
ст
1
T
ст
2
T
г
*
T
г
α
ст
δ λ
требуется
неизменность
удельного
теплового
потока
от
стенки
к
охладителю
(
)
(
ст
1
ст
2
г
г
ст
1
x
ст
2
эф охл
ст
*
*
.
T
T
q
T
T
T
T
)
−
= α
−
=
= α
−
δ λ
. (1)
При
отклонении
от
расчетной
величины
должен
изменяться
коэффициент
теплоотдачи
со
стороны
охладителя
эф охл
*
.
T
x
α
.
Отклонение
коэффициента
теплоотдачи
со
стороны
охладителя
удобно
характеризовать
отношением
п
в
α α = α
.
Здесь
индексами
«
п
»
и
«
в
»
обозначены
параметры
пара
и
воздуха
.
Величина
α
может
быть
определена
по
известным
параметрам
конвертируемого
ГТД
и
новому
значению
из
условия
неизменности
удельного
теплового
потока
q
.
эф охл
*
.
T
Соотношение
расходов
разных
охладителей
,
обеспечивающих
соблюдение
температурного
состояния
стенки
турбинной
лопатки
может
быть
получено
с
помощью
критериальных
уравнений
конвективного
теплообмена
вида
m
n
A
Pr
Re
Nu
⋅
⋅
=
( )
( )
в
в
п
п
экв
в
в
экв
п
п
в
п
в
п
в
п
Re
Re
Re
Re
µ
µ
=
µ
µ
=
ρ
ρ
=
=
d
d
c
c
F
G
F
G
G
G
.
При
сохранении
режима
течения
охладителя
можно
получить
в
п
п
в
1
в
п
в
п
1
в
m
в
1
m
п
п
в
п
Pr
Pr
Nu
Nu
Nu
Pr
Pr
Nu
µ
µ
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
=
µ
µ
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛ ⋅
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
⋅
=
n
m
n
n
n
A
A
G
G
.
При
известном
α
можно
найти
отношение
чисел
Нуссельта
Nu
α
=
λ
λ
⋅
=
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
λ
⋅
λ
⋅
=
α
α
в
п
в
п
экв
в
в
экв
п
п
в
п
Nu
Nu
Nu
Nu
d
d
или
п
в
в
п
Nu
Nu
λ
λ
α
=
.
С
учетом
этого
соотношения
получается
формула
для
соотношения
расходов
охладителей
в
п
п
в
1
п
в
в
п
п
Pr
Pr
µ
µ
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
λ
λ
α
=
=
n
m
n
G
G
G
. (2)
То
есть
,
при
сохранении
режима
течения
охладителя
и
температурного
состояния
турбинной
лопатки
относительный
расход
пара
зависит
от
теплофизических
свойств
охладителей
и
температуры
охладителя
(
через
отношение
эф охл
*
.
T
α
)
и
не
зависит
от
геометрии
канала
.
8’2012
43
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
Обычно
с
целью
увеличения
теплоотдачи
от
стенки
лопатки
течение
охладителя
является
турбулентным
.
Для
турбулентного
течения
0 8
≈
n
,
,
а
0 33
≈
m
,
[3].
Полученная
формула
позволяет
сделать
количественные
оценки
.
Наиболее
просто
получить
оценку
потребного
соотношения
расходов
охладителей
при
одинаковости
их
эффективных
температур
.
Тогда
из
уравнения
(1)
следует
одинаковость
коэффициентов
теплоотдачи
для
пара
и
воздуха
и
1
α =
,
что
приводит
формулу
(2)
к
виду
в
п
п
в
1
п
в
в
п
п
Pr
Pr
µ
µ
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
⋅
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
λ
λ
=
=
n
m
n
G
G
G
. (3)
С
учетом
того
,
что
[4] Pr
п
= 0,89…0,91
при
температуре
t
= (300…700)
°
C,
2
2
п
Вт
5,51 10
6,98 10
м К
−
−
λ =
⋅
⋅
⋅
K
при
t
= (380…500)
°
C
и
давлении
2
кг
/
см
=
p
2
,
а
увеличение
давления
до
100
кг
/
см
2
приводит
к
увеличению
2
п
Вт
до
7 92 10
м К
−
λ
⋅
⋅
,
при
t
= 500
°
C;
,
можно
принять
следующие
характерные
значения
параметров
пара
: Pr
6
6
п
23,3 10
33, 7 10
Па с
−
−
µ =
⋅
⋅
⋅
K
п
= 0,90;
2
п
Вт
7 10
м К
−
λ = ⋅
⋅
;
6
п
30 10
Па с
−
µ =
⋅
⋅
.
Аналогично
для
охлаждающего
воздуха
[4] Pr
в
= 0,699;
2
в
Вт
6.22 10
м К
−
λ =
⋅
⋅
;
6
в
37 10
Па с
−
µ =
⋅
⋅
.
Подстановка
численных
значений
в
формулу
(3)
дает
величину
п
п
в
0 63
=
=
G
G
,
G
.
То
есть
,
для
обеспечения
неизменного
температурного
состояния
стенки
турбинной
лопатки
при
использовании
в
качестве
охладителя
перегретого
водяного
пара
требуется
приблизительно
63 %
от
расхода
охлаждающего
воздуха
при
условии
одинаковости
эффективных
температур
охладителей
.
Полученный
результат
практически
совпадает
с
результатами
,
полученными
прямыми
методами
расчета
теплового
состояния
стенки
лопатки
турбины
[2].
Полученные
формулы
(2), (3)
могут
быть
использованы
для
оценки
потребного
количества
охладителя
при
замене
охладителя
в
турбинных
лопатках
конвертированного
ГТД
.
Список
литературы
: 1.
Дмитриенко
,
А
.
В
.
Основы
тепломассообмена
и
гидродинамики
в
однофазных
и
двухфазных
турбулентных
средах
.
Критериальные
,
интегральные
,
статистические
и
прямые
численные
методы
моделирования
[
Текст
] /
А
.
В
.
Дмитриенко
. –
М
.:
ЛАТМЭС
, 2008. – 396
с
.
2.
Тарасов
,
А
.
И
.
Сравнительная
эффективность
парового
и
воздушного
охлаждения
диска
и
лопаток
газовой
турбины
[
Текст
] /
А
.
И
.
Тарасов
,
А
.
А
.
Гуринов
,
Чан
Конг
Шанг
//
Энергетические
и
теплотехнические
процессы
и
оборудование
.
Вестник
НТУ
«
ХПИ
»:
Сб
.
науч
.
трудов
. –
Харьков
:
НТУ
«
ХПИ
». – 2006. –
№
5. –
С
. 47-52.
3.
Нащокин
,
В
.
В
.
Техническая
термодинамика
и
теплопередача
[
Текст
]:
учеб
.
пособие
для
вузов
/
В
.
В
.
Нащокин
. – 3-
е
изд
. –
М
.:
Высшая
школа
, 1980. – 469
с
.
4.
Теплоэнергетика
и
теплотехника
:
Общие
вопросы
[
Текст
]:
справ
. /
Под
общ
.
ред
.
В
.
А
.
Григорьева
и
В
.
М
.
Зорина
. –
М
.:
Энергия
, 1980. – 528
с
.
©
Кислов
О
.
В
., 2012
Поступила
в
редколлегию
15.02.12
8’2012
44