автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Экспериментальные и численные исследования гидродинамики и теплообмена в полостях роторов газотурбинных двигателей

Р Г Б ОД

На правах рукописи

С АЛОВ Николай Николаевич

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ И ЧИСЛЕННЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ГИДРОДИНАМИКИ И ТЕПЛООБМЕНА 3 ПОЛОСТЯХ РОТОРОВ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

05.07.05 - Теппоаьгг двигатели летательных аппаратов • 01.Q4.14 - Теплофизика и молекулярная физика

Автореферат диссертации на соискание учзной степанн доктора технических наук

КАЗАНЬ 1997

Работа выполнена в Севастопольском государственном техническом университете.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, старший научный сотрудник Цаплин М.И., доктор технических наук, профессор Щукин A.B. доктор технических наук, профессор Шангареев K.P.

Ведущая организация (предприятие):

АО "Казанское моторостроительное производственное объединение'.'

Защита состоится "23 " октября_ 1997 г. б ТО часов на заседании диссертационного совета Д063.43.01 в Казанском государственном техническом университете им.А.Н.Туполева по адресу: 420111, г.Казань, ул.К.Маркса, 10.

С диссертацией можно ознакомиться ъ библиотеке университета. Автореферат разослан " Z-&' _ 1997 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета

А.П.Козлов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Повышение начальной температуры газа и степени повышения давления является главным фактором улучшения характеристик ГТД таких как экономичность, удельный расход рабочего тела, масса, габариты и т.д. Повышение параметров рабочего тела и уменьшение габаритных размеров двигателя приводит к необходимости совершенствования систем автоматизированного теплового управления радиальными зазорами в уплотнениях подвижных узлов компрессора и турбины, а также наиболее тщательной организации охлаждения нагретых частей, что в свою очередь, требует достоверных сведений об интенсивности теплообмена на поверхностях деталей, наличия удобных и нзде:«1ых методов расчета теплопередачи и температурных полей охлаждаемых узлов и деталей. Реализация еысоких начальных параметров в ГТД тесно связана с решением проблемы надежности, в первую очередь элементов ротора. Так при %* = 25 и числе М = 2,35 температура воздуха в проточной части последних ступеней осевого компрессора достигает 950...970 К, при этом в просгавочных кольцах и дисках ротора компрессора помимо напряжений от центробежных сил и сил давления возникают значительные напряжения, вызванные появлением температурных градиентов. Современный ротор газотурбинного двигателя состоит из отдельных секций, имеющих диски и барабанные участки, соединяющиеся между собой на радиусе, где получаемая максимальная окружная скорость допустима по условиям прочности барабана. Такие диско-бзрабанные конструкции роторов, обладающие большой жесткостью и большой критической частотой вращения, отличающиеся только способом соединения секций между собой, получили самое широкое распространение, при этом расположение отверстий в дисках определяет схему течения охлаждающего воздуха при его транспортировке через внутренние полости ротора. •

- г -

В двухвальных двигателях Балы, соединяющие турбины с компрессорами и вентилятором, испытывают значительные температурные напряжения, т.к. вращаясь с большими угловыми скоростями, нагревается трением о воздух и излучением от камер сгорания. Особенностью конструкции трансмиссий двухвальных двигателей является то, что площадь сечения кольцевого канала между вращающимися валами частично перекрывается ступицами дисков последней ступени компрессора БД и первой ступени турбины ВД, причем величина зазора под ступицей турбины иногда не превышает трех миллиметров.

В этих условиях оценка температурного состояния валов трансмиссий должна производиться с учетом конструктивных особенностей канала трансмиссии, исходя из грачиных условий теплообмена, возникающих при транспортировке охлаждающего воздуха по каналу, образованному вращающимися валами.

Учитывая, что узлы и элементы авиационных газотурбинных двигателей достигли очень высокой степени аэродинамического и конструктивного совершенства, можно ожидать, что конструкция роторов перспективных газотурбинных двигателей не претерпит существенных конструктивных изменений. Поэтому изучение процессов теплообмена и гидродинамики в каналах трансмиссий ТРДД и в полостях роторов ГТД с различными схемами течений охлаждающего воздуха является актуальным для разработки эффективных систем охлаждения современных двигателей и двигателей следующих поколений.

Известно, что в ходе одного полета самолета количество переходов о одного режима работы двигателя на другой (число лриемистос-тей) измеряется десятками и даже сотнями. В цикле приемистости можно выделить два процесса - прогрев и остывание, которые для деталей ротора ГТД .являются достаточно протяженными по времени процессами но сравнению с временем,, занимаемым приемистостью. Недостоверность сведений о температурном состоянии деталей ротора в условиях вкощ-атз-

ции может привести к преждевременному их разрушении.

Таким образом поиск повышения точности расчета температурного состояния деталей роторов, базирующийся на раскрытии закономерностей теплообмена и гидродинамики в поле массовых сил с целью совершенствования систем охлаждения роторов ГТД, в том числе и систем трансмиссий 7РДД) а также изучение закономерностей теплообмена элементов ротора на стационарных и переходных режимах работы двигателя является актуальной проблемой в области авиационного двигателе-строения. Научная и практическая значимость этой проблемы ставит ее з ряд важнейших народнохозяйственных задач.

Налью работы является исследование закономерностей теплообмена в полостях роторов и трансмиссий ГТД и ТРДЦ на стационарных и переходных режимах работы двигателя с целью оценки реального температурного состояния элементов ротора на стадии проектирования.

В соответствии с общей целью были поставлены я решены следующие задачи:

1. Разработаны математические модели и методики расчета гидродинамики и теплообменз в замкнутых и вентилируемых полостях роторов ГТД.

