автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Эффективные методы интенсификации теплообмена в системах охлаждения лопаточных аппаратов высокотемпературных газовых турбин

На правах рукописи

Ануров Юрий Михайлович

ЭФФЕКТИВНЫЕ МЕТОДЫ ИНТЕНСИФИКАЦИИ ТЕПЛООБМЕНА В СИСТЕМАХ ОХЛАЖДЕНИЯ ЛОПАТОЧНЫХ АППАРАТОВ ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ

ГАЗОВЫХ ТУРБИН

Специальность 05.04.12 - "Турбомашины и комбинированные турбоустановки.

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург, 2005 г.

Работа выполнена в Компании «Энергомаш (ЮК) Лимитед». Филиал в Санкт-Петербурге.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, Поляков Анатолий Фомич;

доктор технических наук, профессор, Кириллов Александр Иванович;

доктор технических наук, профессор, Богов Игорь Александрович.

Ведущая организация ОАО "Научно-производственное объединение "Сатурн"

Защита состоится 5 апреля 2005 года в 16-00 на заседании диссертационного совета Д 212.229.06 в ГОУ ВПО «Санкт-Петербургский Государственный политехнический университет» по адресу: 195251, Санкт-Петербург, ул. Политехническая, д.29, Главное здание, аудитория 305.

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ГОУ

«СПбГПУ».

Автореферат разослан « 3 »__3= 2005 года.

Ученый секретарь

диссертационного совета Д 212.229.06, доктор технических наук, профессор

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы

На сегодняшний день в странах с развитой промышленностью удалось достичь значительного прогресса в области газотурбостроения, обеспечивающего качественные разработки и широкое использование высокоэффективных комбинированных парогазовых установок (ill У), коэффициент полезного действия которых превышает 50% при начальных температурах газа в газотурбинной установке (ГТУ), входящей в состав ПГУ, на уровне Тг*= 1250...1500°С. При этом рост ТУ на входе в турбину, по-прежнему, остается господствующим направлением в ^ совершенствовании показателей термической эффективности. Это порождает проблему обеспечения надежной работы горячих деталей проточной части высокотемпературной газовой турбины (BIT) и, в первую очередь, ее лопаток. Эта проблема решается, с одной стороны, совершенствованием материалов и технологии ' изготовления лопаток, а с другой стороны, разработкой и внедрением эффективных систем охлаждения. Общепризнанно, что основной вклад в обеспечение существующих темпов роста начальной температуры газа в ВГТ вносит именно охлаждение. Вместе с тем, использование охлаждения горячих деталей проточной части ВГТ значительно усложняет ее конструкцию, является источником дополнительных потерь па охлаждение термодинамического и гидравлического характера. Все это накладывает на разработку системы охлаждения требования предельной рациональности и высокой экономичности.

Достигшие к настоящему времени высокой степени теплофизического совершенства системы конвективно-пленочного охлаждения ВГТ имеют ряд существенных недостатков, заключающихся в снижении прочностных характеристик в виду большого количества отверстий малого диаметра в пере, являющихся концентраторами напряжений; в относительно больших необходимых расходах охладителя (воздуха), которые достигают 10... 15 % от расхода газа через ВГТ; в больших дополнительных газодинамических потерях от смешения потока охладителя с газовым потоком; и, наконец, в известной ненадежности работы пленочного ' охлаждения на режимах, отличных от номинального. Вместе с тем, все чаще появляются работы, в которых указывается, что возможности конвективных систем охлаждения еще далеко не исчерпаны. Известно, что в общих потерях давления на , охлаждение доля потерь на чистое трение составляет не более 10.. .25 %. Поэтому при надлежащей организации течения по каналам охлаждения лопаток безразмерная глубина охлаждения 0 может быть повышена до 1.5 раз при сохранении располагаемого перепада давления. Этого можно достичь за счет использования таких специфических методов интенсификации теплообмена, которые характеризуются опережающим ростом теплоотдачи в сравнении с увеличением гидравлического сопротивления.

Существенную роль в освоении Тг* начинают также играть керамические теплозащитные покрытия (ТЗП) на лопатках, имеющих мощную систему конвективного охлаждения. Не менее важной задачей помимо разработки технологии нанесения теплозащитных покрытий на охлаждаемые лопатки ВГТ является совершенствование методов расчета эффективности охлаждения и ресурса ТЗП охлаждаемых лопаток с ТЗП. Таким образом, выявление и всестороннее исследование методов интенсификации теплообмена в системах охлаждения лопаточных аппаратов

В FT с последующей разработкой на их основе новых конструкций охлаждаемых лопаток ВГТ с внутренним конвективным охлаждением, с интенсивностью, не уступающей таковой для лопаток с конвективно-пленочным охлаждением, в том числе с керамическими теплозащитными покрытиями является весьма актуальным.

Цель работы заключается в разработке и выборе эффективных методов интенсификации теплообмена, принципов конструирования, комплексном исследовании и создании на их основе конструкций цельнолитых охлаждаемых лопаток турбин с керамическим теплозащитным покрытием.

Для достижения указанной цели в работе поставлены и решены следующие задачи:

- применительно к охлаждению лопаток газовых турбин разработаны надежные критерии для оценок эффективности рассматриваемых методов интенсификации теплообмена и по этим критериям проведено сравнение их между собой и с другими широко используемыми в каналах трактов охлаждения лопаточных аппаратов;

- спроектировано, изготовлено и запущено в работу экспериментальное оборудование для дополнительного исследования теплогидравлических характеристик каналов тракта охлаждения лопаток ВГТ с рассматриваемыми методами интенсификации («вихревым» и «смерчевым»);

- спланированы опытные исследования, определены варьируемые в опытах параметры и диапазоны их изменения, проведена оценка погрешностей как непосредственно результатов опытных исследований, так и их аппроксимации эмпирическими критериальными соотношениями;

- разработаны и изготовлены опытные, а затем и серийные образцы лопаток с исследованными способами интенсификации теплоотдачи;

- выявлены обобщенные критерии оценки эффективности теплоотдачи в каналах охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ, и на базе этих критериев сделано численное и экспериментальное сравнение эффективности различных способов интенсификации теплообмена в охлаждаемых лопатках;

- разработаны инженерные методики для оценок эффективности охлаждения лопаток с ТЗП и установлены количественные критерии изменения долговечности охлаждаемых рабочих лопаток ВГТ с ТЗП;

- проведены исследования по определению толщины оксидных пленок, образующихся в результате окисления металлического подслоя в условиях интенсивного коррозионно-эрозионного воздействия газового потока;

- разработаны расчетные методики для определения термических деформаций, возникающих в результате разности температур ТЗП и стенки лопатки, для определения термических напряжений отрыва ТЗП от поверхности лопатки;

- разработана методика оценки долговечности комбинированного ТЗП, как по критерию окисления жаростойкого металлического подслоя ТЗП, так и по критерию циклической долговечности его керамического слоя. С использованием этой методики и методов эквивалентного приведения всех видов эксплуатационных циклов к единому (эталонному) установлены коэффициенты запаса по циклической долговечности и по разрушающим деформациям ТЗП при работе ГТУ на вссх эксплуатационных режимах.

Научная новизна работы заключается в том, что:

- установлены критерии для описания процессов трения и теплообмена при течении теплоносителя в каналах со смерчевым и вихревым методами интенсификации теплообмена;

- в результате опытных исследований тепловых и гидравлических характеристик каналов со смерчевым и вихревым способами интенсификации теплообмена выявлена степень влияния основных режимных и геометрических параметров каналов с указанными способами интенсификации теплообмена на ее уровень и получены обобщающие критериальные соотношения для определения коэффициентов гидравлического сопротивления и теплоотдачи;

- обнаружен эффект интенсификации теплоотдачи на гладкой стенке канала прямоугольного поперечного сечения, расположенной напротив стенки с системой лунок, величина которой зависит от основных геометрических характеристик системы лунок. Для каналов с двухсторонним размещением лунок обнаружен эффект снижения уровня интенсификации теплоотдачи при небольших значениях относительного расстояния между стенками;

- для смерчевого метода интенсификации теплообмена выявлен эффект опережающего роста коэффициентов теплоотдачи над ростом коэффициентов гидравлических сопротивлений и найдены диапазоны изменения основных геометрических параметров системы, где этот эффект проявляется;

- предложены оригинальные 1фитерии для количественной оценки энергетической эффективности применения рассмотренных методов интенсификации теплообмена (ИТО) в системах конвективного охлаждения лопаток газовых турбин и проведено сравнение этих методов с другими применяемыми в каналах охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ;

- разработана методика оценки долговечности охлаждаемых лопаток ВГТ с ТЗП, в которой используются критерии исчериания ресурса вследствие окисления жаростойкого подслоя и циклической долговечности собственно керамического слоя покрытия.

Практическая значимость работы заключается в том, что:

1. Обоснованы, разработаны, исследованы и реализованы в конкретных конструкциях «вихревой» и «смерчевой» методы интенсификации теплообмена, которые обеспечили достижение в каналах конвективного охлаждения литых лопаток максимальных, в сравнении с известными, эффектов интенсификации _по показателям теплофизической эффективности и энергетической целесообразности Ч^ЧУЧ^

2. Созданы сопловые и рабочие лопатки многорежимных газовых турбин различных типоразмеров с «вихревым» и «смерчевым» методами конвективного охлаждения оболочек профиля, выходной кромки и замковой части лопатки, которые в совокупности с ТЗП обеспечили в авиационных, судовых и энерготехнологических ГТУ последнего поколения (Тг =1700К) увеличение долговечности лопаток в 3...9 раза при сокращении затрат охлаждающего воздуха в 1.25 раза и улучшение экономичности на 1.5...3.5%.

Достоверность и обоснованность полученных результатов обеспечена:

- проведением экспериментальных исследований по апробированным и надежным методикам на стендовом оборудовании, прошедшим всестороннюю метрологическую аттестацию, использованием современной измерительной аппаратуры, обработкой опытных данных с применением устойчивых методов

статистического оценивания и совпадением результатов квалификационных опытов с аналогичными результатами других исследований;

- опытом промышленной эксплуатации охлаждаемых лопаток газовых турбин, спроектированных с использованием выводов и рекомендаций, полученных в диссертационной работе.

На защиту выносятся:

- обобщенные критерии для однозначных количественных оценок эффективности различных методов интенсификации теплообмена и результаты сравнения по этим критериям разных методов интенсификации теплообмена;

- результаты опытных исследований тепловых и гидравлических характеристик модельных каналов с вихревым и смерчевым методами интенсификации теплообмена и полученные в результате статистической обработки опытных данных эмпирические критериальные соотношения для описания закономерностей процессов течения и теплообмена;

- методика расчета эффективности охлаждения лопатки с нанесенным на наружной поверхности керамическим ТЗП, и результаты расчетов по этой методике наиболее оптимальных условий его применения в охлаждаемом облопачивании ВГТ;

- методика оценки долговечности комбинированного теплозащитного покрытия, базирующаяся на критериях исчерпания ресурса в условиях многорежимного нагружения вследствие окисления жаростойкого металлического подслоя ТЗП и предела по числу циклов нагружения керамического слоя ТЗП в условиях интенсивного коррозионно-эрозионного воздействия газового потока.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались и обсуждались на конференциях и симпозиумах:

- Минском международном форуме по тепло - массообмену; МММ-3, 1988г.

- XXVI международном научно - техническом совещании по динамике и прочности авиадвигателей; Самара 1996г.

- Международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателестроения в Поволжье»; Самара 1997г.

- Twelfth International Heat Transfer Conference, Grenoble, August 18-23,2002r.

- 4th Baltic Heat Transfer Conference, 25-27 August 2003, Kaunas, Lithuania.

12-я Всероссийская межвузовская конференция «Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели», 24-26 ноября, 2004, Москва.

Публикации. Основные материалы диссертации опубликованы в 11 печатных научных трудах, одном учебном пособии и 8 а.с. и патентах.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, шести разделов и списка литературы. Она изложена на 3 УЬстраницах текста и содержит % рисунков, таблиц и список литературы из ( 5 У наименований.

Работа выполнялась автором при создании ГТД семейства НК в ОКБ СНТК им. Н.Д. Кузнецова и при создании стационарных газовых турбин ГТ-009, ГТ-006, ГТ-030 Компании «Энергомаш (ЮК)».

Автор выражает искреннюю благодарность Г.П. Наготе, В.Н. Чуйкину, И.С. Копылову, Б.И. Мамаеву, Д.Г. Федорченко, Ю.А. Ножницкому, В.М. Ширманову, В.А. Рассохину, В Г. Полищуку за совместную деятельность и поддержку в выполнении настоящей работы.

Содержание работы

Во введении обоснованы актуальность, практическая значимость и специфика развиваемого направления, сформулированы цели и задачи исследований.

В разделе 1 Выполнен обзор работ с результатами исследования и представлено описание геометрических характеристик каналов охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ с ограниченными вихревыми трактами (ОВТ), образованными компланарно скрещивающимися каналами, и смерчевыми трактами, сформированными упорядоченными рельефами сферических углублений (УРСУ), поставлены задачи настоящего исследования. «Вихревой» способ реализуется в щелевых трактах из компланарно скрещивающихся каналов, образованных параллельными ребрами на внутренних сторонах противоположных базовых оболочек (БО) тракта, сопряженных по вершинам этих ребер без внедрения друг в друга. В поперечном направлении эти трасты боковыми границами (БГ).

Геометрию «вихревых» трактов характеризуют параметры (рис. 1): Р - угол пересечения каналов; ф] - угол между продольной осью симметрии тракта и биссектрисой угла 2(5; £ р, (1 - площадь, периметр и гидравлический диаметр поперечпого сечения канала; %= Ь/Ь, ¡гЧ/Ъ - относительная глубина и шаг каналов; 1 = Э/сЗ-этр - протяженность единичного канала между боковьми границами тракта шириной в, отнесенная к (1; т - число поворотов потока на боковых границах; Ь- Г/Я - относительная длина тракта плоской прямоугольной ОВТ; г=28созрЛ- суммарное число каналов во фронтальном сечении тракта; Рк, Рф, И - фактическая суммарная площадь потока в каналах, фронтальная площадь и относительное сужение потока в ОВТ; У6 Бь Б - объем каналов, площадь теплопередающей поверхности и гидравлический диаметр потока Е^Л^Ту, Ь- относительный диаметр кривизны средней линии тока теплоносителя в зоне поворота у боковой полуцилиндрической поверхности радиуса Я; Рщ - симплекс, характеризующий конфузорность-диффузорность течения теплоносителя в зоне боковой поверхности, равный отношению площади для поворота потока в единичном канале у боковой поверхности (БГГ) к площади поперечного ссчения единичного канала; Рс - симплекс, характеризующий массообмен потока в канале через межреберные окна, равный отношению площади взаимодействия потоков на середине единичного канала к площади для поворота потока у БП.

Диапазон исследования

0..... 1,22

Э. рад

0/0,26 /0,523/0,785 /1,05 /1,22

и/ь 0,25.....2,00 ГГЬ 0,00.....0.50

из 1,01. .5,41 М 12,30... .66,70

канальный - Л, мм 1,50 . ..5,00 У, рад -0,785 / 0/0,785

фронтальный - О, мм 2,00 6,61

число каналов - г 8,93 38,0 2*10'....4*10*

число поворотов - т 0,00.... 7,00 Ке, 1*10*.....7*10®

№ 1,25... 2,00 ТЛ, <2,2

Рис.1 Схема щелевого канала с «вихревым» охлаждением

Обзор опубликованных исследований теплоотдачи базовых оболочек и боковых поверхностей ОВТ позволил сделать следующий вывод: установлен факт значительной (в 1.5...4 раза) интенсификации конвективного теплообмена, как на базовых оболочках, так и на боковых поверхностях ограниченных по бокам вихревых трактов по сравнению с обычными гладкими каналами, при этом определяющее влияние на теплообмен оказывают угол скрещивания единичных каналов смежных базовых оболочек 2(3 и относительная ширина тракта 2. Однако, отсутствуют данные о влиянии на теплообмен таких практически важных для конструктора геометрических параметров ОВТ, как относительный шаг единичных каналов t, их относительная протяженность между боковыми границами 1, относительная глубина X в области % < 1, гидравлический диаметр каналов d, радиус R цилиндрической поверхности БП; данные о распределении локальной теплоотдачи по поверхности оболочек тракта и изменение интенсивности теплоотдачи по периметру поперечного сечения вогнутой поверхности БП. Использованные модели течения теплоносителя в трактах ОВТ, принятые априорно, не получили экспериментального подтверждения, гидродинамическая структура потока не исследована; не установлен механизм интенсификации теплообмена в каналах ОВТ.

Обзор опубликованных исследований гидравлики позволил сделать следующий вывод: установлен факт значительного, опережающего теплообмен, роста гидравлического сопротивления ^ «вихревых» трактов и получены эмпирические зависимости коэффициента суммарных гидравлических потерь ^ в ОВТ от угла скрещивания каналов 2(3 и относительной ширины тракта z. Вместе с тем, отсутствуют данные о влиянии на гидравлическое сопротивление ОВТ ряда конструктивных параметров, таких, как относительная протяженность тракта L/S, относительная протяженность каналов между БП - 1, их относительная глубина % (при х < 1) и гидравлический диаметр d, форма ребер и форма поперечных сечений каналов; из суммарных гидравлических потерь не выделены потери трения в каналах базовых оболочек и местные гидравлические потери у боковых поверхностей «вихревых» трактов; не исследованы причины роста гидравлического сопротивления в трактах ОВТ.

«Смерчевой» способ интенсификации теплообмена был разработан в Институте Атомной Энергетики и реализуется в трактах, теплоотдающая поверхность которых формована упорядоченными рельефами сферических лунок (рис. 2). Сферическую лунку характеризуют радиус сферы R лунки, диаметр D ее отпечатка на поверхности, глубина Л внедрения в стенку и радиус г сопряжения лунки с гладкой поверхностью канала. Эти геометрические параметры связаны между собой соотношением: D/R=8 Д(1+4 Д2)"1, Д=A/D

УРСУ характеризуют продольный tj и поперечный t2 шаги шахматного (ш) или коридорного (к) расположения лунок и плотность f=7iD3/4tit2 их размещения на теплоотдающей поверхности. Основной вывод по результатам анализа опубликованных работ: УРСУ на стенках проточных каналов интенсифицируют теплообмен на обтекаемых поверхностях независимо от режима Red течения и конфигурации поперечного сечения канала и, как правило, без опережающего роста

Рис.2 Схема щелевого канала со «смерчевым» охлаждением

трения и без заметного увеличения поверхности теплообмена и объема канала. Однако в проведенных исследованиях не охвачен весь диапазон геометрических параметров самих лунок, тип их размещения на поверхности и тип канала, а также режимов течения хладагента применительно к размерности охлаждаемых лопаток ВГТ, обусловленными технологией изготовления (литье), а также газодинамическими параметрами проточной части.

В соответствии со сделанными при исследовании состояния вопроса выводами были поставлены следующие задачи:

1. В натурном для лопаток ГТД диапазоне изменения Re,j= 104...6-104 исследовать влияние доступных конструктору геометрических параметров на локальный и осредпепный теплообмен и гидравлическое сопротивление трения в каналах базовых оболочек «смерчевых» и «вихревых» ограниченных систем -аналогах профильных поверхностей спинки и корытца «вихревых» лопаток.

2. В натурном для лопаток ГТД диапазоне изменения критерия Re исследовать влияние доступных конструктору параметров «вихревых» трактов на местные гидравлические потери и теплоотдачу на боковых поверхностях - аналогах входных кромок «вихревых» лопаток.

3. Исследовать гидродинамику потока (распределение осреднепных во времени скоростей и давлений в каналах ОВТ), изучить реальную модель течения теплоносителя и обобщить результаты исследования в виде, удобном для применения в практике проектирования систем охлаждения лопаток ГТД.

5. Исследовать на стандартных образцах влияние на статическую и динамическую прочность системы сферических лунок в геометрических параметрах (глубина и шаг) применительно к щелевым каналам в зоне выходных кромок и центральной части пера.

6. Выполнить интегральную оценку применения «смерчевого» и «вихревого» способов охлаждения на параметры надежности (долговечности) рабочих лопаток.

7. Выполнить экспериментальную проверку на натурных образцах «вихревых» и «смерчевых» лопаток (в модельных и натурных условиях) результатов прогнозов их теплового состояния, а также характеристик статической и динамической прочности.

