ОХЛАЖДАЕМАЯ ЛОПАТКА ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

Полезная модель относится к области транспортного машиностроения, турбостроения и может найти применение в охлаждаемых лопатках высокотемпературных газовых турбин. Форсирование удельных параметров турбин авиационных ГТД и стационарных установок идет, главным образом, по пути повышения температуры и давления газа на входе в ступень турбины, что создает определенные проблемы в части работоспособности лопаток турбин. Эта тенденция пока опережает создание новых жаропрочных материалов, что вызывает повышенные требования к системе охлаждения (СО) турбинных лопаток и, как следствие - дальнейшее усложнение СО.
В современных охлаждаемых лопатках высокотемпературных газовых турбин широко используются СО, где рабочим телом служит воздух, отбираемый из-за компрессора и, поступающий в систему каналов различной конфигурации, расположенных в пере лопатки. Наибольшее распространение получили так называемые «конвективно-пленочные» СО, где сочетаются организация защитной пелены воздухом, вытекающим из отверстий перфорации и конвективное охлаждение воздухом в соответствующих каналах внутри пера лопатки. При этом желательно, чтобы доля конвективного охлаждения была бы как можно больше, так как пленочное охлаждение нерационально как с точки зрения расхода воздуха, так и с точки зрения концентрации напряжений у отверстий перфорации.
Наиболее теплонагруженным элементом пера лопатки является входная кромка, где коэффициент теплоотдачи от газа в 2÷3 раза больше, чем на остальных частях профиля и поэтому на организацию ее охлаждения и направлено повышенное внимание проектировщиков. Однако, в силу конструктивных особенностей, в канале входной кромки расположить обычные интенсификаторы (ребра, канавки, лунки и т.п.) крайне затруднительно, что вызывает необходимость пленочного охлаждения со всеми его недостатками.
3
Кроме этого, применение интенсификаторов подобных типов для решения этой проблемы, как показывает опыт эффективно в области относительно малых значений Re=(3÷20)·10.
Основная задача заявляемого технического решения - повышение эффективности охлаждения входной кромки, что благоприятно скажется на теплонапряженном состоянии всего пера, позволит снизить расход охлаждающего воздуха и увеличит ресурс лопатки.
Наиболее близкими техническими решениями к заявляемому являются охлаждаемые лопатки с так называемой «возвратно-петлевой» СО, описываемые в патентах РФ №2283432 и №2285805 патенте США US 2007/0172355. Но канал входной кромки этих лопаток имеет гладкую поверхность и соответственно низкую интенсификацию охлаждения.
Технический результат в заявляемой охлаждаемой лопатке, преимущественно высокотемпературных газовых турбин, достигается тем, что стенки канала входной кромки и перегородки, образующей соседний канал, выполнены особой криволинейной формы, что формирует так называемые «диффузор-конфузорные» каналы.
Известно, что интенсификации теплообмена можно достичь организацией течения теплоносителя под действием знакопеременного градиента давления. Такое течение реализуется в волнистых каналах, представляющих собой последовательность чередующихся конфузорных и диффузорных участков. Интенсивные вихреобразования, генерируемые в диффузорных участках, уносятся потоком и полезно используются в конфузорных участках. В конфузорных участках используется также эффект увеличения скоростей пристенных слоев жидкости. Это показали эксперименты, результаты которых представлены в следующих источниках [1]:
1. «Исследование теплообмена и газодинамического сопротивления при турбулентном течении газа в поле продольного знакопеременного градиента давления.» - «ИФЖ», т.ХVI, 1969, №4. Авт.: А.А.Гухман, В.А.Кирпиков, В.В.Гутарев, И.М.Цирельман;
2. Мигай В.К., Быстров П.Т. Интенсификация теплообмена в волнистых трубах. «Теплоэнергетика», 1976, №11, с.74…76.