2. Разработаны методики я создана экспериментальные стенды для исследования структур течений и теплообмена в замкнутых и вентилируемых полостях роторов ГТД и трансмиссий ТРДД.

3. Применительно к лабиринтовым и просгавочным кольцам ротора ГТД исследованы граничные условия теплообмена на цилиндрических внутренних поверхностях полостей с наименее изученными схемами вентиляции и данз оценка эффективности исследованных схем.

4. Исследован теплообмен диска в полости ротора ГТД с осевым течением охладителя на стационарных и переходных режимах работы двигателя.

5. Исследован теплообмен между вращающимися валами трансмиссий

ТРДЦ и влияние вращения центрального вала на теплоотдачу в полости ротора.

Научная новизна. В диссертации получены следующие новые научные результаты:

1. На основании анализа структур течений, полученных..численными методами в сочетании с визуальными наблюдениями и тепловыми . . опытами, установлено:

а) во вращающихся полостях без радиального расхода охладителя и при отсутствии в полости теплообмена охладитель, заполняющий полость, ведет себя как твердое тело;

б) вращение в зависимости от схемы вентиляции полости оказывает различное Елияние на структуру течений, гак в замкнутых полостях вращение приводит к увеличении турбулентности, в полостях с осевым течением охладителя вращение подавляет турбулентность;

в) в полостях с осевым течением охладителя вдоль теплоотдающих поверхностей дисков образуется горячий слой охладителя, кото рый стекает по радиусу диска к оси вращения, не смешиваясь с охладителем, заполняющим полость, и удаляется из полости осе вым потоком. Подвод тепла со стороны цилиндрических поверхностей просгавочных колец образует в полости циркуляционные контуры, способствующие вытеканию из полости горячего охладителя и затеканию в полость холодного. Течение з полости носит ламинарный характер и определяется силами плавучести и вязкости.

2, ВперЕые в сравнении дана оценка эффективности охлаждения различных схем вентиляции полостей роторов ГГД диско-барабанной конструкции. Установлено, что петлевая схема по сравнению с другими схемами вентиляции обладает наибольшей эффективностью, если охлаждающий воздух, вдуваемый в полость, не препятствует горячему сд: -.

охладителя, который образуется у поверхности дисков и стекает к оси вращения полости.

3. Установлено, что с уменьшением расстояния между дисками и уменьшением зазора между ступицами дисков эффективность охлаждения в полости с осевым протоком снижается. В схемах с радиальным течением охладителя уменьшение площади сечения выпускных отверстий, расположенных на периферии диска, приводит к увеличению циркуляции охладителя в полости и способствует увеличению теплоотдачи. В полостях с рздиально-осеЕым течением увеличение площади радиальных отверстий приводит к переохлаждению ступичной части и перегрезу периферии диска, т.к. радиальный поток в этом случае препятствует стекающему вдоль диска горячему слою охладителя, и большая часть горячего охладителя удаляется из полости через ра-диазъные отверстия.

4. Исследуя теплообмен диска в полости ротора с осевым течением охладителя установлено:

а) периферийной частью диск отдает тепло охладителю, в результате у поверхности диска образуется горячий слой, который стекая по радиусу к оси Еращения, отдает свое тепло ступичной части диска. Экспериментально установлена качественная и количественная роль конвективной составляющей, определяющей температурное поле диска;

б) теплообмен на передней и задней поверхностях диска различный, так в той части, где диск отдает тепло охладителю, теплоотдача на обеих поверхностях диска примерно одинакова; в той части, где диск воспринимает тепло от охладителя, интенсивность тепдовоспрлятия задней поверхностью выше по сравнению с тепловосприятием передней поверхностью диска,что объясняется различной скоростью отекания горячего слоя по обеим поверхностям диска из-за того, что кинетическая энер-

гия осевого потока, выходящего из-под ступицы диска, частично переходит в энергию давления и препятствует свободному отеканию горячего слоя на задней стороне диска;

в) теплоотдача на цилиндрической поверхности ступицы диска в несколько раз превышает теплоотдачу на периферии диска, где наблюдается наибольший теплообмен диска с охладителем;

г) теплообмен диска способствует увеличению массообмена в полости, т.к. чем больше прогрев диска, тем большие силы плавучести воздействуют на горячий слой охладителя, и тем с большей скоростью он стекает и уносится осеЕым потоком. При этом теплоотдача цилиндрических поверхностей проста-вочных колец возрастает по сравнению с теплоизолированными дискам;

д) теплообмен дисков с толщинами полотен от 4 до 14 мм не оказывает заметного влияния на интенсивность теплоотдачи цилиндрических поверхностей проставочных колец.

5. При расчете температурного состояния валов трансмиссий ТРДЦ необходимо учитывать направление вращения и частоту центрального вала. В конструкциях трансмиссий ТРДЦ подобных исследуемой при вращении валов в одну сторону следует ожидать, что внешний вал будет иметь более высокую температуру в месте соединения вала с компрессором в результате образования "застойной зоны" по всей длине канала, образованного валами вращающимися в одну сторону.

6. Вращение центрального вала всегда приводит к интенсификации теплоотдачи независимо от направления и частоты вращения наружного вала или полости. При противоположном вращении центрального вала теплоотдача внутри наружного вала и полости выше, чем при Еращении в одну сторону.