В разделе 2 приведено описание методики экспериментального исследования характеристик модельных каналов с вихревым и смерчевым методами интенсификации теплоотдачи, состава экспериментального оборудования и аппаратуры, способов обработки, обобщения результатов опытного исследования, оценки погрешностей полученных результатов.

Исследование теплообмена в модельных каналах выполнялось способом их калориметрирования в жидкометаллическом термостате. Способ основан на измерении средних тепловых потоков по массе и локальных тепловых потоков по толщине цинковой корки, намороженной на наружной горячей поверхности объекта исследования при продувке его воздухом в расплаве кристаллизующегося чистого цинка. Базовые оболочки ОВТ были изготовлены фрезерованием из стали. Смежные оболочки для «вихревых» матриц сваривались точечной сваркой по местам контакта скрещивающихся ребер.

В исследованных ОВТ варьировались: угол 2р от 0 до 2.44 рад, гидравлический диаметр единичных каналов <3 от 1.5-10"3м до 5-10° м, их относительная глубина % от 1 до 0.5 и длина I от 12.3 до 67, относительная протяженность тракта Ь от 0.95 до 5.2, число поворотов потока у боковых поверхностей т от 0 до 7, относительный шаг каналов ? от 1.05 до 2± форма поперечных сечений единичных каналов и ребер, Я от 1.5-10'3 м до 6-Ю'3 м, Ь от 1 до 6.8, ¥т от 0.5 до 3.18, Рсот1до30.

В эксперименте определялись коэффициенты теплоотдачи: осредненные по теплопередающей поверхности базовой оболочки Р, осредненные по ширине 5 фронтальных сечений тракта, местные (х) в пределах шага I поперечного сечения единичных каналов. По измеренным коэффициентам теплоотдачи и массовым секундным расходам воздуха определялись критерии Нуссельта и Рейнольдса: построенные по гидравлическому диаметру (1 и плотности тока (р^г)а= 0-Рк"' теплоносителя через суммарную площадь сечений Рк

N11/ а¥-д/Хт, N11/= а^Л Ле/= (р-^-с!/^, Яе/= (рЧ^-ёУ; построенные по х - текущему расстоянию контрольного сечения единичного канала от боковой поверхности (взятому вдоль его оси) и (р\У)<!= плотности тока геплоносихеля

через площадь поперечного сечения канала Ыих=ах-х/Х"; 11сх=11е/-х/(1

В экспериментах по теплообмену на радиусных боковых поверхностях ОВТ (БП) определялись коэффициенты теплоотдачи на расстоянии у > от входного торца тракта ОВТ между двумя образующими цилиндрической боковой поверхности, отстоящими от плоскости сопряжения противоположных оболочек тракта (лобовой образующей) на центральные углы ср2= ±0.33-л: местные вдоль линии, равноудаленной от линий пересечений двух соседних ребер с БП - од осредненные по длине Бт этой линии - а5Т; осредненные по площади Гт=0,67711Шзтр участка внутренней поверхности БП - ат. По измеренным коэффициентам теплоотдачи и расходам, по гидравлическому диаметру единичного канала (1 и плотности тока теплоносителя (р>Л0(1= 0(*ТК теплоносителя рассчитывались критерии Нуссельта и Рейнольдса: N14-= а^-й/Х, №цт= а,,--<!/>., N11," а, •<!/>., Яе^ (рШ^-сУц.

Для измерения в каналах ОВТ местных гидравлических потерь, сопротивления трения, эпюр скоростей и давлений в поперечных сечениях единичных каналов были изготовлены из органического стекла специальные модели - увеличенные в масштабе 13:1 аналоги некоторых моделей для исследования теплообмена. Воздушный поток в трактах ОВТ зондировался пневмометрическим двухканальным зондом, позволившим выполнять измерение полного и статического давления. В экспериментах определялись коэффициенты: суммарного 1 идравлического сопротивления «вихревого» тракта между его входными и выходными фронтальными сечениями гидравлического трения в единичных каналах X; местных потерь у боковых поверхностей - Коэффициенты местных гидравлических сопротивлений

ю

у боковых поверхностей ОВТ ^пов находились по результатам измерений полных давлений воздуха в единичных каналах, подводящих поток к боковой поверхности и отводящих поток от нее на противоположной оболочке

р. р. ь-Ч/(р-Ь<1И(рг.аь

~пат ' м> I О О П

£ _ * осип * от» _ _

0.5• р\Ух 0.5-Я-Т-0 -Р/

Для исследования интенсивности теплообмена (а, Б!) на поверхностях, формованных регулярными рельефами из сферических лунок, были изготовлены и испытаны 35 моделей. Модели представляли собой плоские щелевые каналы одинаковой ширины 8=5-10"2м, протяженности Ь^=0,12м, но различные по высоте Ь щели (от 0,5-10"3м до 3-10'3м). Для формирования рельефов использовались лунки с различными величинами радиуса сферы И (от 0,8-10"3м до 11,510"3м), диаметра отпечатка Б (от 1,4-10'3м до 6-10'3м), глубины Д (от 0,3-10"3м до 1,5-10"3м) и продольного шага I их размещения (от 2,2-10'3м до 9,610'3м), которые практически не отличались от тех, что использовались в моделях для исследования теплообмена. Совокупность изготовленных пластин обеспечила выполнение исследований трения во всем диапазоне величин определяющих факторов- плотность размещения лунок Г до 0,67; относительная глубина лунок А от 0,07 до 1,0; относительная высота канала й=ИЛ1 от 0,33 до 2,1.

В выполненных экспериментальных исследованиях искомый коэффициент гидравлического трения X и эффект интенсификации трения непосредственно на поверхности с регулярными рельефами из сферических углублений ух определялся по результатам выполненных измерений коэффициента суммарного гидравлического сопротивления как П, Допустимость

предположения о независимом влиянии X и Х0 на с достаточной для инженерной практики точностью была подтверждена сравнительными испьп алиями пар моделей с односторонним и двусторонним расположением лупок.

Отладка стенда, технологии испытаний, методики измерений были завершены квалификационными опытами с гладкими короткими каналами. Удовлетворительное совпадение результатов квалификационных опытов с известными из литературы данными подтвердило: правильность оценки погрешностей определения а, в, Яе, № и пригодность стенда для выполнения программы исследования.

В разделе 3 отражены результаты опытного исследования теплогидравлических характеристик моделей с вихревыми трактами, проведено обобщение полученных опытных данных по коэффициентам теплоотдачи и гидравлического сопротивления эмпирическими критериальными соотношениями, раскрыты механизмы данного способа интенсификации теплоотдачи в каналах. Визуализацией потока установлено, что в ограниченных по бокам «вихревых» трактах реализуется «канальная» модель течения хладагента: поток движется по единичным каналам с перетеканием из каналов одной базовой оболочки в каналы противоположной вблизи боковых границ ОВТ. Обнаружено два участка ОВТ, отличающихся законами теплообмена в каналах: '(начальный» - из каналов, начинающихся от входного фрошального сечения ОВТ и заканчивающихся у их первого поворота на боковой границе тракта или в выходном торце ОВТ, если «основной» - из каналов, начинающихся от боковых границ ОВТ.

В каналах «начального» участка ОВТ локальный и осредненный по длине до контрольного сечения x/d теплообмен не отличается от аналогичного в прямых ф 0) гладких каналах той же относительной протяженности x/d и конфигурации (х, Y и др.) и подчиняется известным закономерностям Nux=0,0289Rex°'8Pr°'4 TV0"; для осредненного теплообмена Nux(1)=0,0361Re1°'8Pr0'4 TV°"55. В каналах «основного» участка ОВТ локальный и осредненный по длине от боковой границы ОВТ до контрольного сечения x/d теплообмен превышает аналогичный в прямых гладких каналах той же относительной протяженности и конфигурации, подчиняется закономерностям Nux=nARe/Pr0'4 Tw"0'53 , где n=0,8 (0,207-а+1), а - (1,274р-1)2-1, A=0,0361[l+12,77(sin2P)2] и характеризуется следующими особенностями:

1. Локальный Nux и осредненный Nu^ по длине каналов теплообмен в определяющей степени зависит от угла р пересечения с боковой границей ОВТ и достигает максимального уровня при р=0,785 рад.

2. Осредненный теплообмен Nui по всей длине 1 единичного канала между боковыми границами ОВТ уменьшается при увеличении их относительной протяженности l=l/d. Например, при увеличении 1 вдвое величина теплоотдачи сифащается в 1.15... 1.25 раза в зависимости от угла р.

3. Локальный теплообмен Nu, в единичных каналах максимален сразу за поворотом у боковой границы ОВТ и уменьшается по мере удаления от этой боковой границы вниз по потоку^ приближаясь по уровню к теплообмен)' в обычных гладких каналах на расстоянии x=x/d>30 от БГ ОВТ.

4. Относительная глубина каналов их шаг t и форма поперечных сечений, тип оформления поверхности боковых границ ОВТ (плоская, вогнутая, со смещением противоположных ребер At**0) не влияют на локальный и осредненный теплообмен в диапазоне, применяемом в лопатках турбин.

5. Применение «вихревого» способа интенсификации теплообмена, реализуемого в трактах из компланарно скрещивающихся каналов, позволяет при одинаковых расходах хладагента значительно увеличить теплосъем с базовых оболочек по сравнению с трактами из параллельных (р=0) каналов. Например, тракты ОВТ с 3=0.785рад, S/d=3...7 позволяют увеличить суммарный теплосъем в 2.1...3.0 раза в зависимости от величины L/S=3... 10.

Интенсификация локального и осредненного теплообмена (Ч^, в каналах основного участка ОВТ с полным учечом всех определяющих режимных и геометрических параметров потока и ОВТ определяется: для локального теплообмена

¥st=O+a'0,207)-[ï+12,77(sin2p)2]Rexа0,1М, где а= (1,274(Ы)2-1; для осредненного теплообмена (на длине х канала) ySr=[l+l'2,77(sin2P)2]Rexa0'16\

Выполнено исследование закономерностей локального и осредненного теплообмена на вогнутой поверхности радиусных оболочек боковых границ (БГ) «вихревых» трактов, которое показало, что осреднённая на участке вогнутой поверхности БГ между двумя её образующими, отстоящими от центральной в плоскости сопряжения противоположных оболочек ОВТ на угол tp2 - ± я/3 рад, в условиях Red= 2-104 теплоотдача превышает теплообмен в прямых гладких каналах в 3.1 раза и в змеевиках при турбулентном режиме в 1.43 раза и в условиях Red= 7-104 в 2.4 и в'1.15 раза соответственно. При этом теплообмен на вогнутой поверхносш радиусной оболочки боковой границы ОВТ при заданном режиме течения Red в

определяющей степени зависит от: - относительной кривизны D"0,21 радиусной оболочки, обуславливающей возникновение массовых центробежных сил в потоке, в условиях Red = idem; - симплекса Fc=2Scosp/t, характеризующего интенсивность массообменных процессов потока в единичном канале с потоками в противоположных компланарно пересекающихся каналах и определяющего долю от исходного расхода хладагента через единичный канал, поступающего в радиусный разворот у боковой границы ОВТ к крайней межрёберной ячейке fa=0.5b2/sin2(3 в плоскости сопряжения противоположных оболочек, экспериментальные данные о влиянии которого на теплообмен в_диапазоне Fc от 1 до 30 апроксимируются зависимостью % = Nu Fc / Nu pc-i = F<f°'n; - симплекса Ри= iji, характеризующего конфузорность-диффузорность потока на вогнутой поверхности поворота от входа до выхода из него и определяющего закон изменения массовой скорости G/^ на вогнутой поверхности в направлении её векторной кривизны D, экспериментальные данные о влиянии которого на теплообмен в диапазоне F^, от 0.38 до 3.18 апроксимируются г эмпирической зависимостью *Р2 = Nu fw/Nu fs = i = F^""04. Результаты исследования

осреднённого вдоль векторной кривизны D теплообмена Nust на вогнутой поверхности радиусного поворота у боковой границы всех испытанных моделей трактов ОВТ обобщаются зависимостью NuST = 0.165Red0715Pr04 Tw"a554/i4/2 D"0'21.

Закон изменения a, = a,/aST локального теплообмена вдоль линии ST векторной кривизны вогнутой поверхности радиусной оболочки _БГ_ ОВТ консервативен к изменению режимных Red и геометрических F№ Fc, D и (5 параметров. Теплообмен а,- нарастает в направлении движения хладагента в повороте у БГ, достигая максимума на образующей оболочки в плоскости сопряжения противоположных базовых оболочек ОВТ (при <р2 « 1.5 рад).

Установлено, что в каналах «начального» участка «вихревого» тракта коэффициенты гидравлического трения X не зависят от угла компланарного пересечения ребер, при Re<j= idem определяются только относительной протяжённостью х каналов, не отличаются от аналогичных в прямых гладких не пересекающихся компланарно (р = 0) каналах и подчиняются закону Хи= 0.43-Rex"°'2.

В каналах «основного» участка коэффициенты X зависят от режима течения хладагента Red и относительной протяжённости х каналов, и подчиняются закону ^оу=0,43■ cjle11"1 -(x/d)n~1 , где: с = l+28(sin2P)3, п = 0.8+ а-0.163. Интенсификация трения >|/= ХрДр=о в каналах «основного» участка ОВТ может определяться соотношением v^>-c-Rex а'0'163 и при Rex- idem зависит только от угла 2р, достигая максимума при 2р= 1.57. Уравнения для ц/-к и u»it позволяют получить выражение для оценки показателя \\>-J \|/Sl энергетической эффективности осреднённого теплообмена по длине каналов «основного» участка ОВТ в виде \|/=[+28(sin2p)3]/[l+12,8(sin2p}2, из которого следует, что энергетическая эффективность «вихревой» интенсификации теплообмена зависит только от угла Р компланарного пересечения противоположных каналов в «вихревом» тракте и достигает максимальной ущербности ( цг макс) при угле 2(3 = 1.57 рад.

В разделе 4 отражены результаты опытного исследования теплогидравлических характеристик модельных каналов с УРСУ, проведено обобщение полученных опытных данных по коэффициентам теплоотдачи и гидравлического сопротивления эмпирическими критериальными соотношениями,

выполнены оценки энергетической эффективности теплоотдачи, в том числе, с аналогичными оценками других способов. Набор изготовленных объектов исследования обуславливал возможность экспериментального изучения независимого влияния на теплообмен каждого из определяющих геометрических показателей рельефов и лунок. Измеренные в моделях с коридорным размещением лунок в УРСУ величины коэффициентов теплоотдачи удовлетворительно и без значительных отклонений согласуются с установленными для рельефов с шахматным размещением лунок законами. Интенсификация теплообмена на поверхности с УРСУ в диапазоне чисел Яе^ -~104.. .2-103 в_щелевом канале с воздухом возрастает: с увеличением относительной глубины Л, например, с 1,5 раза при Д=0,13 до 2,3 раз при Д=0,28 (£=0,35, 11=0,33); с уменьшением относительной высоты И, например, с Ч^г5 1,63 при Н=1 до 14/51" 2,7 при Ь=0Д7 ( Д=0,13, Г =0,67); с увеличением плотности размещения £ например, с 1,5 при 14),13, до 2,2 при £=0,35 и 2,75 при £=0,67 ( Д=0,13, И =0,7). В результате проведенных исследований установлено, что рельефы из сферических углублений, размещенные на одной из тракговых поверхностей щелевого канала, способны значительно (в 2 раза) интенсифицировать теплообмен и на противоположной гладкой поверхности тракта. Уровень интенсификации на гладкой поверхности тракта зависит, прежде всего, от ее относительной удаленности И от противоположной поверхности тракта с УРСУ и от плотности размещения £ Установленные эмпирические законы индивидуального влияния каждого из определяющих геометрических показателей рельефов УРСУ позволили обобщить результаты измерений теплообмена на поверхностях всех исследованных рельефов из сферических углублений единой зависимостью величины избыточного теплообмена от комплекса геометрических показателей самого рельефа из щелевого тракта ч/ы=1+4,4-( Д-ф0,8/ Ь0'6 . Это обобщение в совокупности с известными данными для теплообмена в гладкостенных плоских, коаксиальных или круглых каналах позволили сформулировать закон теплообмена на поверхности регулярных рельефов из сферических углублений_в щелевых трактах в виде Мих=0,0289[144,4-( Д^0'8/ ^^Яе^Рг0'4 Т«,'0-55, Кий=0,022[1+4,4-( М)ол; Ь^Яе^Рт0'4 V°'55 , для х/с£>10.

Данные измерений А.=Ф(Яе,1) в моделях с УРСУ показывают:

1. Характер зависимости коэффициента X на трактовой поверхности рельефов из сферических углублений от величины числа Яе практически не отличается от полученной в опытах аналогичной зависимости для гладких трактовых поверхностей и также состоит из двух характерных участков - степенного (типа Я=С-Яеп с п*0) в области Яе^Яе,,, и автомодельного (типа А^А^гЧюмО в области Яе,)>Яе1ф.

2. Критическая величина числа Яе(]=ЯеКр, превышение которой изменяет характер зависимости А.=Ф(Яе()) от степенного к автомодельному с "квадратичным" законом трения, определяется только сочетанием величин геометрических показателей £ Д и И рельефа, но всегда меньше величины Яе,) =105, критической, в зависимости А.о=Ф(Яе<1) для гидравлически гладкой поверхности (рис 3).

3. В области переходных режимов течения при Яе^Яе,,,, коэффициент X на поверхности всех исследованных регулярных рельефов всегда пропорционален числу Яе^ в той же степени п= -0,25, что и для гладких поверхностей в законе Блазиуса. Исключение составляет рельеф с большой относительной глубиной лунок Д=1,0 при

f=0,35. Измеренный в них коэффициент X оказался практически независим от Re во всем исследованном диапазоне чисел Red=2-104...l,2-105.

4. В диапазоне Red =104...2-105 величины коэффициента X на трактовых поверхностях с рельефами УРСУ всегда превышают аналогичные коэффициенты трения в гладкостенных трактах. Степень этого превышения в условиях Red-idem зависит только от сочетания величин геометрических показателей рельефа f, Д, h и др.

Исследование трения, выполненное для каналов с относительной высотой щелевого тракта h>0,33, показало, что коэффициент гидравлического трения на поверхности регулярного рельефа из сферических углублений в этом диапазоне величин h не изменяет своих значений в случае размещения такого же рельефа на противоположной стенке щелевого тракта.

Рис 3 Результаты измерения X на поверхности с УРСУ с плотностью размещения /=0,35 сферических лунок 1-квалификационные гладкостенные каналы, 2 - Д - 0,07,0- 6^10 Зм, Я=11,5-10"3м и Ъ -0,5; 3 - Д = 0,13, В ~ Д=ЗЮ"3ми А =0,66; 4- Д = 0,5, £>= «=ЗЮ'3ми А =0,66; 5- Д=-1, Я=3 10"3м и Ь =0,66.

УРСУ с показателями их геометрии £<0,7; Д<0,3 и Ь<2 наиболее актуальны для практики охлаждения деталей газовых турбин. Установленные законы индивидуального влияния на трение каждого из определяющих показателей геометрии рельефа позволяют обобщить результаты измерений коэффициентов гидравлического трения на поверхности всех УРСУ зависимостью ц/х=1+26( Д-^)1'1.

Это обобщение позволяет представить законы трения и для регулярных рельефов из сферических лунок глубиной не более Д<_0,3 в виде: для Red<Relф Х=0,3164[1+26( A•Q1•1]Red"0'25,даRed>ReкpЫ),018[l+26( Д-0М].

Обобщение конкретизирует также выражение для определения критической величины числа Re в трактах с лунками глубиной Д<0,3: Reч,=105•[l+26( Д-^1'1]"0'571.

Установленные законы позволяют получить соотношения для показателя энергетической эффективности способа интенсификации теплообмена при

помощи регулярных рельефов из сферических углублений в_виде: для З-Ю^Кеа^Яе^, М'=['+26( Д-0и1-[144,4-( Д#8/ Ь0-6]'1, д.™ Яе^е^-Ю5 ч/ч/,0'143.

Показатели Ц' и и/К1, характеризуют энергетическую ущербность способа интенсификации, т.к. отражают соотношение между величиной интенсификации теплообмена и величиной сопутствующего роста гидравлического трения в канале. Способ интенсификации теплообмена тем эффективнее, чем меньше величина у.