Далее следуют цитаты из вышеназванных источников:
0.8
0.8
«При течении газа по каналам с острыми кромками… наблюдается приближенная пропорциональность между числом Nu и Re. При этом интенсивность теплообмена оказывается значительно выше (~ в 2,1-1,4 раза), чем при течении по прямолинейному каналу с постоянным по длине сечением (Nu=0,018 Re). Для всех видов течения несколько большая интенсивность теплообмена имеет место в канале диффузор-конфузор 5:1. Наибольшая интенсивность теплообмена отвечает безотрывному течению.
1
0.8
Опытные данные по теплообмену могут быть аппроксимированы зависимостью вида Nu=ARe…»
Ниже приводятся таблицы с геометрическими характеристиками каналов, исследуемых в работе [1].
Длина диффузорной части составляла 40 мм, соответственно отношение длины диффузорной части к ширине канала составила:
- для ширины канала а=47.7 мм - L/a=0.84;
- для ширины канала а=33.3 мм - L/a=-1.20;
- для ширины канала а=16.8 мм - L/a=2.38;
Таблица 1. Значение коэффициента A1
Ширина канала а, мм
47.7
33.3
16.8
Диффузор-конфузор
5:1
2:1
1:1
5:1
2:1
1:1
5:1
2:1
1:1
А<sub>1</sub>
0.038
0.038
0.038
0.038
0.034
0.031
0.031
0.030
0.026
n
И далее, [1]: «При течении газа по каналам со скругленными кромками опытные данные… могут быть представлены в виде зависимости Nu=Are…». Значения величин А и n представлены в таблице 2.
Таблица 2. Значение коэффициента А и n
Ширина канала а, мм
47.7
33.3
Диффузор-конфузор
5:1
2:1
1:1
1:2
1:3
5:1
2:1
А
0.049
0.026
0.049
0.072
0.094
0.039
0.039
n
0.76
0.83
0.76
0.715
0.68
0.79
0.79
Ширина канала а, мм
33.3
16.8
Диффузор-конфузор
1:1
1:2
1:3
5:1
2:1
1:1
1:2
1:3
А
0.041
0.069
0.067
0.016
0.027
0.040
0.069
0.041
n
0.77
0.705
0.705
0.87
0.81
0.76
0.72
0.735
Q
Также в работе [1] приводятся отношения тепловых потоков в диффузор-конфузорных каналах к тепловым потокам в канале с постоянным по длине сечением - коэффициент K:
Таблица 3. Значение коэффициента K<sub>Q</sub>
Ширина канала и, мм
47.7
33.3
Диффузор-конфузор
5:1
2:1
1:1
1:2
1:3
5:1
2:1
Re=10·10<sup>3</sup>
1.52
1.62
1.60
1.60
1.62
1.55
1.58
Re=80·10<sup>3</sup>
1.25
1.60
1.52
1.36
1.22
1.29
1.55
Ширина канала а, мм
33.3
16.8
Диффузор-конфузор
1:1
1:2
1:3
5:1
2:1
1:1
1:2
1:3
Re=10-10<sup>3</sup>
1.49
1.50
1.49
1.48
1.46
1.44
1.33
1.20
Re=80-10<sup>3</sup>
1.44
1.34
1.21
1.30
1.46
1.34
1.21
1.12
Как видно из приведенных выше опытных данных, каналы типа «диффузор-конфузор» по сравнению с гладкими каналами имеют более высокую эффективность охлаждения во всем диапазоне поставленных экспериментов, что отражено в заключительной части [1]:
«Сопоставление опытных данных по теплообмену и сопротивлению для каналов диффузор-конфузор с расчетными для канала с постоянным по длине сечением, проведенное в соответствии с…, свидетельствует о высокой эффективности исследованных каналов.
Для каналов диффузор-конфузор расход мощности, необходимый для продвижения теплоносителя (при фиксированных тепловом потоке и поверхности), и поверхность (при фиксированных тепловом потоке и расходе мощности) оказываются существенно меньше, чем для каналов с постоянным по длине поперечным сечением, а тепловой поток (при фиксированных расходе мощности и поверхности), наоборот, больше. … результаты сопоставления для каналов диффузор-конфузор со скругленными кромками, которые оказались значительно эффективнее, чем каналы с острыми кромками.