7. При исследовании граничных условий теплообмена в полости ротора диско-барабанной конструкции ГТД с осевым течением охладите-

ля на переходных режимах работы двигателя установлено:

■ а) длительность переходного режима, в течение которого из" меняется расход охладителя и частота вращения ротора авиадвигателя составляет от 3 до 10 сек., что несоизмеримо мало по сравнению с длительностью прогрева-охлаждения деталей ротора, которое составляет при охлаждении водой 4...5 мин. при охлаждении воздухом - 9...15 мин;

б) время прогрева-охлэвдения всех деталей не зависимо от их металлоемкости, находящихся в полости ротора, определяется временем прогрева-охлаждения дисков;

в) изменение тепловой нагрузки изменяет скорость циркуляции охладителя в полости ротора. При увеличении тепловой нагрузки скорость циркуляции охладителя, а следовательно, и теплообмен возрастают, при уменьшении — снижаются. Этим объясняется большее время, которое требуется для достижения стационарного состояния при сбросах тепловой нагрузки по сравнению с режимами прогрева.

8. Полученные на основании обобщения опытных данных критериальные уравнения для расчетов теплоотдачи в полостях роторов и трансмиссий авиадвигателей на стационарных и переходных режимах работы двигателей дают возможность формулировки граничных условий теплообмена необходимых для расчета температурного состояния деталей ротора и валов трансмиссий двигателя.

9. На основании выполненных исследований сделано два изобретения на конструкцию ротора турбомашины с осевой прокачкой воздуха, на которые получены авторские свидетельства.

Практическая ценность работы заключается в том, что полученные в ней результаты позволяют в стадии проектирования осуществлять научно обоснованный выбор наиболее эффективных схем охлаждения роторов диско-барабанной конструкции ГТД и ТРДД и производить

расчет граничных условии теплообмена в полостях роторов на стационарных и переходных режимах работы двигателя для получения требуемого температурного уровня и обеспечения необходимого ресурса.

Реализация результатов работы. Результаты выполненных исследований внедрены и используются для оценки теплового состояния роторов авиационных двигателей ЦИАМ им. П.И. Баранова, ЗМКБ "Прогресс", НПО "Мотор", Тушинским МНЕ "Союз" и продолжают внедряться на предприятиях авиационного моторостроения и энергетического машиностроения, а также используются в учебном процессе при подготовке инженеров по специальности 7.090509 в Севастопольском государственном техническом университете.

Апробация работы. Результаты исследований по теме диссертации докладывались-и обсуждались на всесоюзных конференциях "Газотурбинные и комбинированные установки", Москва, 1987, 1991 гг.; на У межотраслевой научно-технической конференции по высокотемпературным газовым турбинам, Москва, 1986 г.; республиканской научно-технической конференции "Безопасность эксплуатации судовых энергетических установок", Севастополь, 1990 г.; межрегиональной научно-технической конференции "Повышение надежности и безопасности эксплуатации атомных электростанций и судовых энергетических установок", Севастополь, 1994 г.; на научно-технических семинарах в ЦИАМ им. П.И. Баранова, Москва, 1985-1994 гг.; ЦКТИ им. И.И. Ползунова, Санкт-Петербург, 1991 г.; НПО "Мотор", Уфа, 1991 г.; КНПО "Труд", Самара, 1991' Г.; ЗМКБ "Прогресс", Запорожье, 1992-1994 гг.; КГТУ им. А.Н. Туполева, Казань, 1984 г,; на научных конференциях Севастопольского государственного технического университета 1980-1995 гг.

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано 62 научные работы, в т.ч. 42 статьи, получено два авторских свидетельства, выпущено 18 научно-технических отчетов.

Структура и о&ьем работы. Диссертация состоит из введения, се-

ни глав и заключения, изложенных на 384 страницах машинописного текста и содержит 115 страниц со 127 иллюстрациями и тремя таблицами, а также 26 страниц со списком использованных источников из 250 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит в краткой форме изложение научной новизны, практической значимости диссертационной работы, перечень решенных з диссертации задач и положений, выносимых на защиту.

Первая глава посвящена состоянию вопроса, целям и задача}/! исследования. Анализ литературных данных в области изучения граничных условий теплообмена в полостях рогсроз ГТД, проведенный по работам л.А. Дорфмана, Е.П. Дыбана, В.М. Капиноса, В. К. Щукина, Л.М. Зысиной-Моложен, В.И. Локая и др, ученых, псказал, что ими разработаны основы учения о теплообмене в поле массовых сил, теория гидродинамики внутренних потоков, условия их подобия и устойчивости, созданы методы гидравлического и теплового расчета систем Бездушного охлаждения газовых турбин, даны рекомендации по методам и выбору измерительной аппаратуры при экспериментальных исследованиях. В то же время имеются тенденции к совершенствованию методов расчета температурного и теплонапряженнсго состояния наиболее ответственных элементов двигателя как в стационарных, так и в нестационарных условиях.

Анализ отечественных и зарубежных работ показывает, что существующих теоретических и экспериментальных исследований недостаточно для расчета надежных данных по закономерностям теплообмена в полостях роторов и трансмиссий авиационных газотурбинных двигателей на различных .режимах работы двигателя, отсутствуют достоверные.

сведения о структуре течений охладителя в полостях роторов с различными схемами вентиляции; не изучено влияние на теплообмен в роторах геометрических параметров полости; отсутствуют сведения о сравнительной оценке эффективности различных схем вентиляции полостей роторов ГТД диско-барабанной конструкции; нет сведений о влиянии вращения центрального вала на теплообмен не исследован теплообмен между вращающимися валами трансмиссий ТРДЦ.

В свете изложенного целью исследований является комплексное изучение экспериментальными и численными методами граничных условий теплообмена в роторах и трансмиссиях авиационных двигателей.