Роль каждого из этих геометрических показателей можно оценить, если рассмотреть соотношение избыточных величин интенсификации трения и

теплообмена в условиях Ке^е^: -1)/(\|/3,-1)=5,91-^'3 А03 Ьс'6. В этом случае для выбранной плотности размещения лунок в рельефе энергетическую ущербность интенсификации теплообмена при помощи УРСУ можно сократить, уменьшая относительную глубину лунок и относительную высоту тракта над рельефом, например, увеличивая диаметр отпечатка сферического углублений на поверхности теплообмена. Регулярные рельефы из сферических углублений способны значительно интенсифицировать теплообмен без сопутствующего опережающего роста гидравлического трения (т.е. \у<1), если при выборе величин показателей £ А, Ь при формировании УРСУ выдержать условие ( А-0°"5 Ь <0,0518

В настоящей работе исследуемый метод интенсификации теплообмена сравнивается по показателям и со следующими известными и широко применяемыми в практике охлаждения газовых турбин методами: - при помощи системы кольцевых ребер высотой А, размешенных в цилиндрическом канале поперек потока с регулярным продольным шагом 1=1/А и с загромождением канала £=4А/с1г; - при помощи системы ребер высотой А, размещенных в прямоугольном канале (Ь-в) поперек или под углом а к потоку на одной (э), двух противоположных (2э) или всех (2&+2Ь) его поверхностях с регулярным продольным шагом 1=1/А и с загромождением канала £=4 ПЛЛЗГ (здесь П - относительная доля периметра поперечного сечения прямоугольного канала, на которой размещены интенсификаторы теплообмена): - при помощи системы компланарно пересекающихся под углом 2(5 каналов ("вихревой" способ интенсификации).

Сравнение упомянутых методов позволяет сделать следующий принципиальный вывод: во всем рациональном для_ практики диапазоне величин геометрических показателей УРСУ (£<0,75, А<0,3, ( А-0< 0,23) "смерчевой" способ по уровню величины эффектов интенсификации теплообмена не уступает, а по уровню энергетической эффективности ч» превосходит известные и широко применяемые в охлаждаемых лопатках способы интенсификации теплообмена (рис.

4).

В 5-ом разделе описывается оборудование и методики расчетно-экспериментального исследования охлаждаемых лопаток газовых турбин, и приводятся результаты таких исследований для охлаждаемых лопаток с рассмотренными (смерчевым и вихревым) способами интенсификации теплоотдачи в каналах трактов охлаждения. Выработаны критерии для оценки эффективности различных методов интенсификации теплообмена в каналах охлаждения лопаток газовых турбин и проведено сравнение по указанным критериям основных способов интенсификации теплоотдачи. Учитывая, что настоящая работа выполняется в интересах разработчиков охлаждаемых лопаток, оценка эффективности применения в каналах охлаждения лопаточных аппаратов тех или иных способов интенсификации теплоотдачи помимо проведенных выше оценок гидродинамической (энергетической) эффективности, характеризуемой зависимостью Ч^А^Д должна быть дополнена еще следующими оценками: - по относительной г лубине охлаждения лопатки газовой турбины 6= (Тг - Т^)/(ТГ - Тг) при интенсификации ее конвективного охлаждения тем или иным способом в виде зависимости б = Г( £); - по эффекту т увеличения долговечности рабочей лопатки турбины относительно ее уровня т0 в исходном гладкоканальном варианте в заданных условиях действующих ограничений по массе лопатки, растягивающим напряжениям с от действия центробежных сил, уровню

16

Рис. 4 Эффективность интенсификации теплообмена на поверхности вусловиях Яекр> Яес1>104 при помощи УРСУ с показателями геометрии в диапазоне ( Д1) £. 0.023; ДйО.З; 0.082 Ь£2,1 по данным прямых измерений (темные точки) и в_соответствии с установленными эмпирическими законами для теплообмена и трения (система линий Л£=сопй и 11=сопЯ) Очерченная пунктиром область - то же для интенсификации теплообмена в трубах и прямоугольных каналах при помощи поперечного оребрения Д/аг^0.05; «=8.. 12, Шг=0.25. .1.0

величины давления Р и располагаемого перепада 7Г= Р//Рг давления охлаждающего воздуха в системе конвективного охлаждения лопатки. Интенсификация теплообмена в каналах лопаток газовых турбин осуществляется с целью увеличения относительной глубины 0 их конвективного охлаждения без увеличения относительного расхода воздуха Относительная глубина охлаждения 0 может быть представлена в

первом приближении выражением 0=(Тг*-Т№)/( Тг*-Т/)=[1+а,-Р1/(агРгГ1)]"1.

Относительные функции теплообмена Ч'я и гидравлического трения являются показателями собственно лишь самого процесса гидродинамической интенсификации теплообмена. Применительно к каналам конвективного охлаждения лопаток газовых турбин они в совокупности с сопутствующими изменениями площади теплопередающей поверхности Р и местных гидравлических сопротивлений определяют только эффект ДТ№ уменьшения исходной температуры оболочек лопатки, реализуемый за счет интенсификации теплообмена ^ в условиях располагаемого перепада и уровня Рг давления (или предельно допустимого расхода g) охлаждающего воздуха, назначенных для организации ресурсного охлаждения лопатки, как АТ„=0о( 9-1)(Т,ги.-Т*с), в котором эффект 0=0/0о увеличения относительной глубины конвективного охлаждения лопатки от величины 90 в исходном гладкоканальном варианте лопатки без интенсификации теплообмена до величины 6 в той же лопатке, но с интенсификацией 0РЯ>1) определяется как 0=0/0о=Ке[ 1 -0О( 1 +Ко)]"1 и зависит только от величины интегрального показателя интенсификации охлаждения лопатки Кв=Ч/й- ту Рг(АР*г -Р\ где площади охлаждаемой поверхности и поперечного сечения каналов охлаждения отнесены к аналогичным величинам в базовом варианте.

Применительно к рабочим лопаткам, оболочки которых испытывают значительные напряжения сг растяжения от действия центробежных сил, показатели

4*51, Кв и 0 не в состоянии в полной мере оценить эффективность применения конкретного способа интенсификации теплообмена для достижения назначенного ресурса или сокращения затрат g охлаждающего воздуха. Они не учитывают изменения несущей способности сечений лопатки, вызванные размещением на ее внутренней поверхности интенсификаторов (турбулизаторов) теплообмена. Размещение интенсификаторов теплообмена на оболочках в условиях строгого ограничения массы лопатки в целом (М) и над контрольными ее сечениями (М,) заставляет уменьшать площади поперечных сечений оболочек от их исходной величины йц в гладкоканальном (без интенсификаторов) варианте лопатки до величины 8, что, в зависимости от массы М, и несущей способности <рт фронтальных центробежной силе сечений самих турбулизаторов, увеличивает уровень растягивающих напряжений а в поперечных сечениях лопатки сверх исходного уровня с0 до величины ст=а/о0=[(8/8о)+(фт'8т)/8о]"1. Это обстоятельство сокращает эффект увеличения долговечности т лопатки, обусловленный только снижением температуры ее оболочек за счет интенсификации теплообмена в каналах охлаждения (в условиях а- 1), а нарушение условия (ДТИ /ДТ^0)>[1§ А/сто)] ликвидирует этот эффект полностью, и применение данного способа интенсификации теплообмена становится даже ущербным.

Поэтому в качестве критерия для оценки целесообразности применения конкретного способа интенсификации теплообмена в лопатках турбины должен использоваться только интегральный показатель достижения конечного результата -эффект т изменения долговечности лопатки относительно ее уровня т0 в исходном гладкоканальном варианте без интенсификации, который учитывает все воздействия на лопатку и в рассмотренных условиях действующих ограничений а, ДР, Р и М определяется как т=т/т<Н [(5/8о)+фт(878о)](А/ао)ЛТжа^0, гдеАип показатели жаропрочности сплава в эмпирической корреляции параметров т, а и Т; Тж,о -исходная температура оболочек лопатки; ДТ„ - эффект снижения температуры оболочек лопатки за счет интенсификации теплообмена; <рт - «несущая» способность турбулизаторов, применяемых для интенсификации охлаждения оболочек лопатки. Для проведения опытного исследования в качестве базового варианта была выбрана лопатка канально-петлевого типа с интенсификацией теплообмена в продольных радиальных каналах поперечными полуребрами на спинной и корытной оболочках и цилиндрическими штырьками поперек потока в щелевом канале выходной кромки (рис. 5). Исследуемый вариант лопатки «вихревого» типа имеет каналы охлаждения, составленные из двух «вихревых» матриц: «продольной» в передней части профиля, которая в поперечном сечении лопатки заняла область на 25 % меньшую, чем оба двухходовых петлевых канала в базовом варианте лопатки; «поперечной» в щели выходной кромки, которая в поперечном сечении лопатки заняла ту же область, что и упорядоченная система цилиндрических штырьковых турбулизаторов. По расчетному эффекту интенсификации теплообмена передняя продольная и задняя поперечная вихревые матрицы отличались друг от друга. Передняя продольная матрица ограниченного по бокам «вихревого» тракта с параметрами р=0.523рад, 1./8 "3.5 и 1/(1=5...7 обусловила дополнительную в ц/51=1.27 раза интенсификацию теплообмена в каналах охлаждения лопатки. Задняя поперечная матрица с параметрами Ь/8=0.2, р=1.046 и 1/(1=7... 10 ликвидировала вовсе интенсификацию теплообмена в щелевом канале выходной кромки (Ч|;5,=1) в сравнении с Уэмт^^О у базового варианта лопатки.

18

Рис 5 Образцы рабочих охлаждаемых лопаток турбин а - традиционного канально-петлевого rana с полуребрами в продольных каналах и цилиндрическими штырьками в канале выходной кромки; б -«вихревого» типа с интенсификацией теплообмена при помощи ограниченных вихревых трактов

Результаты расчетных оценок Ке, 0 и 0 показывают, что применение «вихревых» трактов в качестве каналов охлаждения лопаток газовых турбин:

1. Увеличивает в 1.48...1.56 раза величину К0 интенсификации конвективного охлаждения лопатки вопреки значительному уменьшению скорости движения хладагента в каналах охлаждения передней части профиля лопатки (на 20%) и полной ликвидации интенсификации теплообмена оболочек задней части профиля.

2. Увеличивает относительную глубину конвективного охлаждения всех участков профиля лопатки в 0-1.25 раза и прогнозирует возможность достижения 0=0.57 для передней и на уровне 0=0.47 для задней части профиля.

Модельные исследования выполнялись на пакетном статическом (без вращения ротора) стенде, который представлял собой сектор натурного рабочего колеса с магистралями подвода газа и охлаждающего воздуха. Сектор состоял из семи натурных рабочих лопаток, центральная из которых являлась объектом исследования.

Температура оболочек лопатки измерялась при помощи: индикаторов максимальной температуры из предварительно облученных кристаллов алмаза или карбида кремния, максимальные размеры которых находились в диапазоне (0.1...0.3)-ю-3м; кабельных термопар с цилиндрической оболочкой из хромоникелевого сплава диаметром (0.4...0.6)-10"3м и диаметром спая термопары не более 0.3 -10"3m; фотошярометрами.

При обработке опытных данных по тепловому состоянию лопаток связь между осредненной в поперечном сечении температурой Т^,,«, металла лопатки, определяющей ее несущую способность и долговечность, и измеряемой по периметру профиля этого же сечения температурой Tw наружных слоев оболочек лопатки, определялась численно решением обратной задачи теплопроводности. Осуществлялось аэродинамическое и тепловое моделирование процесса: по режимам течения газа Rer и охлаждающего воздуха Re¿ по перепаду давления ярк*= Р„'/Р2, приведенной скорости Я^ и углу р( натекания на входе в лопаточный аппарат; по соотношению TW=TW Л> заторможенных температур газа и охлаждающего воздуха на входе в каналы лопаток.

Натурные исследования выполнялись при стендовых испытаниях полноразмерного ТРДЦ и его газогенератора во всем диапазоне режимов эксплуатации с имитацией натурных условий по Р* и Т* на входе в турбокомпрессор. В испытаниях газогенератора в диапазоне температуры газа Тг* до ШОК, величины температуры газа Ти в контрольных точках поверхности исследуемых лопаток определялись по измерениям температуры оболочек самих лопаток без подачи воздуха в каналы их охлаждения. Для этого в рабочее колесо турбины устанавливались одинаково препарированные лопатки с закрытыми на входе трактами охлаждения. Для объективной оценки влияния исследуемых параметров на температурное состояние оболочек лопатки в рабочее колесо турбины одновременно устанавливались лопатки различного исполнения по тракту их конвективного охлаждения. Испытано 23 экземпляра лопаток с различным размещением датчиков температуры по обводу профиля. Практическая реализация «вихревых» трактов в лопатке и выполненные при g = 2.8...3.0% измерения эффективности ее охлаждения показали, что для центральной части спинки лопатки удалось достичь 0= 0.5...0.56 и для корыта лопатки 0 0.51...0.58; для оболочки выходной кромки спинки и корыта 0= 0.46...0.52 (рис. 6). Фактически относительная глубина конвективного охлаждения оболочек выходной кромки возросла в 0=1.27...1.3 раза или на Д0=О.11...О.15. Этот факт, установленный в модельных испытаниях на пакетном стенде, подтвержден и в натурных условиях сравнительными исследованиями обоих вариантов рабочих лопаток в одном рабочем колесе турбины ВД при стендовых испытаниях газогенератора ТРДЦ. Установлено, что температура оболочек выходной кромки в лопатке с «вихревым» трактом значительно меньше аналогичных в лопатке с системой штырьковых цилиндрических турбулизаторов, например, на 130К при температуре газа в относительном движении Тто*= 1280 К.

Для оценки эффекта применения «смерчевого» охлаждения лопаток газовых турбин проведено сравнение рабочих лопаток различных схем и способов конвективного охлаждения по величинам относительной глубины их охлаждения в среднем сечении. Исследование проводилось методом калориметрировапия в жидкокристаллическом цинковом термостате прямым экспериментальным сравнением трех групп одной и той же рабочей лопатки канально-петлевой схемы второй ступени турбины, отлитых с различными керамическими стержнями, формирующими каналы ее конвективного охлаждения: первая группа - исходный гладкоканальный вариант (поз. «а» на рис. 7); вторая группа - с поперечным оребрением корытной и спинной поверхности прямоугольных каналов (поз.«Ь») со следующими геометрическими показателями ребер- высота Д=0.510"3 м, продольный шаг t= 6.25-10'3м, t/A=12.5 и A/dr~0.156; третья группа - с размещением на корыгной и спинной поверхностях прямоугольных каналов сферических лунок (поз. «с»).

По результатам опытов установлено, что (рис. 8): 1. В условиях одинакового располагаемого перепада давления АР - idem пропускная способность каналов конвективного охлаждения G = GvT /Р0 варианта лопатки с УРСУ на 5... 12 % меньше, чем у исходного гладкоканального варианта «а», но на 10... 15 % больше, чем у варианта лопатки «Ь» с поперечным оребрением каналов охлаждения.

2^В условиях одинаковой величины относительного расхода охлаждающего воздуха g (например, g = 0.8 %), осредненная по периметру всех 5-ти контрольных

к

Рис. 6 Глубина конвективного охлаждения характерных участков профиля вихревой лопатки в среднем сечении в зависимости от расхода воздуха

поперечных сечений величина плотности теплового потока q в варианте «с» с рельефами из УРСУ превосходит аналогичную в исходном гладкоканальном варианте «а» в 1.5 раза и в варианте лопатки «Ь» с поперечным оребрением канатов охлаждения в 1.25 раза.

3. Долговечность лопатки с УРСУ в 3 раза выше долговечности гладкоканальной лопатки, в 3,4 раза выше долговечности лопатки с полуребрами в условиях постоянного перепада давления я=Р*вх/Рвых -1,4 и в 2 раза при ^0,8%.

шил 1 КлШЬ

<15 05

г* 08 08

1 еж вж

Т от она

0ТЕ6 0156

I о.га аав

•и, ги Я! 11

1 номер сечвни ^ канад i «> ^ £ ' КЛЯЛА з _ 1

|г1щ<шна>иж1т ¿«и 317 , з.н)! 324 332 3.20 1 а«_,

¡шюшюырснмгк»«;1 32-е ' 32 : 30 34 "1~32 * 28

¡протяженность 21 1 »« , 36 40 11л 204

орвкнк п*п/л. во ' 1я 1лз овя 0169 ' 084

; здгпшгасдЕНИЕ 1 1» 11» 1.19" 1« , 119

Рис. 7 Схемы охлаждения рабочей лопатки турбины- а) - гладкоканальная, б) - с поперечными полуребрами, в) • со сферическими лунками.

Sfl-

2Д-1Д-

0,7_

OjC

03

3,4 раза

м I+3 Г

1,5

a.*

Рис. 8 Пропускная способность, осредненный по трем сечениям теплосъем, изменение долговечности рабочей лопатки: 1 - гладкоканальной; 2 - со сферическими лунками, 3-е поперечными полуребрами, в условиях 4Р = const и g- const и с учетом снижения температуры стенки ДТ.

Описанные опытные исследования сравнительной эффективности охлаждения лопаток с различными способами интенсификации теплоотдачи в каналах трактов охлаждения были дополнены и расчетными исследованиями. В этих исследованиях, выполненных с помощью программного комплекса, были проведены интегральные оценки увеличения долговечности охлаждаемых лопаток, в каналах которых использованы следующие основные способы интенсификации теплоотдачи (СИТ): 1) СИТ упорядоченной решеткой поперечных цилиндрических штырьковых турбулизаторов Хх1&= 2...3, 2...3, 1...2.5; 2) СИТ поперечными полуребрами (выступами) на двух противоположных стенках (спинной и корытной) прямоугольного канала - 4...25, Д/К= 0.02...0.12; 3) СИТ «смерчевой» с УРСУ: Д/ЕМ).3, ЫТ><\, Г 70 %; 4) СИТ «вихревыми» трактами: Р= 0.267... 1.047 рад, %= 0.5... 1.Учтено, что применяемые в лопатках полуребра и цилиндрические турбулизаторы не обладают несущей способностью (фт= 0), уменьшают площадь поперечных сечений оболочек лопатки и увеличивают напряжения в них в (1- М,/Мп)' 1 раз (Мп - масса пера лопатки). Характеристики прочности «вихревых» трактов охлаждения приняты по результатам их исследования в настоящей работе.

Результаты численных исследований эффекта увеличения долговечности исходной гладкоканальной рабочей лопатки различными способами интенсификации теплообмена в ее каналах показали, что (рис. 9): - СИТ цилиндрическими турбулизаторами (штырьками) способен увеличить долговечность лопатки в 3.7...4 раза; - СИТ полуребрами в продольных каналах центральной части лопатки и с цилиндрическими турбулизаторами в щели выходной кромки способен увеличить долговечность лопатки в 10... 12.5 раза и превысить долговечность лопатки только со

«штырьковой» интенсификацией в 2.5...3 раза; - «смерчевой» СИТ во всех каналах способен увеличить долговечность лопатки в 20 раз и превысить долговечность лопапш со «штырьковой» интенсификацией в 5 раз и с интенсификацией полуребрами - в 1.6 раза; - «вихревой» СИТ во всех каналах способен увеличить долговечность лопатки в 42 раза и превысить долговечность лопатки со «штырьковой» интенсификацией на порядок, с интенсификацией полуребрами - в 3.4.. .4.2 раза, со «смерчевой» - вдвое.

Достоверность вывода о значительном превосходстве «вихревых» трактов по эффекту увеличения долговечности рабочих лопаток турбины над другими способами интенсификации их конвективного охлаждения, сделанного по результатам приближенных численных исследований, подтверждена экспериментально измерениями вытяжки исследуемых лопаток по мере увеличения их наработки при длительных ЭЦИ.

В разделе 6 представлены результаты комплексного исследования проблем применения теплозащитных покрытий (ТЗП) для лопаточных аппаратов высокотемпературных газовых турбин. Разработана методика расчета безразмерной глубины охлаждения 8 стенки лопатки с ТЗП с использованием одномерной модели теплопередачи через сребренную плоскую стенку и предложены критерии для оценки изменения ресурса охлаждаемой лопатки, связанного с нанесением ТЗП. Приведены аналитические зависимости для определения толщины оксидной пленки, возникающей в результате окисления связующего металлического подслоя в условиях интенсивного многорежимного коррозионно-эрозионного воздействия высокоскоростного горячего газового потока, и с использованием этих зависимостей на базе соотношений для термоциклической прочности Мэнсона-Коффина построены критерии разрушения ТЗП. Исследовано НДС ТЗП, включающее оценку термических деформаций, возникающих в результате разности температур ТЗП и металлической поверхности стенки лопатки и оценку термических напряжений отрыва ТЗП от лопатки в направлении нормали к ее поверхности, вызываемых градиентом температур по толщине ТЗП и кривизной элемента ТЗП в направлении касательной к контуру профиля лопатки. Это дало возможность разработать методику оценки ресурса ТЗП, как по критерию окисления жаростойкого металлического подслоя, так и по критерию циклической долговечности его керамического слоя.