Таким образом, можно констатировать, что исследованные каналы, диффузор-конфузор весьма эффективны и могут быть с успехом использованы при конструировании теплообменных аппаратов».
Исследование теплообмена в диффузор-конфузорных каналах было продолжено в работе [2]. Геометрические характеристики исследованных труб показаны на фигуре 6 и приводятся в нижеследующей таблице 4.
Таблица 4.
Номер варианта
Геометрические характеристики исследованных труб
L<sub>д</sub>, мм
L<sub>к</sub>, мм
d<sub>э</sub>, мм
h, мм
h/d<sub>э</sub>, мм
β<sub>д</sub>, град
β<sub>к</sub>, град
1
8
16
17.7
2
0.113
14
7.1
2
16
8
17.7
2
0.113
7.1
14
3
8
16
15.8
1
0.0633
7.1
3.6
4
16
8
15.8
1
0.0633
3.6
7.1
5
8
16
19.2
0.5
0.026
3.6
1.8
6
16
8
19.2
0.5
0.026
1.8
3.6
Опытные данные по теплообмену приведены на фигуре 7. Видно, что интенсивность теплообмена возрастает с увеличением угла раскрытия диффузора и конфузора. Результаты экспериментальных исследований выражены в заключении [2]:
«Расчеты показывают, что при равных потерях на гидравлическое сопротивление теплосъем увеличивается в рассматриваемом случае на 70% по сравнению с гладкой трубой. Благодаря высокой эффективности трубы данного типа могут найти широкое применение в теплообменниках широкого класса…»
Опираясь на приведенные выше выдержки из документов, отражающих экспериментальные результаты, можно считать, что в канале входной кромки, выполненном по схеме «диффузор-конфузор», будет иметь место интенсификация теплообмена значительно более высокая (примерно в 1,7), чем в гладком канале.
д
При этом, исходя из конструктивных и технологических соображений, можно принять следующие геометрические характеристики диффузор-конфузорных каналов: отношение длин диффузор-конфузор - от 1:1 до 3:1, углы раскрытия: диффузора β - от 4° до 12°; длина диффузорной части (1.0÷3.0)·d, где d - диаметр канала.
Указанные цифры приняты из следующих соображений. Эксперименты, проведенные с диффузор-конфузорными каналами, показали их эффективность с точки зрения повышения теплообмена во всем исследуемом диапазоне, поэтому ограничения могут быть приняты лишь для конкретной конструкции лопатки в процессе ее доводки. Углы раскрытия диффузора и длины диффузорной части также могут быть конкретизированы исходя из технологических соображений и размеров лопатки. Длина диффузорной части может быть оценена по результатам экспериментов работы [1] - исходя из величины L/a, где а принят за диаметр канала.
Также, для увеличения коэффициента теплоотдачи к охладителю, на внутренней стенке канала входной кромки делают отверстия, через которые охладитель натекает на внутреннюю поверхность входной кромки. Этот эффект называется «лобовым натеканием» и отличается тем, что значительно повышает коэффициент теплоотдачи, который пропорционален, при прочих равных условиях, скорости натекающей струи. Скорость струи, в свою очередь, определяется перепадом давления на отверстии.
Этот перепад давления можно увеличить, если и стенку входной кромки, и стенку соседнего канала выполнить криволинейными, как показано на фигуре 1. Охладитель, проходя попеременно участки с переменной площадью сечения, будет двигаться с соответственно переменной скоростью. В соответствие с уравнением Бернулли, там, где скорость потока выше, давление будет меньше, и наоборот, где скорость потока меньше, будет выше давление. Так как в соседних каналах чередование проходных площадей сечений противоположно, то на одном уровне сечения наблюдается в одном канале увеличение площади (и падение давления), а в другом канале - соответственно уменьшение площади (и рост давления). То есть наблюдается увеличение перепада давления, и, соответственно, увеличение скорости набегающей струи и увеличение интенсификации теплообмена.