Во второй главе приведены результаты численного исследования гидродинамики и теплообмена в полостях роторов ГТД применительно к дискам и проставочным кольцам ротора. В задачу исследования входило: разработка математической модели и методики расчета течений вязкой жидкости во вращающейся полости; исследование структуры течений в замкнутых и вентилируемых полостях в зависимости от основных определяющих факторов - плотности теплового потока, частоты вращения полости и физических свойств теплоносителя, заполняющего полость, а также получение обобщающих зависимостей для средних чисел Нуссельта вдоль нагреваемых поверхностей. 1

Математическая модель строилась на базе уравнений, описывающих движение вявкой несжимаемой жидкости, записанных в форме Гельм-гольца при допущении об осесимметричности течений. Эффект плавучести жидкости учитывался введением приближения Буссинеска, в котором переменность плотности определяется неравномерностью температурного поля. Кспольвовалаоь вращающаяся система координат, в которой уравнения движения, сохранения массы и энергии в беравмерном Еиде для замкнутой вращающейся полости принимают вид

- II -

Т7 дй)' й' дсй' 1 „2-у Рс ЬО п5(5' < /ф'^-аУг; (1)

Подвод теплоты в полость осуществлялся со стороны наружного ци- -линдра, отвод теплоты из полости - со стороны внутреннего цилиндра. Боковые поверхности полости принимались теплоизолированными. Для аппроксимации системы дифференциальных уравнений еся расчетная область покрывалась неравномерной ортогональной сеткой, сгущающейся у цилиндрических поверхностей. Диффузионные члены и части источниковых членов выражались в виде центральных разностей. Конвективные члены аппроксимировались противопоточной схемой.

На твердых стенках использовались условия равенства нулю компонентов скоростей и функции тока. Завихренность определялась условиями Тома, для температуры ставилось условие изотермичности. Условия на свободных границах были идентичны. Решение разностных /равнений достигалось методом последовательно-верхней релаксации, зри котором решение на шаге итерации К для переменной ср представлялось в виде

ср« «= Ф^1 4- !иф-с£>*-1 ) (2)

Збход сеточных узлов производился слева направо и сверху вниз.

Результаты численных исследований показали, что в замкнутой вращающейся полости без подвода и отвода тепла теплоноситель, за-юлкяющий полость, ведет себя как твердое тело. При подводе теплоты со сторсны наружного цилиндра и при отводе теплоты со стороны

внутреннего цилиндра в полости возникают конвективные токи, которые при малых плотностях теплового потока и при небольшой частоте вращения полости формируют устойчивые контуры циркуляции теплоносителя. Горячая жидкость, прогреваясь у поверхности внешнего нагретого цилиндра, отекает вниз к холодному цилиндру, где охлаждается и вновь поднимается вверх, образуя замкнутый контур циркуляции. С увеличением частоты вращения и возрастанием плотности теплового потока структура течений становится неустойчивой. Крупные циркуляционные вихреобразования распадается на вторичные вихревые течения различного масштаба. Численные исследования структуры течений в замкнутой вращающейся полости хорошо подтверждаются Еизуальнши наблюдениями картин течений, полученных с помощью фото и киносъемок.

Поскольку в процессе счета не удавалось получить стационарного состояния иэ-ва неустойчивого характера течений, то за оценку сходимости процесса принимались среднеинтегральные параметры теплообмена.

С целью выявления влияния подвода теплоты со стороны диска к цилиндрических поверхностей проставочных колец на гидродинамику течений и теплообмен в полости ротора ГТД с осевт течением охладителя, выполнены численные исследования, при которых подвод теплоты производился только со стороны диска или только со стороны цилиндрических поверхностей. При этом остальные поверхности в полости принимались теплоизолированными. В обоих случаях поток охладителя затекает в полость через зазор между валом и ступицей диска, гаполняет полость, прогревается у теплоотдающих поверхностей, "всплывает" к оси вращения и уносится осеЕым течением. Утолщения ступичной части дисков не моделировались.

Система уравнений, описывающая движение вязкой кидкссти ео вращающейся полости, может быть описана обобщенны!! эллиптическим уравнением

7-(ар\/ф) =• у(вуф) + 1 (з)

в котором обобщенная функция ср определяет ряд переменных

Ф={г<й; Ф; т} (4)

Конвективные, диффузионные и источниковые части уравнений имеют вид

т-.г < г9 9 в гц2+Л л.

81е 2 '8г~азг 2 г ' и' с I

:де - плотность, теплоемкость, коэффициенты динами-

1&ской вязкости и теплопроводности охладителя; z - текущий ра-Ц1ус; V,\Л/ - ксмпоненты скорости; - диссипационный

шен. При записи конечных разностей конвективные члены уравнений шисывались противопоточной схемой, диффузионные - монотонной ап-гроксимацией Самарского, источниковые - центральными разностями. Системы уравнений дополнялись граничными условиями, по которым все гараметры во входном сечении определялись теплофизическими характе-гастиками среды, режимами прокачки охладителя и вращением полости, [рофиль скорости охладителя на входе предполагался постоянным, за-жхренность - нулевой. Функция тока определялась интегрированием :рофиля скорости по радиусу. На выходе параметры охладителя определись экстраполяцией величин близлежащих слоев сетки. На оси функ-да тока, радиальная компонента скорости и завихренность задавались улевыми. Температура задавалась мягким граничным условием сноса из сседних точек. На твердой стенке для осевой и радиальной компонент

скорости ставилось условие прилипания. Угловая скорость вращения полости определялась частотой вращения ротора. Функция тока была постоянной, равной своему максимальному вначению во входном сечении. Для завихренности ставилось условие второго порядка точности.