Обеспечиваемое ТЗП снижение температуры поверхности стенки зависит от уровня исходной без ТЗП эффективности охлаждения стенки и уровня параметра В^аДДп, зависящего от интенсивности внешнего теплообмена и толщины покрытия. Особенностью использования ТЗП в рабочих лопа!ках турбины является то, что оно не является несущим. Поэтому при проектировании лопаток рабочего колеса следует учитывать, что металлические жаростойкие слои увеличивают вес лопатки на 1,5...2%, а вместе с керамическим слоем ее вес увеличивается на величину до 12...16% при толщине слоя керамики 150...200 мкм. В зависимости от уровня окружных скоростей увеличение веса рабочей лопатки может в значительной степени снизить эффект от применения ТЗП т. к. снижение температуры тела лопатки может не компенсировать увеличения напряженности от действия центробежных сил.

Критерий целесообразности применения ТЗП представляется в форме (ДТ/Т)> 1е ар/1ё(А/ар),

-А- -В-

Яянщамйг «и шиш ДтммрМвшимш

Рис, 9. Влияние способа интенсификации теплообмена в каналах конвективного охлаждения лопатки и несущей способности (рт турбулизаторов потока на изменение долговечности рабочей лопатки турбины ВД Условия- я, = 2,7, р„ = 0,25, исР 360м/с; Н/0Ср = 0,1, 2,3, & =3,5%; Р2 = 0,36РК

где стр=1 +ф т - величина относительного увеличения растягивающих напряжений; ф - доля нагрузки на покрытие, воспринимаемая лопаткой, ш- относительное увеличение массы лопатки за счет нанесения на нее ТЗП, воспринимаемое рассматриваемым сечением лопатки. В первом приближении можно положить т=тп/тл. где тп и тл - массы покрытия и лопатки, распределенные вдоль_пера лопатки выше по радиусу, чем рассматриваемое ссчение: т=-| и[1-(1+ т-У)"

т)^(Т-^В)1, где У=Я0/ р X; р=рп/р; 1=Х„/Х: Я=В1/(1+В1/2); рп -плотность ТЗП; и={1+ 8-0(1- 9)(С+^т)^В(Тг-Тв); М-т1р-[1-е(1+В1)][1-е(1+В1/2)].

Видно, что с увеличением параметра и растет и величина относительного увеличения долговечности лопатки. Функция ^ т немонотонна и характер ее изменения в диапазоне существования параметра т, который следует ограничить величиной 0,5, зависит от соотношения параметров и и V. Из условия ^т=0 получаем оценку их связи для условий, когда ТЗП не увеличивает долговечность лопатки, в виде У=1/ т--{ [1-^(1+ гп)/и]"'-1},

из которой следует, что чем больше величина относительного увеличения параметра нагружения лопатки ш, тем большим должен быть параметр V, обеспечивающий увеличение долговечности. При фиксированном значении параметра и, диапазон изменения которого для современных турбин достаточно узок, в зависимости от параметра V и диапазона параметра ш характер изменения т различен. Увеличение параметра V может быть обеспечено уменьшением относительных плотности и теплопроводности покрытия, увеличением эффективности конвективного охлаждения и параметра Я, зависящего от толщины покрытия и условий теплообмена, так как свойства ТЗП несколько зависят от его толщины.

Анализ дефектов облопачивания с ТЗП при работе в составе ГТУ позволяет предположить о следующих основных причинах его разрушения: - горячая коррозия наружного керамического слоя покрытия; - эрозия покрытия от воздействия скоростного газового потока; - повреждения от посторонних предметов;

- термомеханическое разрушение, связанное с деформированием покрытия совместно с деталью; - окисление металлического связывающего подслоя. Исследования лопаток турбин после эксплуатации и ЭЦИ показывают, что основным видом повреждения и разрушения ТЗП является отслаивание керамического слоя в результате образования трещины на границе раздела: металл - керамика и распространение ее параллельно керамики.

Результаты проведенных испытаний однотипных рабочих лопаток турбины с жаростойким покрытием в составе установки каскада ВД, газогенератора и полноразмерного трехвального ГТД показали, что при повышении давления окисление входных кромок лопаток начинается быстрее, а процессы окисления идут интенсивнее. Условия работы лопаток во всех случаях были одинаковыми по температуре, напряженности, химическому составу и скорости омывающих продуктов сгорания топлива и отличались только давлением газа турбине. Возможность окисления металлического связующего подслоя связана с пористостью керамического слоя и возможностью проникновения окислительной среды к металлическому подслою через керамический слой. Результаты исследования влияния давления на интенсивность окисления многокомпонентных жаростойких покрытий рабочих лопаток ГТД показаны на рис. 10. Наработка в часах

Ддвлокио гэзя в кг/см

Рис. 10. Влияние давления на окисление входной кромки лопаток турбины: О - алитирование без окисления входной кромки; ® - алитирование с окислением входной кромки; □ - многокомпонентное покрытие №-Со-Сг -А1-У

Аналитическую зависимость между толщиной оксидной пленки - Ь, температурой - Т, давлением Р и временем окисления -т можно записать в классической форме при многорежимном процессе окисления использованием линейной гипотезы суммирования повреждений:

=111=1

К0 х ехр

'Ч

ЯТ

1

\ —

Критическая толщина оксидной пленки на поверхности, при которой начинается скалывание керамического покрытия, составляет примерно 3 г/м2.

Указанная зависимость для определения толщины оксидных образующихся в процессе окисления связующего металлического

пленок, подслоя

композиционного ТЗП, дает возможность с использованием известной формулы

где А, Ь - постоянные; Аег - размах деформации, А = 1/(Аг0)ь, рассчитать число термомеханических циклов N до разрушения керамического слоя ТЗП, поскольку величина Ае0 зависит от накопленной толщины оксида - металлического подслоя под керамикой:

где Ае'0 - размах деформаций, вызывающий разрушение керамического слоя при отсутствии окисления металлического подслоя (И=0); Ь0 - критическая толщина окисления жаростойкого подслоя ТЗП, которая может привести к отслаиванию керамики за один цикл нагружения; с ,с! - эмпирические константы. Когда толщина окисленного слоя И достигает своей "критической" толщины, т.е. (Ь=Ь0) разрушение керамического слоя происходит за один цикл нагружения при размахе деформаций А Номинальная деформация на максимальном режиме нагружения может быть определена по формуле:

где ал, ак -температурные коэффициенты линейного расширения, соответственно материала лопатки и керамического слоя; Т/Г - температуры на максимальном режиме нагружения, соответственно материала лопатки и керамического слоя; е -составная часть деформации покрытия, определяемая деформацией лопатки от действия центробежных и газовых сил. Напряженно-деформированное состояние (НДС) керамических покрытий лопаток турбины определяется тепловым состоянием и нагрузками (центробежными и газовыми), действующими на саму лопатку с учетом нагрузок от центробежных сил самого ТЗП. Дополнительно на керамический слой ТЗП действуют напряжения отрыва покрытия от лопатки в направлении нормали к поверхности лопатки. Напряжения отрыва вызываются градиентом температур по толщине покрытия и средней напряженностью покрытия в направлении касательной к контуру поперечного сечения лопатки.

В предлагаемом методе расчета компоненты тензора напряжений и тензора деформаций в каждой точке поперечного сечения лопатки определяются с использованием МКЭ из совместного решения уравнений, описывающих условия равновесия отсеченной части стержня и решения задачи теории упругости об обобщенном плоском деформированном состоянии, при котором деформация вдоль стержня является линейной функцией координат осей, лежащих в плоскости поперечного сечения.

Расчеты напряжений отрыва, действующих на фрагмент растрескавшегося керамического слоя ТЗП, показывают, что составляющая суммарных напряжений отрыва от градиента температур по его толщине не зависит от линейных размеров фрагмента, определяется только перепадом температур и толщиной слоя и концентрируется по границе фрагмента.

Мэнсона-Коффина

Ае, = (аг,хТ1-ожхТж)+*,

Напряжения отрыва, вызванные средней напряженностью покрытия в направлении касательной к профилю, стремятся оторвать покрытие от лопатки, если они отрицательны и контур выпуклый (рис. 11, а), или, если они положительные, а контур профиля вогнутый (рис. 11,6).

В соответствии с основными повреждающими факторами, ресурс керамических покрытий может быть определен по критерию окисления металлического подслоя (по аналогии с исчерпанием длительной прочности) и по исчерпанию малоцикловой долговечности самого керамического слоя (по аналогии с исчерпанием малоцикловой долговечности основного материала лопатки) по

соотношениям: П г = £ ~~ > П =

¡"1 гр, * j=^zp, где П,, П2 - соответственно величины накопленного статического и малоциклового повреждений; т; - время работы на ьом режиме; тр; - время до разрушения при непрерывной работе на ¡-ом режиме; zj - количество циклов .¡-го вида; Zpj - количество циклов до разрушения >го вида; I, 1 - количество видов режимов работы ГТД (стационарных и переменных).

Ресурс ТЗП по критерию окисления жаростойкого металлического подслоя может быть определен как время до образования критической толщины окисления -когда отслаивание керамического слоя ТЗП происходит за один цикл на1ружения. Для многорежимных двигателей ресурс ТЗП по критерию окисления металлического подслоя может быть определен на основании гипотезы линейного суммирования повреждений.

а) б)

Рис 11. Схема образования напряжений отрыва керамического слоя ТЗП а - в покрытии напряжения сжатия, контур выпуклый; б - в покрытии напряжения растяжения, контур вогнутый

Суммарное время до образования критической величины окисления металлического подслоя ТЗП - т при работе двигателя на I режимах может быть

определено по формуле: г,

, где С~ Т;/Т,.

Коэффициент запаса по долговечности в часах - К^/т^ .

Коэффициент запаса по циклической долговечности - ^=N^/N3,

где N3 - эксплуатационное число циклов выхода ГТУ на максимальный режим.

Коэффициент запаса по разрушающим деформациям покрытия в начале КЕ0=Л£1/Ае1

и в конце ресурса изделия К^КеоО -П^П,.

Следует заметить, что, в данной постановке задачи об оценке ресурса покрытия, геометрия и конструкция детали может быть произвольной, может варьироваться в разумных пределах толщина покрытия и отдельных его слоев, могут быть произвольными условия нагружения, но технология нанесения покрытия, определяющая его прочностные и адгезионные свойства и, как показал опыт доводки покрытия, в значительной степени его ресурс, должна соответствовать технологии его нанесения на испытуемой детали.

Основные результаты н выводы по работе

1. Разработаны, выбраны и исследованы эффективные методы интенсификации теплообмена («вихревой» и «смерчевой») лопаток высокотемпературных газовых турбин в важном для конструктора диапазоне геометрических и режимных параметров, которыми обеспечено достижение максимальных, в сравнении с известными, эффектов интенсификации по показателям теплофизической эффективности и энергетической целесообразности 1Р=чЕУЧ/<;1, При использовании интенсификаторов, способных самостоятельно и в полной мере нести статические и циклические нагрузки без дополнительного нагружения оболочек лопатки своей массой это обеспечивает возможность использования интегрального эффекта интенсификации теплообмена в целях увеличения долговечности охлаждаемых лопаток газовых турбин в заданных условиях действующих ограничений.

2. Выбранные в качестве критериев для количественных оценок эффективности исследуемых способов интенсификации теплоотдачи коэффициенты интенсификации теплообмена ц/я^в^Я^, коэффициенты роста гидравлического сопротивления

и коэффициенты энергетической эффективности Ч^Ч^/Ч^ представляют собой наиболее универсальные переменные для однозначных количественных оценок теплогидравлических характеристик каналов с различными способами интенсификации теплоотдачи. С использованием указанных критериев эффективности было установлено, что регулярные рельефы из сферических углублений (лунок) способны значительно интенсифицировать теплоотдачу без сопутствующего ей опережающего роста гидравлического сопротивления ( \];<1) при соотношении рассмотренных относительных геометрических размеров ( А-!)0'5- Ь< 0,0518.

3. Опышыми исследованиями установлено, что в каналах начального участка ОВТ значения коэффициентов трения и теплоотдачи не отличаются от таковых в прямых каналах той же конфигурации с гидравлически гладкими стенками. Коэффициенты трения в каналах основного участка ОВТ зависят от угла скрещивания 2р и значительно превышают коэффициенхы трения в обычных каналах с гладкими стенками. Как локальные, так и средние коэффициент теплоотдачи также зависят от утла скрещивания 2р, изменяются по длине канала и превышают таковые в обычных коротких каналах с гладкими стенками. На боковом участке, где происходит перетекание потоков из каналов одной базовой оболочки в противоположные компланарные каналы смежной оболочки, местные коэффициенты гидравлического сопротивления зависят только 01 конфигурации и геометрических характеристик зоны поворота (боковой границы) ОВТ. Осредненные на участке вогнутой поверхности боковой границы средние коэффициенты теплоотдачи так же

зависят от конфигурации и геометрических характеристик зоны поворота и превышают их уровень в прямых гладких каналах до 3 раз. Статистической обработкой опытных данных для каждого из указанных участков ОВТ получены обобщающие эмпирические критериальные соотношения как по теплообмену, так и по гидравлике.

4. Установлено, что коэффициенты теплоотдачи в каналах с УРСУ возрастают: с увеличением относительной глубины Л, например, с 1,5 раз при Д=0,13 до 2,3 j>a3 при Д=0,28; с уменьшением относительной высоты h, например, с 1,63 раз при Ь=1 до 2,7 - h=0,17; с увеличением плотности размещения лунок f, например, с 1,5 раз при f=0,13 до 2,75 - (Ч),67, и при этом всегда остаются выше таковых для аналогичных каналов с гидравлически гладкими стенками. Для определенных значений величин плотности размещения лунок f и их относительной глубины Д определена критическая величина относительной высоты канала h, превышение которой приводит к исчезновению интенсификации теплообмена на противоположной гладкой стенке в случае канала с односторонним расположением лунок.

Статистической обработкой опытных данных по всем исследованным в опытах каналам прямоугольного поперечного сечения с регулярными системами сферических углублений на их широких стенках получены обобщающие эмпирические критериальные соотношения, как по теплообмену, так и по гидравлике.

5. С использованием коэффициентов vySt, V и с учетом несущей способности интенсификаторов выполнено численное сравнение исследованных вихревого и смерчевого способов интенсификации теплоотдачи с другими наиболее широко используемыми в практике охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ способами: при размещении регулярного поперечного оребрения небольшой высоты на теплообменных поверхностях стенок каналов и при установке в канале прямоугольного поперечного сечения системы цилиндрических штырей-турбулизаторов. Установлено, что по сравнению с исходным (базовым) вариантом лопатки с гладкими каналами размещение в тракте охлаждения лопатки системы цилиндрических штырсй-турбулизаторов способно увеличить ресурс лопатки всего в 3.5...4.0 раза; дополнительное размещение на гладких поверхностях каналов регулярного поперечного оребрения позволяет увеличить ресурс лопатки только в 10.0... 12.5 раза; в то время как размещение на внутренних стенках каналов системы сферических углублений позволяет добиться увеличения долговечности лопатки не менее чем в 20 раз, а использование для интенсификации теплоотдачи вихревых матриц способно обеспечить долговечность лопатки не менее чем в 40 раз большую, чем у гладкоканального варианта лопатки.

6. В опытах, проведенных на газодинамическом стенде при температурах газового потока до 1050°С, исследовалось 3 варианта системы охлаждения одной и той же по внешним обводам рабочей лопатки: 1) базовый вариант - лопатка канального типа с петлевым течением воздуха с гладкими стенками; 2) лопатка с поперечными полуребрами на стенках; 3) лопатка с УРСУ.

Установлено, что при относительном расходе охлаждающего воздуха на уровне 1% средняя безразмерная глубина охлаждения 0 в лопатке с рельефами из сферических углублений (лунками) превосходит в 1.3 -1.5 раза в сравнении с уровнями 9на тех же

участках профиля в базовом варианте лопатки и соответственно в 1.1... 1.25, чем в лопатке с полуребрами.

7. Предложена аналитическая зависимость для оценок долговечности охлаждаемых рабочих лопаток ВГТ с ТЗП, в которой учтено изменение несущей способности ТЗП в зависимости от его теплофизических характеристик. С использованием этой зависимости выявлены основные факторы, влияющие на ресурс лопаток с ТЗП, и установлено, что наиболее существенным из них является безразмерная глубина охлаждения, повышение которой ведет к увеличению ресурса охлаждаемых рабочих лопаток ВГТ.

8. Установлено, что основными причинами разрушения многокомпонентного ТЗП на лопаточных аппаратах ВГТ является: 1) окисление связующего металлического подслоя в условиях интенсивного коррозионно-эрозионного воздействия высокоскоростного горячего газового потока; 2) градиенты температур в условиях термомеханического деформирования ТЗП совместно с деталью, защищаемой покрытием. Выявлены основные закономерности роста толщины оксидной пленки в связующем металлическом подслое в условиях интенсивного воздействия высокоскоростного горячего газового потока на различных режимах работы охлаждаемого лопаточного аппарата. С использованием модели малоциклового разрушения Коффина установлена полуэмпирическая зависимость, связывающая размах деформаций в ТЗП, толщину окисной пленки в связующем металлическом подслое и число циклов до разрушения (скалывания) ТЗП.

9. С использованием принципа линейного суммирования повреждений при работе деталей с ТЗП в условиях многорежимного нагружения разработана методика оценок долговечности комбинированного ТЗП, как по критерию окисления жаростойкого металлического подслоя ТЗП (по аналогии с исчерпанием ресурса по длительной прочности) так и по критерию циклической долговечности его керамического слоя (по аналогии с исчерпанием ресурса по малоцикловой усталости для основного материала лопатки). С использованием этой методики и методов эквивалентного приведения всех видов эксплуатационных циклов к единому (эталонному) установлены коэффициенты запаса по циклической долговечности и по разрушающим деформациям ТЗП при работе установки на всех эксплуатационных режимах.

10. Созданные конструкции рабочих и сопловых лопаток с «вихревым» и «смерчевым» охлаждением прошли конструкторскую, технологическую и стендовую отработку и внедрены в серийное производство и эксплуатацию с большим технико-экономическим эффектом. Например, использование вихревого способа охлаждения вместо дефлекторно-штырькового позволило: сократить в 1.3 раза расход охлаждающего воздуха, и увеличить осреднённую в поперечном сечении лопатки безразмерную глубину охлаждения 0 до 0.59...0.61; уменьшить температуру лопатки и отказаться от теплообменника для кондиционирования охлаждающего воздуха, сократив при этом вес установки на 0.7%; значительно сократить вытяжку лопатки и увеличить в 9 раз её наработку до достижения той же вытяжки, что и у дефлекторной лопатки. Реализация в зоне выходных кромок сопловых лопаток турбин вихревого способа охлаждения вместо штырькового позволила сократить в 1.45 раза расход охлаждающего воздуха (на 1.6 %) и устранить термоусталостные трещины на профильной части лопатки со стороны корытца. В настоящее время лопатки с

«вихревым» и «смерчевым» способами охлаждения применяются в более чем 20-ти ГТУ различного назначения.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

1. Кикнадзе Г.И., Краснов Ю.К., Кузнецов Н.Д., Нагога Г.П., Ануров Ю.М., Попов К.М. и др. Теплообмен при самоорганизации смерчеобразных структур.// Проблемные доклады Минского международного форума. Минск, 1988.

2. Ануров Ю.М., Семенов А.П., Гаврилов Н.Г., Абраимов Н.В. Особенности конструирования рабочих лопаток турбины с теплозащитным покрытием. // Научно-методические материалы Защитные покрытия. ВВИА им. Н.Е.Жуковского .1990.

3. Ануров Ю.М., Курганов И.В., Семенов А.П., Цыпкайкин И.Н. Расчетно-экспериментальное исследование остаточных напряжений в охлаждаемой рабочей лопатке ГТД с теплозащитным покрытием.// Сборник/ Конструкционная прочность двигателей летательных аппаратов/ Тезисы докладов XIII Всесоюзной научно-технической конференции. Самара. 1991.