Геометрия стенки входной кромки и геометрия перегородки (отношение длин диффузор-конфузор и углы раскрытия диффузора и конфузора) соответствуют геометрии канала входной кромки. Отверстия в перегородке, исходя из имеющегося опыта проектирования и изготовления рабочих лопаток современных авиационных двигателей, в диапазоне хорды от 30 мм до 70 мм, следует выполнить соответственно диаметром 0.30÷0.8 мм.
На фигуре 1 представлена охлаждаемая лопатка (сечение по средней линии), у которой и канал входной кромки 1 с криволинейной внутренней стенкой 3, и соседний канал 2, образуемый криволинейной перегородкой 5, имеют диффузор-конфузорную форму. 6 - прямая перегородка. Стрелками показано движение охлаждающего воздуха.
На фигуре 2 показано в увеличенном масштабе место С из фигуры 1. Здесь: 3 - криволинейная внутренняя стенка канала входной кромки; 4 -входная кромка лопатки; 5 - криволинейная перегородка, образующая диффузорно-конфузорный канал; 6 - следующая, уже прямая перегородка; 7 - отверстие в месте сужения проходной площади канала входной кромки (но расширения проходной площади соседнего канала); 8 - отверстие в месте расширения проходной площади канала входной кромки (с противоположными характеристиками отверстию 7).
На фигуре 3 показан разрез по В-В фигуры 1 вдоль оси канала входной кромки. Стрелками показано движение охлаждающего воздуха.
На фигуре 4 показан разрез по среднему сечению пера лопатки. Стрелкой показано натекание на входную кромку через отверстия 7 из мест с увеличенной площадью проходного сечения и соответственно с перепадом давления, направленным в сторону входной кромки.
На фигуре 5 место входной кромки показано в увеличенном масштабе. Стрелками показано движение охлаждающего воздуха, который, втекая в канал входной кромки 1 через отверстия 7 сужения проходной площади канала входной кромки, обтекая стенку входной кромки, частично эвакуируется через отверстия 8 в местах расширения проходной площади канала входной кромки (см. фиг.2), а частично через отверстие в торце лопатки.
На фигуре 6 схематично показан диффузор-конфузорный канал с принятыми обозначениями геометрических характеристик.
-3
На фигуре 7 представлены результаты экспериментов, выполненных по работе [2]. Сравнивается эффективность теплообмена в волнистых трубах с различной геометрией диффузор-конфузорных каналов. Цифрами обозначены номера вариантов в соответствии с таблицей 4 и фигурой 6. На оси абсцисс приведены значения чисел Рейнольдса (Re·10), а на оси ординат - числа Нуссельта (Nu).
Механизм охлаждения входной кромки в соответствии с предлагаемым решением можно представить следующим образом.
Течение газа по диффузору (т.е. в поле положительного градиента давления сопровождается существенным увеличением коэффициента турбулентного обмена количеством движения. При этом, в соответствии с концепцией идентичности носителей количества движения и теплоты, следует ожидать заметной интенсификации теплообмена.
Вместе с тем, течение газа по конфузору (то есть в поле продольного отрицательного градиента давления) связано с уменьшением интенсивности теплообмена, которое объясняется прекращением генерации турбулентности и вырождением остаточной турбулентности под действием отрицательных градиентов давления. Таким образом, в канале, представляющем собой последовательное чередование диффузоров с малыми углами расширения и конфузоров, энергия турбулентности, накопленная потоком в диффузоре, полезным образом используется в конфузоре. Разумеется, протяженность диффузорных частей канала даже при малых углах расширения должна быть ограничена для предотвращения отрыва потока - эффекта, приводящего к большим энергетическим потерям. Окончательная геометрия СО определяется в процессе доводки конструкции, и некоторые размеры могут иметь отличия от вышеуказанных.
Таким образом, использование заявляемой охлаждаемой лопатки газовой турбины позволяет за счет лучшего охлаждения входной кромки лопатки при тех же расходах охлаждающего воздуха по сравнению с существующими аналогами повысить температуру газа на входе в турбину и увеличить удельные параметры двигателя, или при той же температуре газа продлить ресурс лопатки, а, следовательно и двигателя.