При решении системы уравнений использовался метод матричной прогонки, вычисляющий значение функции на новом временном слое в два этапа. Эллиптические уравнения при этом параболигировапись введением релаксационного параметра.

В результате численного исследования установлено, что во вращающейся полости с осевой прокачкой охладителя и подводом теплоты со стороны диска горячий диск прогревает близлежащий слой охладителя, который под действием сил плавучести стекает здоль диска к выходу из полости. При этом втекающий холодный поток охладителя не смешивается с прогретым слоем. Допущение об осесимметричности не позволяет наглядно представить трехмерную структуру течения жидкости во вращающейся полости. Однако, очевидно, что действие силы Кориолиса приведет лишь к тому, что холодный поток, втекая в полость и двигаясь по радиусу, будет смещаться в сторону, противоположную вращению полости. Прогретый слой жидкости, стекая вдоль диска к оси полости, ускоряется и смещается в сторону вращения. В физических экспериментах выполненных в данной работе термопары, установленные на различных радиусах в центре полости, показывали температуру охладителя, заполняющего полость, близкой к температуре охладителя на входе, что объясняется прогревом жидкости в полости га счет теплопроводности охладителя и указывает на отсутствие турбулентности в полости. На рис. 1 представлены данные численного и физического экспериментов.

Как видно ив рисунка, на внешнем радиусе диска теплообмен значительно выше, чем на внутреннем, что соответствует подводу охладителя к нагретому диску с периферии диска. По мере отекания вдоль

диска слой охладителя прогревается, и теплообмен при этом снижается. Данные численного и физического эксперимента хорошо согласуются. Расхождение в 10...15% объясняется тем, что в численном эксперименте, з отличие от физического, геометрия ступицы диска не учитывалась.

Ни --------

ш--------/1003 -------4—

/У

530 ---------/-А-

О |Ц ^ Г I »1 1*1 . . 0,2 0.4 . Ц5 а« *тЛт«

Рис. 1. Теплоотдача вдоль радиуса диска при Рг, = 5,576 Л ~ О) = Ю4,7 С-1; 2,24-Ю4 Вт/м2;

О - о) = 209,4 О-1; ср 6,1'104 Вт/м2;, - физический экспершент Численные исследования, выполненные при подводе тепла в полость со стороны цилиндрических поверхностей проставочных колец и теплоизолированных дисков, показали, что при затекании в полость охладителя в полости образуются устойчивые циркуляционные контуры, подобные циркуляционным контурам в замкнутой полости. Принципиальным отличием от картины течений в замкнутой полости является то,

о—— 2" * *

¿5—-V-" * *

что в полости с осевой прокачкой увеличение частоты вращения полости и плотности теплового потока не приводит к турбулентному режиму, который характерен для замкнутой полости. Это объясняется тем, что в полости с, осевым течением охладителя нагретый у цилиндрических поверхностей охладитель "всплывает" к оси вращения и удаляется осевым течением. При этом нагретые и холодные потоки охладителя не перемешиваются, как это имеет место в замкнутой полости. Подученная в результате численного эксперимента структура течений подтверждается визуальными наблюдениями и тепловыми измерениями, выполненными на физических моделях. На рис. 2 представлены результаты физического и численного экспериментов при охлаждении полости воздухом.

N11

Рис. 2. Теплоотдача цилиндрической поверхности во вращающейся полости при р2 = 0.7 О - численное исследование; А - физический эксперимент Расхождение в 15Х объясняется тем, что на теплоотдачу в полости при проведении физического эксперимента существенное влияние оказало утолщение дисков в ступичной части. В вычислительном эксперименте полость была открытой.

При численном исследовании интегральный параметр теплообмена по

длине полости определялся осреднением локальных значений температу-рй в узлах сетки, прилегающих к нагреваемой поверхности.

Численное исследование гидродинамики и теплоотдачи цилиндрической поверхности в полости ротора ГТД при радиальном подводе охладителя изучалось в случае входа охлаждающего Еоздуха в полость через отверстия, выполненные в центральном валу. Выход воздуха из полости осуществлялся через отверстия в одном из дисков полости. Исследования строились на базе уравнений Эйлера для идеального газа, записанных в цилиндрической системе координат

Ы д! Эг

где Еектсры А, В, С и В определены следующим образом

" .р ' 0

р+рц* 0

РV ■ в- ^иу -р

р\н риуу

г (<2 +р)а 0

(5)

(6)

в формулах р- плотность: и тV,V*/- компоненты скорости вдоль Е, 2, ф соответственно; р- давление; С- полная энергия единицу объема. Система уравнений замыкалась уравнением состояния для совершенного газа

л 2

у-)'» р=р(р,£),

(?)

где

£, = е/р-(иг+Уг)/2

Для численного решения уравнений Эйлера использовался метод Маккор-М2ка по схеме предиктор-корректор и модификация этой схемы для рас-

четов при малых числах Маха. В качестве сеточного шаблона применена шаговая решетка. Скалярные величины ( и нр-Е ) Еыра-жены в центре ячейки, а векторные величины ( 2 $ И и )

рассчитаны посередине боковых сторон ячейки. При такой шаговой схеме все первичные переменные и постоянные величины для точек пересечения линий решетки подсчитывапись методом линейной интерполяции между ближайшими известными точками. На этапе коррекции использовалось сглажи-живание параметров введением нелинейного фильтра Шумана с весовыми множителями, зависящими от градиента плотности, в связи с тем, что в полости образуются вихревые структуры большой протяженности что приводит к необходимости в сглаживании рассчитанных распределении параметров потока. Сглаживание осуществляется посредством осреднения значений в точках вблизи границы поверхности и соседних узлах сетки.