4. Ануров Ю.М., Федорченко Д.Г. Оценка работоспособности теплозащитных покрытий деталей ГТД//Учебное пособие СГАУ, Самара .1994г. 51с.

5. Ануров Ю.М., Курганов И.В., Федорченко Д.Г. Современные представления о ресурсе теплозащитных покрытиях//Сборник /Динамика и прочность двигателей./ Тезисы докладов XXVI Международного научно-технического совещания по динамике и прочности . 24-27 июля 1996г., с.8, Самара, 1996г.

6. Ануров Ю.М., Нагога Г.П., Рукин М.В. Гидравлическое сопротивление в плоских каналах со сферическими углублениями. // Межвузовский сборник научных трудов/Охлаждаемые газовые турбины двигателей ЛА. Казань,1996.

7. Ануров Ю.М. Смерчевой способ охлаждения лопаток турбины // Сборник/ Динамика и прочность двигателей/ Тезисы докладов XXVI Международного научно-технического совещания посвященного 85-летию со дня рождения академика Н.Д.Кузнецова 24-27 июня 1996г., с.7., Самара.

8. Ануров Ю.М., Федорченко Д.Г. Интенсификаторы теплообмена в рабочих лопатках турбин ГТД. // Сборник/Проблемы и перспективы развития двигателестроешм в Поволжском Регионе/ Доклады Международной научно-технической конференции. 17-18 сентября 1997г., с.23. Самара. 1997.

9. Ануров Ю.М., Савельева О.Г., Федорченко Д.Г., Цыпкайкин И.Н. Методика расчетно-экспериментальной оценки ресурса теплозащитных покрытий рабочих лопаток турбин ГТД.//ВИНИТИ, №1921 -В97 от 10.06.97г.

10. Ножницкий Ю.А., Ануров Ю.М., Федорченко Д.Г., Семенов А.П. Особенности проектирования и ресурс рабочих лопаток турбины с теплозащитным керамическим покрытием.// Сборник/ Проблемы и перспективы развития двигателестроения в Поволжском регионе (П)/ Объединенная Международная научно-техническая конференция, посвященная памяти Генерального конструктора аэрокосмической техники академика Н.Д. Кузнецова, 23-25 июня 1999г. Самара. 1999.

11. K.D.Andreev, V.G.Polishchuk, V.A.Rassochin, N.P.Sokolov, Y.M. Anurov, Y.R.Mironov, V.M.Shirmanov. Expérimental stady of hidraulic characteristics of nozzle blades of first stage of turbine of installation GT-009// 4th Heat Transfer Conférence, Advances in heat transfer engineering. 25-27 August 2003. Kaunas.

12. Ануров Ю.М., Федорченко Д.Г. Основы обеспечения прочностной надежности авиационных двигателей и силовых установок - СПБ: Издательство СПбГПУ. 2004.-389с.

13. Ануров Ю.М., Андреев К.Д., Полищук В.Г., Рассохин В.А., Соколов Н.П. «Результаты опытного исследования теплоотдачи в прямых щелевых каналах с упорядоченными системами углублений со сферической поверхностью» тезисы доклада // XII Всероссийская научно-техническая конференция «Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели», МГТУ им. Н.Э. Баумана, 24-26 ноября 2004 г., Москва, стр.121-122

14. Скворцов В.Л., Маркин М.И., Михайлов Н.И., Ануров Ю.М., Иванов B.C., Нагога Г.П. Охлаждаемая лопатка турбины, патент № 1071031 с приоритетом по заявке № 3414890/06 от 31.03.1982г.

15. Чернилевский О.С., Маркин М.И., Михайлов Н.И., Ануров Ю.М., Иванов B.C., Нагога Г.П. Охлаждаемая лопатка турбины, патент. № 1287678 с приоритетом по заявке № №3789020/06 от 11.09.1984г.

16. Ануров Ю.М., Гаврилов Н.Г., Нагога Г.П., Нетесов К.С., Кикнадзе Г.И. Охлаждаемая лопатка турбины, а.с. № 1042382 с приоритетом по заявке № 3910623 от 11.06.85г.

17. Ануров Ю.М., Гаврилов Н.Г., Бурматнов Ю.М., Курганов И.В., Суханов H.H. Способ доводки турбины, а.с. № 1687480 с приоритетом по заявке № 4732671 от 24.08.89г.

18. Ануров Ю.М., Абраимов Н.В., Ивашко С.К., Петухов И.Г., Шерстенникова М.С. Способ получения защитного покрытия на сплавах, заявка на изобретение № 94012512/02 с приоритетом от 08.04. 1994г.

19. Ануров Ю.М., Степанов А.Ю., Сударев Б.В., Тараканов А.Б., Ширманов В.М. Газотурбинная установка, изобретение, решение о выдаче патента от 20.10. 2003г.. с приоритетом по заявке № 2002114395 от 31.05. 2002г.

20. Ануров Ю.М., Степанов А.Ю., Сударев Б.В., Тараканов А.Б., Ширманов В.М. Газотурбинная установка, изобретение, решение о выдаче патента от 17.11. 2003г. с приоритетом № 2002114394 от 31.05.2002г.

21. Ануров Ю.М., Федорченко Д.Г. Верткин М.А. Парогазовая установка контактного типа, изобретение, заявка № 2003127029 с приоритетом от 04.09.2003г.

Лицензия ЛР №020593 от 07.08.97

Подписано в печать . Формат 60x84/16. Печать офсетная.

Уч. печ. . Тираж .Заказ .

Отпечатано с готового оригинал-макета, предоставленного автором, в типографии Издательства Политехнического университета. 195251, Санкт-Петербург, Политехническая, 29.

«

г

РНБ Русский фонд

2005-4 42957

? г мдр г:ъ

ВВЕДЕНИЕ.

1 ОБЗОР, СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ

ИССЛЕДОВАНИЯ. ОБОСНОВАНИЕ НЕОБХОДИМОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ

СМЕРЧЕВОГО И ВИХРЕВОГО СПОСОБА ИНТЕНСИФИКАЦИИ

КОНВЕКТИВНОГО ТЕПЛООБМЕНА. ИСТОРИЯ ВОПРОСА.

1.1 Обзор и анализ результатов исследования теплообмена и гидравлического сопротивления в ограниченных вихревых трактах (ОВТ).

1.1.1 Геометрические параметры ОВТ. Обзор экспериментальных исследований теплогидравлических характеристик ОВТ.

1.1.2 Теплообмен на базовых и боковых поверхностях вихревых трактов из компланарно скрещивающихся каналов.

1.1.3 Гидравлическое сопротивление ограниченных вихревых трактов.

1.2 Обзор и анализ «смерчевого» способа интенсификации теплообмена в трактах охлаждения лопаток газовых турбин.

1.2.1 Геометрические параметры тракта с упорядоченным рельефом из сферических углублений.

1.2.2 Физическая модель гидродинамической структуры потока, как с единичными лунками, так и системой сферических углублений.

1.2.3 Теплообмен и гидравлическое сопротивление при обтекании поверхности с упорядоченными системами сферических углублений.

1.2.4 Результаты опытных исследований теплогидравлических характеристик каналов с упорядоченными системами сферических углублений, полученные различными организациями.

1.3 Постановка задачи исследований.

2 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ СТЕНДЫ, УСТАНОВКИ, ОБЪЕКТЫ

ИССЛЕДОВАНИЯ. МЕТОДИКИ ПРОВЕДЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЙ И

ОБРАБОТКИ РЕЗУЛЬТАТОВ.

2.1 Экспериментальные стенды для исследования теплообмена и гидравлического сопротивления в элементах системы охлаждения лопаток газовых турбин.

2.1.1 Экспериментальный стенд для исследования теплообмена.

2.1.2 Экспериментальный стенд для исследования гидравлических сопротивлений.

2.1.3 Экспериментальный стенд для исследования структуры потока методом визуализации.

2.2 Объекты испытания.

2.2.1 Экспериментальные модели для исследования теплообмена на базовых оболочках «вихревых» трактов.

2.2.2 Экспериментальные модели ОВТ для исследования теплообмена на боковых поверхностях.

2.2.3 Экспериментальные модели для исследования гидравлических сопротивлений трактов ОВТ.

2.2.4 Экспериментальные модели для исследования структуры потока в ОВТ.

2.2.5 Экспериментальные модели для исследования теплообмена на обтекаемых поверхностях, сформированных упорядоченными рельефами из сферических углублений.

2.2.6 Экспериментальные модели для исследования гидравлического сопротивления на поверхностях УРСУ.

2.3 Методики проведения испытаний, исследований и обработки экспериментальных данных, оценка погрешности испытаний.

2.3.1 Методика проведения исследований и обработки экспериментальных данных по определению теплообмена на базовых оболочках ОВТ.

2.3.2 Методика проведения исследования и обработки экспериментальных данных теплообмена на боковых поверхностях ОВТ.

2.3.3 Оценка погрешностей определения коэффициентов теплоотдачи, расходов воздуха, критериев Re и Nu.

2.3.4 Методика проведения испытаний и обработки экспериментальных данных по определению гидравлических сопротивлений «вихревых» трактов.

2.3.5 Оценка погрешностей определения коэффициентов сопротивлений и скоростей потока.

2.3.6 Методика проведения исследования по изучению структуры потока в ОВТ.

2.3.7 Тестовые опыты для исследования теплообмена в ОВТ.

2.3.8 Тестовые опыты для исследования гидравлических сопротивлений в

2.3.9 Особенности методики проведения и обработки экспериментальных данных по исследованию теплообмена и гидравлического сопротивления в каналах с УРСУ.

2.3.10 Тестовые опыты для исследования теплообмена на обтекаемых поверхностях, формируемых УРСУ.

2.3.11 Тестовые опыты для исследования гидравлического сопротивления на обтекаемых поверхностях, формируемых УРСУ.

3 ТЕПЛООБМЕН И ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ В ВИХРЕВЫХ ТРАКТАХ ОХЛАЖДЕНИЯ ИЗ КОМПЛАНАРНО СКРЕЩИВАЮЩИХСЯ КАНАЛОВ.

3.1 Модель течения теплоносителя в ОВТ.

3.2 Теплообмен на базовых оболочках ОВТ.

3.2.1 Влияние геометрических параметров ОВТ на теплообмен.

3.2.2 Роль взаимодействия потоков в каналах смежных базовых оболочек.

3.2.3 Закономерности теплообмена на базовых оболочках ОВТ.

3.3 Теплообмен на поверхности боковых границ ОВТ.

3.3.1 Влияние геометрических параметров ОВТ на осреднённый теплообмен

3.3.2 Закономерности осреднённого теплообмена на поверхности боковых границ ОВТ.

3.3.3 Локальный теплообмен на поверхности боковых границ ОВТ.

3.4 Гидравлическое сопротивление ограниченных «вихревых» трактов.

3.4.1 Принятая структура и составляющие потерь давления в трактах ОВТ.

3.4.2 Коэффициенты и законы гидравлического трения в каналах "начального» и «основного» участка вихревых трактов ОВТ.

3.4.3 Коэффициенты £,т местного гидравлического сопротивления потока у боковых границ ОВТ.

3.5 Исследование механизма интенсификации теплообмена и трения в каналах ограниченных по бокам вихревых трактов.

3.5.1 Исследование структуры потока.

3.5.2 Закономерности теплообмена и гидравлического трения в закрученных потоках.

3.5.3 Причины интенсификации теплообмена и трения в каналах ограниченных "вихревых" трактов.

3.6 Энергетическая эффективность интенсификации теплообмена в ограниченных вихревых трактах.

3.6.1 Интенсификация теплообмена в каналах базовых оболочек «вихревых» трактов.

3.6.2 Энергетическая эффективность «вихревого» способа интенсификации теплообмена.

Выводы.

4 ТЕПЛООБМЕН И ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ В ПЛОСКИХ ЩЕЛЕВЫХ КАНАЛАХ НА ПОВЕРХНОСТЯХ С РЕЛЬЕФАМИ ИЗ СФЕРИЧЕСКИХ УГЛУБЛЕНИЙ.

4.1 Подтверждение факта интенсификации теплообмена на поверхностях с УРСУ.

4.2 Влияние режима течения (Re) на теплообмен в плоских щелевых трактах с УРСУ.

4.3 Влияние геометрических показателей рельефа из сферических углублений на уровень интенсификации теплообмена.

4.3.1 Влияние плотности f размещения лунок.,.

4.3.2 Влияние относительной глубины A=A/D лунок.

4.3.3 Влияние относительной высоты h =h/D канала над лунками.

4.3.4 Влияние схемы размещения (шахматное или коридорное) лунок в регулярных рельефах УРСУ.

4.4 Взаимное влияние противоположных трактовых поверхностей щелевого канала.

4.5 Закон теплообмена на поверхности регулярных рельефов из сферических углублений в плоском щелевом канале. ft 4.6 Эффекты интенсификации теплообмена на поверхности регулярных рельефов из сферических углублений.

4.7 Исследование факта увеличения трения на поверхности с УРСУ.

4.8 Трение и гидравлическое сопротивление при размещении УРСУ только на части периметра проточных каналов.

4.9 Зависимость гидравлического сопротивления на поверхности рельефов из сферических углублений от режима течения (Red).

4.10 Влияние геометрических показателей рельефа из сферических углублений на уровень интенсификации гидравлического сопротивления.

4.10.1 Влияние плотности f размещения лунок.

4.10.2 Влияние относительной высоты h=h/D канала над лунками.

4.10.3 Влияние относительной глубины A=A/D лунок.

4.10.4 Влияние схемы размещения (CP) лунок и рельефов на поверхности тракта.

4.11 Закон гидравлического сопротивления на поверхности УРСУ в плоском щелевом канале.

4.11.1 Рельефы с относительной глубиной сферических углублений Л<0,3.

4.11.2 Рельефы с относительной глубиной сферических углублений Д=0,5.

4.11.3 Рельефы с относительной глубиной сферических углублений Л=1.

4.11.4 Эффекты интенсификации трения на поверхности регулярных рельефов из сферических углублений.

4.12 Энергетическая эффективность интенсификации теплообмена при помощи УРСУ применительно к каналам охлаждения лопаток газовых турбин.

4.13 Сравнение эффективности интенсификации теплоотдачи при помощи рельефов из сферических углублений с эффективностью других способов интенсификации теплоотдачи.

Выводы.

5 ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ОХЛАЖДАЕМЫХ ЛОПАТОК ВГТ С ИНТЕНСИФИКАЦИЕЙ ТЕПЛООТДАЧИ В КАНАЛАХ ТРАКТОВ ОХЛАЖДЕНИЯ.

5.1 Особенности созданию охлаждаемых лопаток ВГТ с интенсификацией теплоотдачи в каналах охлаждения с помощью ограниченных вихревых трактов.

5.2 Особенности охлаждаемых лопаток ВГТ с интенсификацией теплоотдачи в каналах охлаждения с помощью УРСУ.

5.3 Относительная глубина охлаждения лопаток газовых турбин при интенсификации конвективного теплообмена в каналах тракта охлаждения.

5.4 Экспериментальное оборудование.

5.4.1 Стенды и измерительная аппаратура.

5.4.1 Объекты исследования.

5.5 Эффективность применения различных способов интенсификации теплообмена в каналах трактов охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ.

5.5.1 Лопатки с вихревым охлаждением.

5.5.2 Лопатки со смерчевым охлаждением.

5.6 Эффективность различных способов интенсификации охлаждения в увеличении долговечности рабочих лопаток газовых турбин.

6. ТЕПЛОЗАЩИТНЫЕ ПОКРЫТИЯ И НАДЕЖНОСТЬ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ТУРБИНЫ.

6.1 Общие сведения о ТЗП.

6.1.1 Типы теплозащитных покрытий и методы их нанесения.

6.1.2. Физико-механические свойства ТЗП.

6.2 Механизм разрушения ТЗП в условиях работы ГТУ.

6.3 Разработка методики оценки, теплового состояния оребренной стенки охлаждаемой лопатки с ТЗП.

6.4 Оценка ресурса лопаточного аппарата ВГТ с ТЗП при длительных статических и циклических нагрузках.

6.5 Оценка работоспособности лопаточного аппарата ВГТ с ТЗП в условиях интенсивного коррозионно-эрозионного воздействия высокоскоростного газового потока.

6.5.1 Окисление металлического жаростойкого связующего подслоя.

6.5.2 Термомеханическое разрушение теплозащитного покрытия.

6.5.3 Напряженное состояние керамического покрытия.

6.5.4 Оценка ресурса керамического слоя ТЗП.

6.6 Оценка эквивалентности испытаний и эксплуатации по критерию исчерпания ресурса слоя ТЗП.

Непрерывное стремление к увеличению экономичности и энергоемкости газотурбинных двигателей авиационного и судового назначения и газотурбинных установок для привода энерготехнологических агрегатов магистральных трубопроводов и электростанций (ГТУ) обеспечивается повышением параметров цикла (температуры газа перед турбиной Тг*, степени сжатия воздуха в компрессоре 7tK*), а также снижением удельной массы. При этом сохраняются, а зачастую становятся еще более жесткими, требования к надежности их работы.

В виду высокой термомеханической и вибрационной напряженности лопатки турбин имеют малые, по сравнению с другими деталями двигателя, ресурсы и в значительной мере ограничивают межремонтный ресурс двигателя. Тенденция такова, что повышение Тг* всегда опережает развитие конструкционных сплавов по допустимым температурам, увеличивает, и так уже значительный, дефицит жаропрочности лопаток и дисков турбин и диктует необходимость их принудительного охлаждения воздухом отбираемым из компрессора. Отборы воздуха на охлаждение сокращают полезную работу турбины, принося в жертву надежности и ресурса часть того выигрыша в топливной экономичности и энергоемкости ГТУ, ради которого осуществлялось форсирование цикла.

Затраты воздуха AGf на охлаждение турбины для достижения назначенного ресурса в определяющей степени зависят от теплофизической эффективности используемых способов охлаждения, т.е. фактической для каждого способа и детали связи afc £ ± относительной глубины охлаждения 0=(Т r-Tw)/(T Г-Т f) с необходимым, для ее достижения, относительным расходом охлждающего воздуха g=AGf /Gr.

Конструкторские, технологические и эксплуатационные ограничения на реализацию в каналах охлаждения литых лопаток турбины подавляющего большинства известных эффективных приемов интенсификации теплообмена и растущий, с форсированием цикла, дефицит жаропрочности сплавов заставили возникший дефицит охлаждения компенсировать дополнительными ущербными, с точки зрения экономичности, мерами:

- простым увеличением затрат воздуха g из компрессора на охлаждение турбины;

- предварительным снижением температуры охлаждающего воздуха;

- применением заградительных воздушных завес для снижения плотности тепловых потоков от газа в лопатки.

Термодинамические расчеты охлаждаемой газовой турбины и ГТУ в целом, результаты экспериментальных исследований газодинамической эффективности лопаточных решеток с заградительными завесами и статистические данные натурных испытаний реальных ГТУ показали, что каждое совместное повышение Тг* на 100 0 и тск* 4,5.5,0 единиц заставляют отбирать из компрессора на охлаждение турбины 3.3,5 % воздуха, которые уменьшают эффективность турбины г|т на 0,8. 1,0 %, ухудшают удельный расход топлива на 0,9. 1,0 % и делают паразитными 30.35 0 из каждых 100 ° повышения температуры газа Тг\ Установлено, что при сохранении существующей тенденции в росте потерь, связанных с охлаждением турбины, дальнейшее форсирование параметров цикла ГТУ становится нецелесообразным.

Одним из основных путей решения проблемы является совершенствование способов конвективного охлаждения лопаток турбины - увеличение их относительной глубины охлаждения 0 без увеличения относительного расхода охлаждающего воздуха g. Приемы увеличения 0 относительно ее исходного состояния 0О (лопатка с гладкими каналами охлаждения без интенсификаторов теплообмена) диктуются параметром интенсификации % из аналитической модели конвективного охлаждения лопатки в котором все параметры (расход g, перепад АР и уровень давления охлаждающего воздуха Р; гидравлический диаметр и площадь f проходного сечения каналов охлаждения, площадь теплопередающей поверхности F и теплопередающая эффективность г| ее оребрения; коэффициенты турбулентного переноса тепла St и суммарного гидравлического сопротивления в каналах охлаждения лопатки) отнесены к своим исходным значениям в гладкоканальном варианте лопатки (индекс «О»).