В результате численных исследований получены структуры течения во вращающейся полости при подводе тепла со стороны внешнего цилиндра и радиальной схеме вентиляции. На рис. 3 результаты численных исследований сопоставлены с данными физического эксперимента.

Рис. 3. Теплообмен в полости при радиальном подводе охладителя

□ - расчетные значения; О- физический эксперимент

-тана разброс результатов существенное влияние оказывает задание граничных условий для скорости на твердой стенке. Задаваемое условие скольжения потока вдоль стенки приводит к интенсификации внутренних течений в полости, что увеличивает параметры теплообмена.

В третьей главе приведены результаты экспериментального исследования гидродинамики потоков в полостях роторов газотурбинных двигателей методами визуализации течений. Современные методы визуализации течений и разработанная аппаратура для их регистрации позволяют дать качественную оценку наблюдаемым картинам течений, в связи с чем лишь органическое сочетание экспериментальных и теоретических исследований, дополняющих друг друга, позволяет получить необходимые практические результаты. С целью изучения влияния частоты вращения и плотности теплового потока на структуру течений в замкнутой вращающейся полости один из стальных боковых дисков полости заменялся прозрачным диском изготовленным из органического стекла. Полость заполнялась турбинным маслом с добавлением неболь-сого количества алюминиевой пудры. Подеод теплоты в полость осуществлялся со стороны наружного цилиндра, отвод теплоты - со стороны внутреннего. Частота вращения полости регулировалась в пределах от 52 до 314 с'1, плотность теплового потока от 0 до 2,5'Ю4 Вт/м2. Фото и киносъемка структуры течений во вращающейся полости производились при стробоскопическом освещении рабочего участка. Изменение объема охладителя, заполняющего полость, в опытах компенсировалось с помощью расширительного сосуда, соединенного с вращающейся полостью через сальниковое устройство. Наблюдения показали, что если отсутствуют подвод и отеод теплоты к охладителю, то охладитель, находящийся во вращающейся полости, ведет себя как твердое тело. В момент разгона ротора наблюдалось отставание охладителя, находящегося в центральной части кольцевого пространства, пропорционально ускорению вращающейся полости. При раз-

гоне смещений частиц жидкости по радиусу внутри полости не наблюдалось. При подводе тепла со стороны наружного цилиндра и отводе тепла со стороны внутреннего цилиндра в объеме между цилиндрами возникает тепловая конвекция, интенсивность которой определяется частотой вращения полости и плотностью теплового потока. Визуальные наблюдения подтверждают численные исследования в том, что при малых плотностях теплового потока и невысокой частоте вращения полости в объеме, занимаемом охладителем, формируются устойчивые контуры циркуляции. При увеличении частоты вращения и плотности теплового потока структура течений становится неустойчивой, происходит распад крупных контуров циркуляции на мелкие вторичные вихревые течения различного масштаба, причем частота колебаний вихрей возрастает с увеличением скорости вращения и плотности теплового потока. На основании визуальных наблюдений и анализа кино и фотоматериалов можно сделать вывод о том, что структура течений в замкнутой вращающейся кольцевой полости полностью соответствует результатам Еычислительно-1 го эксперимента.

Динамика течений в кольцевой вралуэдщейоя полости с осевым течением охладителя изучалась на рабочем участке изготовленном в виде прозрачного канала квадратного сечения, который позволял вести наблюдения за структурой течения охладителя в меридиональной плоскости и в плоскости вращения. В меридиональной плоскости канал представлял сечение ротора компрессора диско-барабанной конструкции с осевым течением охладителя, состоящий из двух ступеней с характерным для компрессорных дисков утолщением в ступичной части. Подвод теплоты осуществлялся с торца канала. Через вращающийся канал центробежным насосом прокачивалась вода. Тепловой поток и скорость течения воды регулировались в зависимости от условий опыта. Числа Рейнольдса осевого течения жидкости изменялись от 1,28'104 до 3,4'104, числа Грасгофа, рассчитанные по параметрам теплоотдающей поверхности канала, дости-

юрагмеров диаметром от 2,5 до 22 мм. Число каналов, по которым воздух поступал в полость, ЕарьироЕалось от двух до четырех, при этом суммарная площадь сечений каналов соответственно равнялась 157 и 314 мм2. Боковые диски теплоизолировались.

Установлено, что с увеличением числа каналов, подводящих охлаждающий воздух в полость, теплоотдача в полости возрастает пропорцио-зально отношению (Рвх:/Е)0* 7, где РВХ) Р - площади сечения входных отверстий и теплоотдающей поверхности цилиндра. Уменьшение площади течений еыходных отверстий РВЫх по отношению к Рвх, приводит к некоторому увел!иен1ш интенсивности теплоотдачи в полости независимо от :-хеш течения охлаждающего гоздуха через полость. Это увеличение теплоотдачи в диапазоне 1 < РВх/Рвых < 21,32 оценивается множите-зем (Рах/Рвых)0'1 и вызвано тем, что увеличение гидравлического сопротивления выходных отверстий приводит к увеличению турбулентности в галости. Если Рвх/Рвых < 1, то показатель степени при Рвх/Рвых уве-птаивается до 0,2, теплоотдача при этом снижается, т.к. ьоздух через увеличенные гыходные отверстия покидает врапрошуюся полость/ не соз-?авая необходимого контура циркуляции, способствующего теплообмену. Наибольшие значения средних коэффициентов теплоотдачи получены в погости с петлевой схемой течения охладителя. Обобщающая зависимость ?ля расчета средних коэффициентов теплоотдачи на цилиндрической поверхности в полости ротора при петлевой схеме течения охладителя алеет вид

'"выл

!исла Рейнольдса определялись из формулы ^е^ис!^)/^ . Расчет скорости воздуха в полости вьшолнен как для случая взаимодействия эсесимметричной турбулентной струи с пластиной расположенной нормаль-го к направлению скорости потока. Скорость воздуха вычислялась на

срезе отверстия в валу ротора подводящего еовдух в полость. В формуле (8) показатель степени при Рвх/Рвых принимал значения ОД, если 1 < Рву/Твых и 0,2, если РЕХ/Рвых < 1. Для радиально-проточкой схемы течения охладителя через полость, рассчитанные по формуле (8) средние значения коэффициентов теплоотдачи, должны быть уменьшены на 10%. При полупетлевой схеме - должны быть уменьшены на £52.

При отсутствии вращения полости наиболее аффективной становится радиальная схема, наименее - петлевая. Это объясняется тем, что при отсутствии вращения силы плавучести невелики, горячий слой охладителя, находящийся у теплоогдающей поверхности, удаляется более интенсивно через те выпускные отверстия, которые располагаются ближе к теплоотдающей поверхности.

Теплоотдача цилиндрической поверхности в полости ротора ГГД пр;. осевом течении охладителя изучалась на рабочем участке экспериментального стенда, осевые размеры которого были постоянны, а размер кольцевой щели, через которую охладитель попадал в полость, изменялся от 28 до 3 мм. В качестве охладителей применялись воздух и вода. Опытами установлено, что интенсивность теплоотдачи в полости возрастает пропорционально увеличению ширины кольцевой щели и в обобщающе! зависимости может быть оценена симплексом (3/гк) ' , где 3 - ширина кольцевой щели, ~ наибольший радиус кольцевого каш

ла, по которому охладитель движется в осевом направлении ротора.

Влияние на теплоотдачу цилиндрической поверхности геометрических размеров полости изучалась на многополостном рабочем участке ггрз соотношениях 8/Ь равных 0,104; 0,152; 0,2; 0,538 и 1,117. Где ? - расстояние между дисками, В - высота полости. Установлено, что снижение теплоотдачи происходит в диапазоне 0,104 == £ /В 0,15; и может быть учтено в расчетах величиной (Е / В) ' При Р/В =» 0,152 размеры полости влияния на теплоотдачу цилиндрической поверхности не оказывают.

Исследование теплоотдачи цилиндрических поверхностей в замкнутей полости ротора ГТД выполнено с различными видами охладителей, в «иестве которых применялись дистиллированная вода, воздух, турбин-зое и трансформаторное масло. Полученные экспериментальные результаты аппроксимируются зависимостью

N11= с Сг 0,£3Рг М7 , (9)

где 0=1,3- для горячего цилиндра; С = 0,51 - для холодного. Показатель степени при числе Прандтля указывает на тот факт, что влиянием трения в условиях свободной конвекции в слоях, близких к стенке, нельзя пренебречь даже при вполне развитой турбулентности.

Выбор схемы охлаждения ротора газотурбинного двигателя сущест-ненным образом влияет на теплоотдачу в полости ротора, а следовательно на теплонапряженнсоть и экономичность двигателя в целом. В связи с этим представляется важным сопоставить эффективность теплоотдачи на примере теплоотдачи цилиндрической поверхности внутри ' полости ротора при радиальной, промежуточной, петлевой и осевой схемах течения охладителя через полость. При сопоставлении за определяющую температуру принята температура охладителя на входе в полость, за определяющий размер - расстояние между дисками. Числа Рейнольдса, по предположению В.И. Локая, определялись по расходной компавенте независимо от схемы течения охладителя, йе* = Сг/^нЦс! , где б - массовый расход в единицу времени. Числа Нуссельта для каждой схемы течения охладителя через полость рассчитывались при одинаковых расходах охладителя, постоянной частоте вращения исследуемой полости и при одинаковой площади сечений каналов, по которым осуществляется подвод охладителя к полости и отвод охладителя из нее.. Результаты обработки опытных данных представлены рисунке 5.

Рис. 5. Сопоставление эффективности схем вентиляции полостей роторов ГТД * .■. - петлевая; V - радиальная; С - полупетлевзя; с осеЕЫМ протоком: © - Б = 2В мм; Д - Б = 15 мм; X - Б = 7 мм; О - Б = 3 мм; 13- - замкнутая

Сравнение результатов теплоотдачи показало, что при возраст: нии чисел Рейнольдса эффективность теплоотдачи при петлевой схеме течения по сравнению с исследованными увеличивается. В схемах с осевым протоком охладителя теплоотдача в полости существенно снижается при уменьшении расстояния между ступицами дисков, достигав минимальных значений для замкнутой полости, т.е., когда затеканиг охладителя в полость не происходит, а теплообмен осуществляется свободной конвекцией в замкнутом кольцевом объеме в поле массовш

№

-2 -3 -А

-5

. о— -Л— а Г ? Г 6 Г

п к

¿У X! Ъ] ' \

-0,7 -0,6 -05 -0,4 -0,3 -0,2 -0,1

, со - ! <1

?гтш

Рис. 6. Обобщение опытных данных по определении средних коэффициентов теплоотдачи на боковых поверхностях дисков 1 - 0,7942 - 0,5934^/2^ 0,794;

3 , 6 - 0,375$ 0,593 ; 4 , 7 - 0,2884 2т/гто^0,375;

5,8- 0,228^/&^0.288

-- передняя поверхность диска;

--:---задняя поверхность диска

линдрической поверхности ступицы дисков с толщиной полотна от 4 до 8 мм, определена формулой

N□ = 1,552-Ю~3 Кет2(>д1)а(|-Г7'87 , аз)

где

т=--{-•+ ада •

0,1775(8/14+0,2,2.) ^ ' \

п=--'-+ ? ?09

§ - толщина полотна диска.