Несмотря на большое количество факторов, определяющих уровень интенсификации ^Fe, возможности конструктора для реализации конвективного охлаждения в литых лопатках весьма ограничены.

Запрещено увеличивать Р и АР, ибо это увеличивает работу на прокачку охлаждающего воздуха через каналы лопаток и утечки в системе охлаждения и противоречит стремлению сократить затраты на организацию охлаждения турбины.

Возможности увеличения поверхности теплосъема F и уменьшения размеров d и f каналов охлаждения уже практически исчерпаны. Они ограничиваются:

- прочностью керамических стержней, формирующих эти каналы в литых лопатках;

- требованием к стабильности охлаждения лопаток в эксплуатации, исключая засорение в течение назначенного ресурса.

В полной мере разрешено лишь увеличивать перенос тепла St гидродинамической интенсификацией теплообмена в каналах лопаток пассивными и активными способами. Гидродинамическая интенсификация теплообмена в соответствии с известной аналогией Рейнольдса и, например, исследованиями [115] сопровождается опережающим ростом трения по закону T-Tst, где 1. Однако это обстоятельство не является препятствием для форсирования конвективного теплообмена лопаток турбины. По результатам выполненных исследований современных лопаток с различными схемами размещения охлаждающих каналов (радиально-петлевыми и поперечно-дефлекторными) установлено, что они содержат в себе значительные резервы - только на преодоление сил трения, т.е. на конвективное охлаждение расходуется всего от 10 до 25 % располагаемого перепада давления АР. Численными исследованиями и испытаниями реальных лопаток показано, что для заданных параметров охлаждающего воздуха Tf* и AP/Pf* гидродинамическая интенсификация теплообмена в зависимости от реализуемого увеличения Tst^St/Sto способна в 1,4.2 раза со

10 кратить затраты воздуха. При этом в зависимости от сопутствующего роста гидравлического трения Ч?х=Жо относительная глубина конвективного охлаждения лопатки 0 может быть увеличена в 1,5 раза.

На рисунке 1 представлен один из примеров такого исследования для рабочей лопатки с продольным двухходовым расположением каналов в передней и центральной части профиля и с выпуском охлаждающего воздуха в газовый тракт через выходную кромку. Показано, что интенсификация теплообмена в каналах лопатки вдвое (vFSt=2) позволяет уменьшить g затраты на 40.50 % без изменения глубины охлаждения и температуры оболочки лопатки.

Рисунок 1 Интенсификация теплообмена в каналах лопатки — эффективность охлаждения и затраты энергии:

1, 2, 3,4 - интенсификация теплообмена = 1; 1,5; 2,0; 3,0 соответственно; А- ТЛ0ПД0П=1267К; Тг*=1635 К; Tf=930K; xz=102 ч; т^ЗО % Б - Тлопдоп=1241 К; Т/=1635 К; Tf-900 К; т£=103 ч; ттах=10% В - Тлопдоп=1163 К; Тг*=1600 К; Tf =800 К; тЕ=104 ч; тшах= 5%

К настоящему времени опубликовано большое количество работ [8], в которых исследованы и предлагаются несколько десятков способов интенсификации теплообмена в каналах. В зависимости от физического механизма и способа его реализации (см. таблицу) они позволяют интенсифицировать теплообмен как от заметных величин ^-2,0, например, [50] даже без опережающего роста гидравлического трения X (ЧУ так и до очень значительных 4^=25, например, [7], но с многократно опережающим ростом сопротивления (ЧУЧ^ ^ 6). Интенсификация теплообмена (при вынужденной конвекции в однофазной среде)

1 Развитие поверхности теплообмена

Ребра продольные, прерывистые и сплошные

Пористые проницаемые теплопроводные заполнители тракта ¥St=.50

2 Поперечное перемешивание хладагента в пределах пограничного слоя

Регулярная шероховатость теплообменной поверхности

Повторяющиеся полуребра поперек и под углом к потоку ¥St=. .3,1

Спиральные проволочные вставки или полуребра ^st =.2,5

3 Поперечное перемешивание хладагента в объеме всего потока

Статические смесители ¥St=.2

Поперечные решетки турбулизаторов потока ¥St= .5

4 Уплотнение пограничного слоя массовыми силами

Закручивающие устройства

Вихревые системы из компланарных трактов ^st =-.3,1

Вогнутая поверхность и змеевики

В поле центробежных сил ¥St=. .1,3

5 Сброс пограничного слоя с теплообменной поверхности

Отсос за пределы тракта ¥St= .5

Смерчевым способом с поверхности из сферических лунок ¥St= .3,7

В поле массовых сил

6 Интенсификация обменных процессов

Вибрацией теплообменной поверхности

Пульсацией потока хладагента

7 Добавками в хладагент инородных включений (пузырьков газа, жидкости, твердых частиц)

Однако, несмотря на обилие предлагаемых эффективных способов интенсификации теплообмена, разработчикам охлаждаемых лопаток газовых турбин широко удалось освоить всего три:

- струйный обдув внутренней поверхности лопатки через отверстия во вставном дефлекторе, например, [35, 36, 50, 54, 95, 113];

- упорядоченные решетки цилиндрических турбулизаторов поперек потока в щелевых каналах выходной кромки и части профиля лопатки, например, [6, 85, 114];

- повторяющиеся сегментные полуребра поперек или под углом к потоку на стенках каналов рабочих лопаток, например, [27,48, 101, 115].

Ограниченное применение имеют еще два способа: «вихревой» и «смерчевой» [2, 50, 25, 28], которые и стали предметом дополнительного изучения в настоящей работе, как наиболее перспективные с точки зрения решения интегральной задачи — обеспечения долговечности лопатки, когда:

1. В условиях жестких конструкторских ограничений массы ротора, лопаточной нагрузки на диск и, как следствие, массы рабочей лопатки т* и технологических ограничений на возможность уменьшить толщину стенок в ее периферийных сечениях, размещение интенсификаторов теплообмена в каналах охлаждения заставляют в целях сохранения величины ш* уменьшать несущие площади поперечных сечений оболочек лопатки по ее высоте в зависимости от массы шх и несущей способности срт самих нтенсификаторов (0<срт<1). Это обстоятельство увеличивает примерно в [Ь^-фтУт/т*]"1 раза нагрузки на оболочки лопатки и уровень напряжения в них от действия центробежных сил. В результате выигрыш т в исходной оценке долговечности х0 лопатки, который ожидался от снижения ее температуры Tw на величину ATw=(Tr -Tf )•( 4Vl)-0o, где 4V=6/Go, за счет эффекта интенсификации теплообмена в каналах конвективного охлаждения, сокращается или даже полностью ликвидируется, поскольку часть эффекта ATW вынужденно расходуется на компенсацию ущербного влияния интенсификаторов на напряженность пера лопаток.

2. Размещение интенсификаторов теплообмена на оболочках лопатки не должно создавать таких концентраторов напряжений и неоднородности температуры, ко

13 торые способны снизить циклическую долговечность и спровоцировать появление термоусталостных трещин.

Вихревой» способ интенсификации теплообмена реализуется в трактах из скрещивающихся под углом 2р компланарных каналов, образованных параллельными ребрами на противолежащих базовых оболочках щелевого канала, сопрягающихся по вершинам этих ребер без взаимного внедрения друг в друга. Тракты ограничиваются в поперечном направлении боковыми поверхностями. Рисунок 1.1 главы 1 дает полное представление о «вихревых» трактах. Применительно к лопаткам газовых турбин скрещивающиеся компланарные каналы формируются наклонными ребрами на внутренних поверхностях корытной и спинной оболочек лопатки, а одна из боковых поверхностей «вихревого» тракта формирует внутреннюю вогнутую поверхность входной кромки лопатки. Ребра, помимо увеличения теплоотводящей поверхности, при небольшом угле наклона к продольной оси обладают несущей способностью в поле центробежных сил, что принципиально важно для рабочей лопатки турбины.

Смерчевой» способ интенсификации теплообмена реализуется в трактах, теп-лоотдающая поверхность которых формована упорядоченной решеткой сферических углубления (УРСУ). Рисунки 1.6. 1.8 главы 1 дают полное представление о таких поверхностях и трактах охлаждения. Смерчевой способ легко реализуется в щелевых каналах цельнолитых лопаток, причем, в виду относительно малой глубины лунки по отношению к толщине оболочки лопатки, не нагружая несущего сечения пера.

Цель настоящей работы - разработка принципов конструирования, комплексное исследование и создание конструкций цельнолитых охлаждаемых лопаток турбин с «вихревым» и «смерчевым» охлаждением, высокая эффективность каждого из которых позволяет сократить затраты на организацию ресурсного охлаждения, ограничить роль воздушных завес, а интенсификаторы охлаждения которых обладают несущей способностью или не нагружают несущие сечения пера лопатки.

Для достижения указанной цели в работе были поставлены и решены следующие задачи:

- сделан ретроспективный обзор имеющихся публикаций по рассматриваемым способам интенсификации теплоотдачи в каналах трактов охлаждения лопаток высокотемпературных газовых турбин (ВГТ);

- применительно к охлаждению лопаток газовых турбин разработаны надежные критерии для оценок теплогидравлической эффективности рассматриваемых способов интенсификации теплоотдачи и по этим критериям проведено сравнение их между собой и с другими, широко используемыми в каналах трактов охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ, способами интенсификации теплоотдачи;

- выполнен анализ полученных результатов и на основании итогов этого анализа намечены дальнейшие направления исследований;

- спроектировано, изготовлено и запущено в работу экспериментальное оборудование для дополнительного исследования теплогидравлических характеристик каналов тракта охлаждения лопаток ВГТ с рассматриваемыми способами интенсификации («вихревым» и «смерчевым»);

- спланированы опытные исследования, определены основные варьируемые в опытах параметры и диапазоны их изменения, проведена оценка погрешностей как непосредственно результатов опытных исследований, так и аппроксимации опытных данных эмпирическими критериальными соотношениями;

- разработаны, спроектированы и изготовлены опытные, а затем и серийные, образцы эффективно охлаждаемых лопаток с исследованными способами интенсификации теплоотдачи;

- разработаны обобщенные критерии для оценки эффективности теплоотдачи в каналах трактов охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ, и на базе этих критериев сделано численное и экспериментальное сравнение эффективности применения различных способов интенсификации теплоотдачи в охлаждаемых лопатках.

Необходимо отметить, что исследования осредненных и локальных величин плотности тепловых потоков q, коэффициентов теплоотдачи а и гидравлического сопротивления А,, критериев теплоотдачи Nu и St, показателей теплофизической эффективности ^st и энергетической целесообразности У для каждого способа интенсификации выполнялись с единых методологических позиций и способов измерения. Достоверность и надежность результатов измерений подтверждались квалификационными испытаниями гладких круглых, прямоугольных и щелевых каналов тех же типоразмеров, что и исследуемых с интенсификацией. Квалификационные испытания предворяли каждую серию опытов и подтверждали, что выбранные способы измерений, потерь давления и коэффициентов гидравлического трения, осредненных и локальных величин плотности тепловых потоков и коэффициентов теплоотдачи обеспечивают высокую точность и сходимость измерений трения и теплообмена с известными из литературы [61, 71, 91, 107] надежными данными для гладких каналов различной конфигурации. Результаты квалификационных испытаний гладких каналов той же конфигурации являлись базой для определений исследуемых эффектов интенсификации теплообмена и трения в них по показателям TSt=St/Sto и и МЛ

Широкое использование теплозащитных покрытий (ТЗП) для защиты сопловых и рабочих лопаток турбин является перспективным направлением повышения ресурса ГТУ.

Развитие методов расчета, исследований физико-механических характеристик и подтверждения эффективности, работоспособности и ресурса ТЗП позволит существенно повысить ресурс, параметры работы и сократить сроки доводки газотурбинных двигателей. В данной работе изложены конструкция, технология нанесения, механизм разрушения и методы расчетной и экспериментальной оценки работоспособности ТЗП, а так же:

- разработаны инженерные методики для оценок эффективности охлаждения лопаток с ТЗП и установлены количественные критерии для определения изменения долговечности охлаждаемых рабочих лопаток ВГТ с ТЗП, в которой учтено изменение несущей способности ТЗП в зависимости от его теплофизических характеристик;

- проведены специальные исследования для определения толщины оксидных пленок, образующихся в результате окисления связующего металлического подслоя в условиях интенсивного многорежимного коррозионно-эрозионного воздействия высокоскоростного горячего газового потока;

- разработаны расчетные методики для определения термических деформаций, возникающих в результате разности температур ТЗП и поверхности стенки охлаждаемой лопатки, для определения термических напряжений отрыва ТЗП от поверхности лопатки, вызываемых градиентом температур по толщине ТЗП и кривизной элемента ТЗП в направлении касательной к контуру профиля лопатки;

- разработана методика оценок долговечности комбинированного ТЗП, как по критерию окисления жаростойкого металлического подслоя ТЗП, так и по критерию циклической долговечности его керамического слоя, и с использованием этой методики и методов эквивалентного приведения всех видов эксплуатационных циклов к единому (эталонному) установлены коэффициенты запаса по циклической долговечности и по разрушающим деформациям ТЗП при работе ГТУ на всех эксплуатационных режимах.

На основе анализа результатов экспериментальных исследований теплообмена и трения в щелевых каналах созданы, испытаны и внедрены в серийное производство сопловые и рабочие лопатки многорежимных газовых турбин различных типоразмеров с «вихревым» и «смерчевым» способами конвективного охлаждения оболочек профилей, выходных кромок и замковых частей лопаток, которые в совокупности с теплозащитным керамическим покрытием (ТЗП):

- обеспечили в авиационных, судовых и стационарных ГТУ последнего поколения (Тг*^ 1650 К) увеличение ресурса лопаток в 3.9 раз при сокращении затрат охлаждающего воздуха на 25 % и улучшение топливной экономичности ГТУ на 1,5.3,5%;

- обусловили работоспособность лопаток газовых турбин при форсировании температуры газа в цикле до 1800 К.

Работа выполнялась автором при создании ГТД семейства НК в ОКБ СНТК им. Н.Д. Кузнецова, где автор проработал более 25 лет в качестве инженера-конструктора, ведущего инженера группы охлаждаемых лопаток и начальником бригады роторов отдела турбин, и при создании стационарных газовых турбин ГТ-009, ГТ-006, ГТ-030 Компании «Энергомаш (ЮК)» в качестве главного конструктора отдела газовых турбин и затем генерального конструктора Инженерного центра по созданию газотурбинных станций.

Автор выражает искреннюю благодарность Г.П. Нагоге, В.Н. Чуйкину, И.С. Копылову, Б.И. Мамаеву, Д.Г. Федорченко, Ю.А. Ножницкому, В.М. Ширманову, В.А. Рассохину, В.Г. Полищуку за совместную деятельность и поддержку в выполнении настоящей работы.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. На базе анализа параметров эффективности рабочих процессов обоснована необходимость дальнейшего совершенствования высокотемпературных газовых турбин (ВГТ) за счет интенсификации теплообмена в каналах трактов охлаждения рабочих и сопловых лопаток. Вскрыты резервы, дающие возможность весьма существенно повысить эффективность охлаждения лопаточных аппаратов современных ВГТ за счет полезного использования части непроизводительных потерь давления в потоке охлаждающего воздуха на местных сопротивлениях каналов тракта охлаждения. Это потребовало применения таких, нетрадиционных для теплообменников общетехнического назначения, способов интенсификации теплоотдачи в каналах как вихревой и смерчевой, первый из которых реализуется за счет применения ограниченных вихревых тарктов (ОВТ), образованных компланарно скрещивающимися каналами, а второй - за счет нанесения на теплообменные поверхности стенок каналов упорядоченных рельефов из сферической углублений (УРСУ). Представлен обзор и анализ работ других авторов и по результатам этого анализа установлены направления исследований, которые необходимо провести для эффективного использования указанных способов интенсификации теплообмена.

На базе теории подобия и использования метода анализа размерностей выработаны безразмерные функциональные и параметрические критерии, входящие в уравнения подобия для определения потерь давления и теплообмена при течении теплоносителя-воздуха в трактах со смерчевым и вихревым способами интенсификации теплоотдачи в дипазоне гометрических и режимных параметров применительно к охлаждаемым лопаткам турбин.

2. Спроектировано, изготовлено и запущено в работу экспериментальное оборудование для опытного исследования теплогидравлических характеристик модельных каналов с рассматриваемыми способами интенсификации теплоотдачи, включающее крупномасштабные модели каналов с вихревым и смерчевым способами интенсификации теплоотдачи для исследования теплообмена, потерь давления и структуры течения (визуализация). Для исследования характеристик теплообмена использован метод калориметрирования в жидкометаллическом термостате, основанный на измерении величины тепловых потоков по толщине накристаллизовавшегося слоя металла на наружной поверхности модельного канала, погруженного в расплав чистого металла, и продувке через канал охладителя-воздуха. Разработаны методики проведения опытов и определения по полученным опытным данным локальных и средних коэффициентов теплоотдачи в модельных каналах. С использованием методов планирования экспериментальных исследований, исходя из условий полнофакторного эксперимента на нескольких уровнях варьирования наиболее значимых факторов (переменных), выбраны диапазоны и шаги их варьирования, позволившие обеспечить построение эмпирических формул с минимальными объемом опытов. Проведена оценка метрологических характеристик и выявлены показатели точности экспериментального оборудования и величины погрешностей результатов опытных исследований, как по теплообмену, так и по гидравлике.

3. Опытными исследованиями ОВТ установлено, что в каналах начального участка поток имеет только осевую составляющую скорости, а значения коэффициентов трения и теплоотдачи, осредненные по длине каналов от входного торца до боковых границ, не отличаются от таковых в прямых каналах той же конфигурации с гидравлически гладкими стенками. В каналах же основного участка появляется тангенциальная составляющая скорости, достигающая своих максимальных значений при угле скрещивания 2(3=90 Коэффициенты трения в каналах основного участка зависят от угла скрещивания 2(3 и значительно превышают коэффициенты трения в обычных каналах с гладкими стенками. Как локальные, так и средние коэффициенты теплоотдачи также зависят от угла скрещивания 2(3, изменяются по длине канала и превышают таковые в обычных коротких каналах с гладкими стенками. На боковом участке, где происходит перетекание потоков из каналов одной базовой оболочки в противоположные компланарные каналы смежной оболочки, местные коэффициенты гидравлического сопротивления зависят только от конфигурации и геометрических характеристик зоны поворота (боковой границы) ОВТ. Статистической обработкой опытных данных для каждого из указанных участков ОВТ получены обобщающие эмпирические критериальные соотношения как по теплообмену, так и по гидравлическому сопротивлению.

4. По результатам опытных исследований на моделях с УРСУ установлены основные закономерности для теплогидравлических характеристик таких каналов. Прежде всего установлено, что нанесение регулярных рельефов из сферическими углублений на стенки каналов прямоугольного поперечного сечения всегда ведет к увеличению коэффициентов трения по сравнению с трением в таких же каналах с гидравлически гладкими стенками. Далее установлено, что коэффициенты трения в каналах с системами лунок возрастают с увеличением плотности их размещения f и относительной глубины А, достигая максимума соответственно при f=7i/4 и А=0,5. Что же касается зависимости величины коэффициентов трения от критериев Рейнольдса, то здесь установлены две характерные области: при Re<ReKP зависимость коэффициентов трения от величины критериев Рейнольдса подчиняется степенному закону A=B/Ren с показателем степени п близким к 1/4; при Re>ReKp коэффициенты трения уже не зависят от Re (A=const). Сама же величина критического значения критерия Re определяется относительными геометрическими размерами системы лунок: плотностью их размещения f, относительной глубиной А и относительной высотой канала h и в среднем составляет порядка Re^sl-104.

В отношении влияния основных геометрических параметров на теплообмен в каналах с системами лунок было установлено, что коэффициенты теплоотдачи в таких каналах возрастают с увеличением плотности размещения лунок f, с увеличением их относительной глубины А и уменьшением относительной высоты канала h, и при этом всегда остаются выше таковых для аналогичных каналов с гидравлически гладкими стенками. Характер зависимостей коэффициентов теплоотдачи от величины критериев Рейнольдса остается таким же, как и для аналогичных гладких каналов.

Измерениями интенсивности теплоотдачи в каналах прямоугольного поперечного сечения с системами лунок на одной их стороне было установлено, что для определенных значений величин плотности размещения лунок f и их относительной

347 глубины А существует определенная (критическая) величина относительной высоты канала h, превышение которой приводит к исчезновению интенсификации теплообмена на гладкой стенке в случае канала с односторонним облуниванием. В то же время для каналов прямоугольного сечения с системами лунок на обеих широких сторонах было установлено, что для определенных значений величины плотности размещения лунок f и их относительной глубины А существует определенная (критическая) величина относительной высоты канала h, пренижение которой приводит к снижению интенсификации теплообмена на обеих облуненных стенках канала.

Статистической обработкой опытных данных по всем исследованным в опытах каналам прямоугольного поперечного сечения с регулярными системами сферических углублений на их широких стенках получены обобщающие эмпирические критериальные соотношения, как по теплообмену, так и по гидравлике.

5. Выбранные в качестве критериев для количественных оценок эффективности исследуемых способов интенсификации теплоотдачи коэффициенты интенсификации теплообмена ^spSt/Sto, коэффициенты роста гидравлического сопротивления Ч?х=Жо и коэффициенты энергетической эффективности vF=xF3L/vFst представляют собой не только наиболее универсальные переменные для однозначных количественных оценок теплогидравлических характеристик каналов с рассматриваемыми способами интенсификации теплоотдачи, но и дают возможность сравнивать между собой различные способы интенсификации теплоотдачи по уровню их гидродинамической (энергетической) эффективности. С использованием указанных критериев эффективности было установлено, что регулярные рельефы из сферических углублений (лунок) способны значительно интенсифицировать теплоотдачу без сопутствующего ей опережающего роста гидравлического сопротивления, т.е. при выполнении условия ^<1, при определенном соотношении рассмотренных относительных геометрических размеров [( A-f)0,5- h]<0,0518.

Для ОВТ аналогичного соотношения найти не представлялось возможным, поскольку во всём исследованном диапазоне изменения геометрических параметров

ОВТ всегда выполнялось условие ¥>1. Однако ОВТ дают возможность получать

348 достаточно высокие уровни интенсификации теплоотдачи Ч^З-.Д что является недостижимым для способа интенсификации теплоотдачи с помощью систем лунок, где достигнутые в опытах максимальные значения не превышали 2,0.

С использованием указанных коэффициентов Ч^ь выполнено сравнение исследованных вихревого и смерчевого способов интенсификации теплоотдачи с другими наиболее широко используемыми в практике охлаждения лопаточных аппаратов ВГТ способами: при размещении регулярного поперечного оребрения небольшой высоты на теплообменных поверхностях стенок каналов и при установке в канале прямоугольного поперечного сечения системы цилиндрических штырей-турбулизаторов.

6. Учитывая, что настоящая работа выполняется в интересах разработчиков охлаждаемых лопаток, оценка эффективности применения в каналах охлаждения лопаточных аппаратов тех или иных способов интенсификации теплоотдачи помимо проведенных выше оценок гидродинамической (энергетической) эффективности, характеризуемой зависимостью ^sHiC^x), должна быть дополнена еще следующими оценками:

- по относительной глубине охлаждения лопатки 0=(Tr*-Tw)/(Tr*-Tf*) при интенсификации ее конвективного охлаждения тем или иным способом в виде в виде зависимости 0=f( g или я);

- по эффекту т увеличения долговечности рабочей лопатки турбины относительно ее уровня т0 в исходном гладкоканальном варианте в заданных условиях действующих ограничений по массе лопатки, напряжениям от действия центробежных сил, уровню величины давления и располагаемого перепада 7i=Pf*/Pr давления охлаждающего воздуха в системе конвективного охлаждения лопатки.

8. Спроектировано, изготовлено и запущено в эксплуатацию экспериментальное оборудование для опытного исследования эффективности систем охлаждения натурного облопачивания современных ГТУ и ГТД, в состав которого входит газодинамический стенд с установленным на нём пакетом охлаждаемых лопаток и измерительная аппаратура для автоматической регистрации параметров опытного иссле

349 дования. В опытах, проведенных при температурах газового потока до 1050 °С, исследовалось 3 варианта тракта охлаждения одной и той же рабочей лопатки каналь-но-петлевой схемы второй ступени турбины, отлитых с различными керамическими стержнями, формирующими каналы ее конвективного охлаждения:

- исходный гладкоканальный вариант (позиция «а»).

- с поперечным оребрением корытной и спинной поверхности прямоугольных каналов (позиция «Ь»).

- с размещением на корытной и спинной поверхностях прямоугольных каналов регулярных рельефов из сферических лунок (позиция «с»).

По результатам опытов установлено, что:

- в условиях одинакового располагаемого перепада давления AP=idem пропускная способность каналов конвективного охлаждения о варианта лопатки «с» с регулярными рельефами лунок на 5. .12 % меньше, чем у исходного гладкока-нального варианта «а», но на 10. 15 % больше, чем у варианта лопатки «Ь» с поперечным оребрением каналов охлаждения.

- в условиях одинаковой величины относительного расхода охлаждающего воздуха g=0,8 %, осредненная по периметру 5-ти контрольных поперечных сечений величина плотности теплового потока q в варианте «с» с рельефами из сферических углублений превосходит аналогичную в варианте «а» в 1,5 раза и в варианте лопатки «Ь» с поперечным оребрением в 1,25 раза.

9. Описанные опытные исследования сравнительной эффективности охлаждения лопаток с различными способами интенсификации теплоотдачи в каналах трактов охлаждения были дополнены и расчетными исследованиями. В этих исследованиях были проведены оценки эффективности охлаждения лопаток, в каналах которых использованы следующие основные способы интенсификации теплоотдачи:

- упорядоченной решеткой поперечных цилиндрических штырьковых турбу-лизаторов tx/d=2. .3, Vd=2. .3, h/d=l. .2,5;

- поперечными полуребрами (выступами) на двух противоположных стенках (спинной и корытной) прямоугольного канала - tx/A=4. .25, A/h=0,02. .0,12;

- УРСУ («смерчевой») на теплоотдающей поверхности канала - A/D= 0,3, h/D<l, f=70 %;

- ОВТ («вихревой») - Р=0,267. 1,047 рад, х=0,5. .1.

Результаты численных исследований эффекта увеличения долговечности исходной гладкоканальной рабочей лопатки различными способами интенсификации теплообмена (СИТ) в ее каналах показали, что:

- СИТ цилиндрическими турбулизаторами (штырьками) способен увеличить долговечность лопатки в 3,7. .4 раза;

- СИТ полуребрами в продольных каналах центральной части лопатки и с цилиндрическими турбулизаторами в щели выходной кромки способен увеличить долговечность лопатки в 10. 12,5 раза и превысить долговечность лопатки только со «штырьковой» интенсификацией в 2,5. .3 раза;

- «смерчевой» СИТ во всех каналах способен увеличить долговечность лопатки в 20 раз и превысить долговечность лопатки со «штырьковой» интенсификацией в 5 раз и с интенсификацией полуребрами - в 1,6 раза;

- «вихревой» СИТ во всех каналах способен увеличить долговечность лопатки в 42 раза и превысить долговечность лопатки со «штырьковой» интенсификацией на порядок, с интенсификацией полуребрами - в 3,4. .4,2 раза, с «смерчевой» - вдвое.

10. Созданные конструкции рабочих и сопловых лопаток с вихревыми трактами охлаждения прошли конструкторскую, технологическую и стендовую отработку и внедрены в серийное производство и эксплуатацию с большим технико-экономическим эффектом. Например, использование вихревого способа охлаждения вместо дефлекторно-штырькового позволило: сократить в 1,3 раза расход охлаждающего воздуха, и увеличить осреднённую в поперечном сечении лопатки безразмерную глубину охлаждения в до 0,59.0,61; уменьшить температуру лопатки на 90. 1100 и значительно сократить вытяжку лопатки и увеличить в 9 раз её наработку до достижения той же вытяжки, что и у дефлекторной лопатки. Реализация в зоне выходных кромок сопловых лопаток турбин вихревого способа охлаждения вместо штырькового позволила сократить в 1,45 раза расход охлаждающего воздуха и устранить термоусталостные трещины на профильной части со стороны корыта.

11. Теплофизические и энергетические характеристики «смерчевого» способа охлаждения делают его незаменимым в лопатках, работающих при небольших перепадах давления между воздухом на входе в канал охлаждения и газом на выходе из них. В этих условиях любое загромождение каналов интенсификаторами приводит к уменьшению их пропускной способности и к резкому снижению эффективности охлаждения. Важной особенностью «смерчевого» способа охлаждения является его доступность и высокая технологичность, он может быть внедрен в действующие конструкции лопаток с целью повышения надежности и ресурса без существенных затрат на доработку и промышленное освоение. Рельефы из сферических лунок заданной глубины и диаметра отпечатка лунки на стенках каналов охлаждения выполняются на исходно гладкой поверхности стержневой прессформы пальцевой фрезой со сферической режущей частью требуемого радиуса. Значительные преимущества по эффекту воздействия на долговечность рабочих лопаток в совокупности с исключительной доступностью для реализации по серийным технологиям обусловили быстрое промышленное освоение и успешное внедрение «смерчевого» способа интенсификации теплообмена в практику охлаждения литых лопаток турбин.

12. Установлено, что основными причинами разрушения многокомпонентного ТЗП на лопаточных аппаратах ВГТ является:

- окисление связующего металлического подслоя в условиях интенсивного коррозионно-эрозионного воздействия горячего газового потока;

- градиенты температур в условиях термомеханического деформирования ТЗП совместно с деталью, защищаемой покрытием.

Выявлены основные закономерности роста толщины оксидной пленки в связующем металлическом подслое в условиях интенсивного воздействия высокоскоростного горячего газового потока на различных режимах работы охлаждаемого лопаточного аппарата с использованием модели малоциклового разрушения Коффина установлена полуэмпирическая зависимость, связывающая размах деформаций в ТЗП, толщину окисной пленки в связующем металлическом подслое и число циклов до разрушения (скалывания) ТЗП, с использованием МКЭ выполнено расчетное исследование НДС керамического слоя ТЗП позволившее установить, что напряжение отрыва покрытия, вызванные средней напряженностью покрытия в направлении касательной к поверхности детали, стремятся оторвать покрытие от материала детали, если они отрицательны и поверхность выпуклая, или, если они положительны и поверхность вогнутая.

13. С использованием принципа линейного суммирования повреждений при работе деталей с ТЗП в условиях многорежимного нагружения разработана методика оценок долговечности комбинированного ТЗП, как по критерию окисления жаростойкого металлического подслоя ТЗП (по аналогии с исчерпанием ресурса по длительной прочности) так и по критерию циклической долговечности его керамического слоя (по аналогии с исчерпанием ресурса по малоцикловой усталости для основного материала лопатки). С использованием этой методики и методов эквивалентного приведения всех видов эксплуатационных циклов к единому (эталонному) установлены коэффициенты запаса по циклической долговечности и по разрушающим деформациям ТЗП при работе установки на всех эксплуатационных режимах. На базе указанных критериев разработаны критерии оценок эквивалентности условий стендовых испытаний ВГТ и условий их эксплуатационных режимов, позволяющие достаточно надежно прогнозировать ресурс работы ТЗП на деталях ВГТ в условиях натурных эксплуатационных режимов.

1. Александренков В.П. Проверка метода обработки данных по теплоотдаче в оребренных конструкциях с учетом поперечного теплопереноса // Изв. вузов. Машиностроение. -1986.- № 05. С.88-91.

2. Александренков В.П. Экспериментальное исследование теплообмена и гидравлического сопротивления и в ограниченных вихревых системах // Труды МВТУ. Вопросы двигателестроения. М. ,1984.- № 417. - С.28-47. (ДСП)

3. Алимов Р.З., Исламов В.Н., Лукьянов В.И., Осипенко Ю.И. О методике оценки степени закрутки потоков, движущихся в элементах авиационных двигателей // Тепло- и массообмен в двигателях летательных аппаратов. Казань, КАИ, 1979.-№2.-С.З-9.

4. Алифанов О.М., Нагота Т.П., Сапожников В.М. О задаче определения внутренних граничных условий при теплометрировании охлаждаемых лопаток газовых турбин//ИФЖ.-1984. Т. 51. - №3. - С. 403-410.

5. Анисин А.К. Теплоотдача и сопротивление трубчатой поверхности с двухсторонними сфероидальными элементами поверхности // Изв. вузов. Энергетика. -1983. № 3. - С.93-96.

6. Ануров Ю.М., Белоусов А.И., Нагога Т.П. Теплообмен и сопротивление в каналах с пористым наполнителем // ИФЖ. 1986. - Т. 51. - № 2.

7. Арсеньев JI.B., Везломцев С.К., Носов В.В. Интенсификация процесса теплоотдачи в щелевых каналах с генераторами вихрей в системах кондиционирования воздуха // Охрана труда и охрана окружающей среды. Николаев: НКИ, 1988. С. 1420.

8. Арсеньев JI.B., Митряев И.Б. .Павлов Д.Ю. Исследование теплообмена в плоском канале с цилиндрическими турбулизаторами // Промышленная теплотехника. 1981. - № 3. - С.54-57.

9. Афанасьев В.Н., Леонтьев А.И., Чудновский Я.П. Трение и теплообмен на поверхностях, профилированных сферическими углублениями // Препринт № 1-90. -М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1990. 118 с.

10. Афанасьев В.Н., Чудновский Я.П. Теплообмен и трение при безотрывном обтекании сферических углублений турбулентным потоком воздуха // Вестник МГТУ. Машиностроение. 1991. - № 4. - С. 15-25.

11. Афанасьев В.Н., Чудновский Я.П. Экспериментальное исследование структуры течения в одиночной впадине // Вестник МГТУ. Машиностроение. —1993. -№ 1.-С. 85-95.

12. Беленький М.Я., Готовский М.А., Леках Б.М. и др. Интенсификация теплообмена при использовании поверхностей, формованных сферическими лунками // Тепломассообмен. ММФ-92: Тез. докл. Минск: ИТМО АНБ. 1992. - Т. 1. - Ч. 1. -С. 90-92.

13. Беленький МЛ., Готовский М.А., Леках Б.М. и др. Экспериментальное исследование тепловых и гидравлических характеристик теплообменных поверхностей, формованных сферическими лунками // Теплофизика высоких температур. -1991. Т. 29. - № 6. - С. 1142-1147.

14. Богомолов Е.Н. Гидравлическое сопротивление и теплообмен в лопатках оребренных поперечными стержнями круглого сечения /Теплоэнергетика. 1979.-№ 10.-С.57-60.

15. Бодров И.С., Тырышкин В.Г., Ковалев А.Н. и др. Тенденции создания мощных стационарных высокотемпературных газотурбинных установок // Энергомашиностроение. -1986. № 1.-С.39 -41.

16. Боровой В.Я., Яковлев Л.В. Теплообмен при сверхзвуковом обтекании одиночной лунки // Изв. АН СССР. МЖГ. 1991. - № 5. - С. 48-52.

17. Брэдшоу П. Введение в турбулентность и ее измерение. М.: Мир, 1974.278 с.

18. Буйских К.П. Оценка остаточных напряжений в защитных покрытиях на моделях лопаток ГТД // Проблемы прочности.- 1987,- № 12.

19. Веске Д.Р., Стуров Г.Е. Экспериментальное исследование турбулентного закрученного течения в цилиндрической трубе //Изв. СОАН СССР. Сер. техн.-1972.-№ 13.-Вып. С.3-7.

20. Войтко А.М., Глебов С.М. Исследование теплоотдачи и гидравлического сопротивления при вихревом движении воздуха в трубе // Холодильная техника. -1967.-№ 9-С.45-48.

21. Волчков Э.П., Дворников Н.А. .Терехов В.И. Тепломассообмен и трение в турбулентном пограничном слое закрученного потока // Препринт ИТФ СО АН CCCP.-I983. № 107. - 45 с.

22. Волчков Э.П., Калинина С.В., Матрохин И.П. и др. Некоторые результаты экспериментального исследования аэродинамики и теплообмена на поверхности с полусферическими кавернами // Сиб. Физ.-тех. журнал. 1992. - Вып. 5. - С. 3-9.

23. Галкин М.Н., Бойко А.Н. , Петровский B.C. Точность расчета намораживания металла применительно к контролю системы охлаждения турбинных лопаток // Изв. вузов. Машиностроение. -1986. № I. - С. 82-86.

24. Галкин М.Н., Бойко А.Н., Попов В.Г., Ярославцев H.JI. Внутренняя теплоотдача в оребренных каналах со скрещивающимися струями охлаждающего воздуха //Изв. вузов. Машиностроение. 1984. - № 5.- С. 56-60.

25. Галкин Н.М., Бойко А.Н., Харин А.А. Анализ процессов при калориметри-ровании охлаждаемых турбинных лопаток // Изв. вузов. Машиностроение. 1978. -№ 9. -С. 89-93

26. Галкин М.Н., Бойко А.Н. Харин А.А. Метод определения внутренних граничных условий теплообмена в охлаждаемых лопатках газовых турбин // Изв. вузов. Машиностроение.- 1978. №8.- С. 77-82.

27. Галкин М.Н., Попов В.Г., Ярославцев H.JI. Исследование и расчет гидравлических и тепловых характеристик охлаждаемых конструкций с компланарными каналами // Изв. вузов. Машиностроение. 1985.- № 3. -С. 73-76.

28. Гачечиладзе И.А., Кикнадзе Г.И., Краснов Ю.К. и др. Теплообмен при самоорганизации смерчеобразных структур // Тр. Минского междунар. форума. Проблемные доклады, секция 1-2. Минск: Наука и техника, 1988. С. 83-125.

29. Гецов Л.Б. Детали газовых турбин. Л.: Машиностроение, 1982. - 296 с.

30. Говард. Характеристики теплопередачи и гидравлического сопротивления теплообменных поверхностей со скошенными каналами и поверхностей из стеклокерамики // Энергетические машины и установки. 1965.- № 1.- С. 85-101.

31. Голдобеев В. И., Щукин В.К., Халатов А.А. и др. Теплоотдача в начальном участке трубы при частичной закрутке газового по тока на входе // Изв. вузов. Авиационная техника.-1973.-№4. С. 108-113.

32. Гольдштик М.А. Вихревые потоки. Новосибирск: Наука, 1981.-239 с.

33. Гомелаури В.И. Влияние искусственной шероховатости на конвективный теплообмен // Труды ИФ АН ГССР. 1963.-Т.9.-С.111-145.

34. Горлин С.М., Слезингер И.И. Аэромеханические измерения. Методы и приборы. М.: Наука, 1964г. - 720 с.

35. Гортышов Ю.Ф., Амирханов Р.Д. Теплообмен и трение в каналах со сферическими углублениями // Сб. «Рабочие процессы в охлаждаемых турбомашинах и энергетических установках». Казань: КГТУ, 1995. - С. 87-90.

36. Гортышов Ю.Ф., Олимпиев В.В., Амирханов Р.Д. Расчетное и опытное моделирование теплообмена и сопротивления в каналах со сферическими выемками на стенках // Тепломассообмен. ММФ-96: Тез. докл. Минск: ИТМО АНБ. 1996. - Т. 1. -Ч. 2.-С. 137-141.

37. Гостинцев Ю.А., Зайцев В.М. О кинематическом подобии турбулентного закрученного потока в трубе // ИФЖ.-1971 .-Т.20.-№ 3. С.434-438.

38. Гостинцев Ю.А. Тепломассообмен и гидравлическое сопротивление при течении по трубе вращающейся жидкости // Изв. АН СССР. МЖГ. 1968. - № 5. -С.115-119.

39. Громов П.Р., Зобнин А.Б., Рабинович М.И., Сущик М.М. Рождение уединенных вихрей при обтекании сферических углублений // Письма в ЖЭТФ. 1986. -Т. 12.-№21.-С. 1323-1328.

40. Гуров С.В. Исследование интенсивности охлаждения дефлекторной лопатки // Теплоэнергетика 1967. - № 10. - С.81-84.

41. Гухман А.А. Интенсификация конвективного теплообмена и проблема сравнительной оценки теплообменных поверхностей // Теплоэнергетика. 1977. - № 4. - С. 17-24.

42. Дейч М.Е. Техническая газодинамика. 3-е изд., перераб.- М.: Энергия, 1974.-592с.

43. Деменьтева К.В., Телегина И.И. Экспериментальное исследование гидродинамики и теплообмена в криволинейных каналах щелевого сечения // Теплоэнергетика. 1979. - № 1. - С.51-54.

44. Дилевская Е.В., Чудновский Я.П., Михайлов С.Н. Интенсификация теплообмена на поверхностях охладителей силовых полупроводниковых приборов // Тр. 1-й РНКТ. М.: Изд.-во МЭИ, 1994. - Т. 8. - С. 70-75.

45. Дыбан Е.П., Мазур А.И. Конвективный теплообмен при струйном обтекании тел. Киев: Наукова Думка, 1982. - 302с.

46. Дыбан Е.П., Мазур А.И. Теплообмен при натекании плоской воздушной струи на вогнутую поверхность //ИФЖ.-1969.-Т. 17.— № 5. С.785- 791.

47. Езерский А.Б., Шехов В.Г. Визуализация потока тепла при обтекании уединенных сферических углублений // Изв. АН СССР. МЖГ. 1989. - № 6. - С. 161164.

48. Елистратов С.Н. Особенности распределения локальных коэффициентов теплоотдачи в плоских теплообменниках с компланарными каналами // Труды МВТУ. Вопросы двигателестроения. М., 1984.-№ 417. -С.22-28. (ДСП)

49. Ермолин В.К. Интенсификация конвективного теплообмена в трубе в условиях закрученного потока с постоянным по длине шагом // ИФЖ. -1960. Т. 1. -№ 11. - С.52-57.

50. Жерздев С.В., Тамарин Ю.А. Теплозащитные покрытия для лопаток турбин авиационных ГТД. М.: ВИАМ, 1990.- 127 с.

51. Зингхэл, Брэтгон. Создание термозащитного покрытия на основе Zr02(Y203), работающего в среде продуктов сгорания загрязненного турбинного топлива // Энергетические машины и установки.- 1980. т.102. - № 4. - С. 20-27.

52. Зубец П.Ф., Фафурин А.В., Холодкова О.Ю. Турбулентный пограничный слой в начальном участке трубы при наличии поперечного потока вещества и закрутки на входе // Труды КАИ.-1974.- Вып. 153. С. 41-48.

53. Ибрагимов М.Х., Номофилов В.Е., Субботин В.И. Теплоотдача и гидравлическое сопротивление при винтовом движении жидкости в трубе // Теплоэнергетика. -1961.- №7.- С. 57-60.

54. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. -2-е изд., перераб. и дополн. М.: Машиностроение, 1975.-559с.

55. Иевлев В.М. Турбулентное движение высокотемпературных сплошных сред. М.: Наука, 1975. -256 с.

56. Ильин В.М., Заров К.Г., Лебедев С.А. Метод расчета теплового состояния охлаждаемой лопатки газовой турбины с теплозащитным покрытием // Известия ВУЗов. Авиационная техника. 1989. - № 2. - С. 78-80.

57. Исаев С.А., Чудновский Я.П. Численное исследование теплообмена и механизмов вихревой динамики при обтекании сферических углублений // Тр. 1-й РНКТ. М, Изд.-во МЭИ, 1994. - Т. 8. - С. 80-85.

58. Исаченко В.П., Осипова B.JI., Сукомел А.С. Теплопередача. -М.: Энергоиз-дат, 1981.^416 с.

59. Исследование модели охлаждаемой турбинной лопатки ТВД двигателя Е3 / Технический перевод ЦИАМ. № 90539. 1984. - 33 с.

60. Калашников В.Н., Райский Ю.Д., Тункель JI.E. О возвратном течении закрученной жидкости в трубе // Изв. АН СССР. МЖГ. 1970. - № 1. - С. 185-188.

61. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Копп И.З., Мякочин А.С. Эффективные поверхности теплообмена. М.: Энергоиздат, 1998. - 408 с.

62. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо С.А. и др. Закономерность изменения теплоотдачи на стенках каналов с дискретной турбулизацией потока при вынужденной конвекции: Открытие № 242 СССР // Б.И. 1981. № 35.

63. Калинин Э.К., Дрейцер Г.А., Ярхо С.А. Интенсификация теплообмена в канал. М.: Машиностроение, 1990. - 208 с.

64. Каменыциков Ф.Т., Решетов В.А. Вопросы механики вращающихся потоков и интенсификация теплообмена в ЯЭУ. М.: Энергоатомиздат, 1984. - 174 с.

65. Керчер, Табаков. Теплоотдача плоской поверхности, обдуваемой падающим перпендикулярно ей прямоугольным пучком круглых воздушных струй, с учетом влияния на теплоотдачу отработанного воздуха // Энергетические машины и установки. -1980. № 1. - С. 87-100.

66. Кесарев B.C., Козлов А.П. Структура течения и теплообмен при обтекании полусферического углубления турбулизированным потоком воздуха // Вестник МГТУ. Машиностроение. 1993. - № 1. - С. 106-115.

67. Кикнадзе Г.И., Гачечиладзе И.А., Олейников В.Г. и др. Механизмы смерчевой интенсификации тепломассообмена // Труды 1-ой РНКТ. М.: Изд.-во МЭИ, 1994.-Т. 8.-С. 97-106.

68. Кикнадзе Г.И., Краснов Ю.К., Подымако Н.Ф. и др. Самоорганизация вихревых структур при обтекании водой полусферической лунки // ДАН СССР. 1986. — Т. 291. -№ 6. - С. 1315-1318.

69. Кикнадзе Г.И., Крючков И.И., Чушкин Ю.В. Кризис теплоотдачи при самоорганизации смерчевых вихревых структур в потоке теплоносителя // Препринт ИАЭ № 4841/3. ЦНИИатоминформ, 1989.-29 с.

70. Кикнадзе Г.И., Олейников В.Г. Самоорганизация смерчеобразных вихревых структур в потоках газов и жидкостей и интенсификация тепло- и массообмена // Препринт № 227, Ин-т теплофизики СО АН СССР, 1990. 45 с.

71. Кирпиков В.А. Сравнительная оценка эффективности конвективных поверхностей теплообмена// Экспрессинформация ЦИНГИ. Сер. ХМ-6. - 1981. - № 1. -11 с.

72. Клименко В.Н., Нагога Г.П., Сапожников В.М. Исследование эффективности теплозащитных покрытий на охлаждаемых лопатках газовых турбин // Труды ЦИАМ. № 1198.- 1987. - С. 30-33.

73. Клименко В.Н., Чепаскина С.М., Чигарев И.М. Эффективность применения теплозащитных покрытий на лопатках ГТД // Пром. теплотехника. 1986.- т.8.- №6. -С. 26-29.

74. Кныш Ю.А., Урывский А.Ф. Теория взаимодействия вторичных вихревых структур в закрученных потоках жидкости // Изв. вузов. Авиационная техника. -1981. -№3. -С. 53-58.

75. Копелев С.З. Охлаждаемые лопатки газовых турбин. М.: Наука, 1983.143 с.

76. Кравчук JI.B., Семенов Г.Р., Боровков В.А. Влияние жаростойких покрытий на термонапряженное состояние моделей лопаток ГТД при нестационарном теплообмене // Проблемы прочности. 1994. - №6. - С. 24-30.

77. Кузнецов Н.Д. Эквивалентные испытания газотурбинных двигателей. М.: Машиностроение, 1976. - 216 с.

78. Кузьмин В.В., Пустовойт Ю.А., Фафурин А.В. Экспериментальное определение пристеночного трения при движении закрученного потока в цилиндрическом канале // Вихревой эффект и его применение в технике. Куйбышев, 1976. С. 183186.

79. Кутателадзе С.С., Боришанский В.М. Справочник по теплопередаче. М., Л.: ГОСэнергоиздат, 1959. - 414 с.

80. Кутателадзе С.С., Леонтьев А.И. Тепломассообмен и трение в турбулентном пограничном слое. -М.: Энергоатомиздат, 1985. 319 с.

81. Кэйс В.М., Лондон А.Л. Компактные теплообменники. 2-е изд. перераб. и дополн. -М.: Энергия, 1967. - 223 с.

82. Леонтьев А.И. Современные проблемы теплопередачи // Вестник МГТУ. Машиностроение. -1993. № 1. - С. 54-59.

83. Мигай В.К., Быстров П.Г. Интенсификация теплообмена в волнистых трубах // Теплоэнергетика. 1976. - № 11. - С. 74-76.

84. Миллер Р.А. Расчет ресурсов теплозащитных покрытий для авиационных ГТД // Современное машиностроение. Сер. А. - 1989. -№11.

85. Михеев М.А., Михеева ИМ. Основы теплопередачи. 2-е изд., стереотип. - М.: Энергия, 1977. - 343 с.

86. Мовчан Б.А., Гречанюк Н.И., Грабин В.В. Современное состояние и перспективы создания теплозащитных покрытий для лопаток авиационных ГТД // Электронно-лучевые и газотермические покрытия. Киев: ИЭС, 1988.- С. 5-12.

87. Нагога Г.П., Копылов И.С. и др. Теплообмен и гидравлическое сопротивление в трактах, образованных системой компланарных обобщающихся каналов // Труды МВТУ. Вопросы двигателестроения. М., 1984. - № 417. - С. 54-75. (ДСП)

88. Нагога Г.П., Рукин М.В., Ануров Ю.М. Гидравлическое сопротивление в плоских каналах со сферическими углублениями // Охлаждаемые газовые турбины двигателей летательных аппаратов. Казань: КАИ, 1990. — С. 40-44.

89. Нагога Г.П. Эффективные способы охлаждения лопаток высокотемпературных газовых турбин. М.: Изд.-во МАИ, 1996. - 100 с.

90. Никитин Е.И. Коррозия и защита лопаток газовых турбин. JL: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1987.- 272 с.

91. Никитин Е.И. Расчет жаростойкости металлов. М.: Металлургия, 1976.207 с.

92. Новиков А.С., Мешков С.А., Гусарин О.Г., Муллин Г.Г. Натурные испытания турбинных лопаток с теплозащитным покрытием // Электронно-лучевые и газотермические покрытия. Киев: ИЭС, 1988.- С. 18-24.

93. Нормы прочности ЦИАМ, 1990.

94. Нурсте Х.О. Затухание закрутки потока в трубе круглого сечения // Изв. АН СССР. Сер. физика математика. - 1973. - Т. 22. - № 1. - С. 77-82.

95. О перспективах развития двигателей фирмы Роллс-Ройс // Новое в зарубежном авиадвигателестроении. 1977. - № 5. - С. 3-5.

96. О'Брайен, Спэрроу. Теплообмен, падение давления и визуализация течения в каналах с гофрированными стенками // Теплопередача. 1982. - Т. 104. - № 3. -С. 14-22.

97. Осипова В.А. Экспериментальное исследование процессов теплообмена. — 3-е изд., перераб. и дополн. М.: Энергия, 1979. - 320 с.

98. Патон Б.Е., Кишкин С.Т., Строганов Г.Б. Жаропрочность литейных никелевых сплавов и защита их от окисления. Киев: Наукова думка, 1987. 256 с.

99. Пелевин Ф.В. Исследование влияния гидравлического диаметра каналов на теплообмен и гидравлическое сопротивление в плоских компланарных каналах // Труды МВТУ. Вопросы двигателестроения. М., 1984. - № 417. - С. 97-102. (ДСП)

100. Повх И.Л. Аэродинамический эксперимент в машиностроении. 3-е изд., исправл. и дополн. Л.: Машиностроение, 1974. - 480 с.

101. Положение об установлении и увеличении ресурсов газотурбинных двигателей ЛА. ЦИАМ, 1987.

102. Попов К.М., Богомолов Е.Н. О путях развития охлаждаемых лопаток авиационных газовых турбин // Вопросы авиационной науки и техники. Серия Авиационные двигатели. М., 1984. - № 2.

103. Почуев В.П., Луценко Ю.Н., Мухин А.А. Теплообмен в охлаждаемых лопатках высокотемпературных газовых турбин // Труды 1-ой РНКТ. М.: Изд.-во МЭИ, 1994.-Т. 8.-С. 178-183.

104. Правила 28-64 измерения расхода жидкости, газов и паров стандартными диафрагмами и соплами. -М.: Издательство стандартов, 1978. -151 с.

105. Применение металл о-керамических электронно-лучевых покрытий с целью увеличения ресурса лопаток газовых турбин / Рыбников А.И., Малашенко И.С., Скляров Ю.Д., Левин А.Е., Добина Н.И., Родионова Т.В // Труды ЦКТИ. 1989. - № 256.-С. 77-89.

106. Работнов Ю.Н. Ползучесть элементов конструкций. М.: Наука, 1966.752 с.

107. Ройзен Л.И., Дулькин И.Н. Тепловой расчет оребренных поверхностей / Под ред. В.Г. Фастовского. М.: Энергия, 1977. - 254 с.

108. Рыбников А.И., Гецов Л.Б. Сопротивление термической усталости защитных покрытий для лопаток газовых турбин // Теплоэнергетика. 1984. - № 9. - С. 3039.

109. Савостин А.Ф., Тихонов A.M., Беляева Н.И. Интенсификация теплоотдачи в щелевых каналах охлаждения // Труды ЦИАМ, 1974. № 611. - С. 74-92.

110. Савостин А.Ф., Тихонов A.M. Исследование характеристик пластинчатых поверхностей нагрева // Теплоэнергетика. 1970. - № 9. - С. 75-78.

111. Семенов А.П., Ануров Ю.М., Гаврилов Н.Г., Абраимов Н.В. Особенности конструирования рабочих лопаток турбины с теплозащитными покрытиями // Защитные покрытия (научно-методические материалы). М.: ВВИА им. Жуковского, 1990.-С. 129-134.

112. Скляров Ю.Д., Рыбников А.И., Малашенко И.С., Левин А.Е. Коррозионная долговечность конденсационных покрытий для лопаток энергетических ГТУ //

113. Обеспечение коррозионной надежности лопаток газовых турбин. — Л.: Судостроение, 1989. Вып. 473. - С. 59-64.

114. Смирнов Н.В., Дунин-Барковский И.В. Курс теории вероятностей и математической статистики для технических приложений. М.: Наука, 1969. - 512 с.

115. Смитберг, Лэндис. Трение и характеристика теплообмена при вынужденной конвекции в трубах с завихрителями из скрученной ленты // Теплопередача. — 1964.-Т. 86.-С. 52-64.

116. Собин В.М., Ершов А.И. Исследование структуры и гидравлического сопротивления турбулентного закрученного потока в коротких трубах // Изв. АН БССР. Сер. физика. 1972. - № 3. - С. 56-61.

117. Сукомел А.С., Величко В.И., Абросимов Ю.Г. Теплообмен и трение при турбулентном течении газа в коротких каналах. М.: Энергия, 1979. - 216 с.

118. Теория тепломассообмена / Под ред. А.И. Леонтьева. М.: Энергия, 1980.

119. Тихонов A.M. Регенерация тепла в авиационных ГТД. М.: Энергия,1980.

120. Туркин А.В., Сорокин Л.Г., Брагина О.Н. и др. Интенсификация теплообмена при помощи лунок в плоском канале при низких скоростях движения воздуха // Тепломассообмен. ММФ-92: Тез. докл. Минск: ИТМО АНБ. 1992. - Т. 1. - Ч. 1. -С. 18-21.

121. Увеличение ресурса лопаточного аппарата газовых турбин путем применения жаростойких покрытий./ Рыбников А.И., Гецов Л.Б., Добина Н.А., Малашенко И.С., Крюков И.И., Родионова Т.В., Белякова М.В.// Труды ЦКТИ.- 1982.- № 194.- С. 76-83.

122. Фаворский О.Н., Копелев С.З. Охлаждаемые воздухом лопатки газовых турбин // Теплоэнергетика. 1981. - № 8. - С. 7-11.

123. Филиппов Г.В., Шахов В.Г. Турбулентный пограничный слой начальных участков осесимметричных каналов при наличии закрутки на входе // ИФЖ. 1969. -Т. 17. -№ 1. - С. 95-102.

124. Фраас А., Оцисик М. Расчет и конструирование теплообменников. М.: Атомиздат, 1971. - 357 с.

125. Хабиб, Уайтлоу. Характеристики ограниченных коаксиальных струй с закруткой и без закрутки потока // Теоретические основы инженерных расчетов. -1980.-Т. 102.-№1.-С. 163-171.

126. Халатов А.А., Щукин В.К., Летягин В.Г. Локальные и интегральные параметры закрученного течения в длиной трубе // ИФЖ. 1977. - Т. 33. - № 2. - С. 224232.

127. Хан, Парк, Лей. Интенсификация теплообмена в канале с турбулизатора-ми // Энергетические машины и установки. 1985. - Т. 107. - № 3. - С. 38-46.

128. Хан. Теплообмен и трение в канале с двумя оребренными противоположными стенками // Теплопередача. 1984. - № 4. - С. 82-90.

129. Хинце И.О. Турбулентность. Ее механизм и теория. М.: Физматгиз, 1963.-680 с.

130. Хэй, Вэст. Теплообмен в трубе с закрученным потоком // Теплопередача. -1975. Т. 97. - № 3. - С. 100-106.

131. Цейтлин В.И., Федорченко Д.Г. Оценка циклической долговечности деталей, работающих при сложных программах нагружения // Проблемы прочности. -1983.-№2.-С. 13-19.

132. Чжен П. Управление отрывом потока. М.: Мир, 1979. - 552 с.

133. Чигарев И.М., Полунин С.Л. К исследованию теплофизических свойств теплозащитных покрытий // Тепловые процессы в элементах энергетических устройств. Киев: Наукова думка, 1987. - С. 68-72.

134. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. М.: Наука, 1969. - 742 с.

135. Щукин В.К. Теплообмен и гидродинамика внутренних потоков в полях массовых сил. М.: Машиностроение, 1980. - 240 с.

136. Щукин В.К., Халатов А.А., Голдобеев В.И., Летягин В.Г. О причинах интенсификации теплоотдачи при закрутке газового потока в трубе // Труды КАИ. Казань, 1975. Вып. 194. - С. 22-26.

137. Щукин В.К., Халатов А.А. Теплообмен, массообмен и гидродинамика закрученных потоков в осесимметричных каналах. М.: Машиностроение, 1982. -199 с.

138. Якоб М. Вопросы теплопередачи. М.: Иностранная литература, 1960.516 с.

139. Bergles A.F., Jensen M.K., Shome B. The literature on enhancement of connective heat and mass transfer// Enhanced Heat Transfer. 1996. V. 4. P. 1-6.

140. Chandra P.R., Niland M.E. and Han J.C. Turbulent Flow Heat Transferand Friction in a Rectangular Channel With Vaiying Numbers of Ribbed Walls // ASME Journal of Turbomachinery, 1997.-Vol. 119.-pp. 374-380.

141. Chudnovsky Ya.P., Kozlov A.P., Schukin A.V. et al. Combustion enhancement and flame stabilization due to vortex generation // AFRC Intern. Symp. "Combustion Technologies for Improving Productivity and Product Quality". Sept. 21-24. Chicago. USA. 1997.

142. Clark J.S., Richards H.T., Referi D.J., Livingood J. Coolant Pressure and Flow Distribution through Air Cooled Vane for a Hightemperature Gas Turbine: NASA TM -x-2028.-1970.-Nr. 6.

143. Dilevskaya E.V., Chudnovsky Ya.P., Mikhailov S.N. New method of augmentation of heat transfer on the surfaces of power semiconductor devices coolers // Proc. 10th Intern. Heat Transfer Conf. Brighton. UK. 1994.

144. Han J.C. and Park J.S. Developing Heat Transfer in Rectangular Channels With Rib Turbulators // ASME Journal of Heat Transfer, 1988.-Vol. 31.-pp. 183-195.

145. Han J.C., Ou S., Park J.S. and Lei C.K. Augmented Heat Transfer in Rectangular Channels of Narrow Aspect Rations With Rib Turbulators // Int. J. Heat and Mass Transfer, 1989. Vol. 32. - pp. 1619-1630.

146. Nunner W. Warmeubergang und Druckabfall in rauhen Rohren VDI. For-schungsheft 455. - 1956. - Ausgabe B. Band, 22.

147. Peragini G. Plasma-sprayed selfsealing ceramic coatings materials shemistry and high temperature protective properties// Thin Solid Films. 1983. - v.108.- pp. 415425.

148. Sheffler K.D., Gupta D.K. Current status and future trends in turbine application of thermal barrier coatings //Eng. Gas Turbines and Power. 1988. - Vol.110. - №4.

149. Weighardt K. Erholung des turbulenten Reibungswiderstandes durch Oberfla-chenstorungen // Forch. fiir Schif, 1953. Nr. 1. - s. 65-81.