Исследования со стальными дисками, имеющими различные толщины полотен, показали, что толщина полотна диска не оказывает залетного влияния на интенсивность .теплоотдачи цилиндрических поверхностей проставочных колец во вращающейся полости с осевым течением охладителя. В то же время опытами установлено, что теплоотдача цилиндрических поверхностей проставочных колец при наличии в полости стальных дисков существенно больше по сравнению с теплоизолированными дисками. Так, например, величина коэффициентов теплоотдачи на поверхностях проставочных колец полости составляла от 0,5 до 0,9 ох величины коэффициентов теплоотдачи подученных в опытах со стальными дисками. Результаты исследований обобщены формулой (14), позволяющей рассчитывать средние коэффициенты теплоотдачи на поверхностях цилиндрических простазок в полостях роторов с осевым течением охладителя

Ми= сКе°г2 5/гк)°'а(-^)а*)

При расчете теплообмена в полости со стороны набегающего потока постоянный сомножитель С = 16,5. При расчете в полости, находящейся ниже по течению. С = 11. Уменьшение теплообмена примерно в 1,5 раза вызвано тем, что в полость, находящуюся ниже по течению, затекает охладитель с более высокой температурой вследствие частичного смешения осевого потока охладителя с горячим охладителем, вымываемым из полости, расположенной выше по течению. Кроме этого теплообмен ухудшается в связи с меньшей скоростью отекания горячего слоя охладителя по задней стороне диска из-за того, что при Еыходе из-под ступицы диска кинетическая энергия осевого потока частично переходит в энергию давления, препятствуя свободному вытеканию из полости горячего слоя охладителя.

В пятой главе представлены результаты экспериментальных исследовании теплообмена в полостях роторов и трансмиссий.двухвальных двигателей. Анализ публикаций показал, что сведений в этой области недостаточно, т.к. опубликованные работы посЕящены изучению гидродинамики и теплообмена между вращающимися валами в узком кольцевом зазоре, в котором гидродинамика и теплообмен принципиально отличаются от структуры течений и граничных условий теплообмена характерных для полостей роторов диско-барабанной конструкции.

Исследования выполнены на экспериментальном стенде, рабочий участок которого представлял собой модель ротора диско-барабанной конструкции компрессора БД с соосно расположенным центральным валом. Рабочий участок и центральный вал приводились ео вращение двумя независимыми электродвигателями постоянного тока мощностью 13,5 и 4,5 кВт соответственно с регулируемой частотой и направлением вращения каждого двигателя. Центральный вал не обогревался. В роторе рабочего участка на расстоянии 28 мм друг от друга установлены теплоизолированные диски, имеющие характерное для дисков турбомалшн утолщение и центральное отверстие. В кольцевые полости между дисками

укладывались илоские электронагреватели изготовленные из тонкой нержавеющей ленты. Подвод электропитания к нагревателям осуществлялся скользящими меднографитовыми контактами от электрогенератора постоянного тока мощностью 9 кВт, напряжением 12 вольт. Е качестве охладителя применялась дистиллированная вода. Исследовалась влияние вращения центрального вала на теплоотдачу цилиндрических поверхностей проставочных колец в полости с осевым течением охладителя. На рис. 7 представлены результаты исследований при вращении полости и центрального вала в одну сторону с различными угловыми скоростями.

Ми

0,2 0,15, СП,г 0,6 о л о.г

-С,6 -ОА -0,г

ОД ОД у„

Рис. 7. Влияние вращения центрального вала на теплоотдачу цилиндрических поверхностей в полости с осевым течением охладителя вращающейся в том же направлении

д- Ее^ <1,4-юб; э- Пе^г? г-ю5;

■ о- Яеф > 1,4-ю6

Из рисунка видно, что различие в частоте вращения центрального вала и полости всегда приводит к интенсификации теплообмена в полости. Так, например, если скорость вращения полости больше скорости вращения центрального Бала, то теплоотдача в полости возрастает пропорционально (и)п/оОв) Если центральный вал опережает вращающуюся полость, то, как видно из рис. 7, образуются две области в зависимости от величины вращательного числа Рейнольдса полости. Так, при Кеу>п 1,4' 10е теплоотдача в полости возрастает пропорционально (с£)а/оё)вГ0,6 если Яе^Зг 2 • "10е, то теплоотдача увеличивается пропорционально ((¿)а

Для предотвращения обратной прецессии, а также для уменьшения сил, действующих на опоры от гироскопического момента, принимают схему двигателя при которой ротор компрессора ВД вращается противоположно ротору компрессора НД и ротору вентилятора, что очень важно для маневренных самолетов, зкранопланов и судов на воздушной подушке. При такой схеме двигателя для оценки температурного состояния элементов ротора компрессора ВД необходило учитывать влияние противоположно вращающегося центрального вала, соединяющего компрессор НД с турбиной НД. Исследования выполнены при вращении рабочего участка экспериментального стенда при изменении величины угловой скорости от 52 до 203 с-1 и противоположном вращении центрального зада от 52 до 314 о-1. Расход охладителя регулировался от 0,4 до 2,5 кг/с. В качестве охладителя применялась дистиллированная вода. На рис. 8 представлена зависимость интенсивности теплоотдачи поверхностей проставочных колец во вращающейся полости с осевым течением охладителя от скорости противоположно вращающегося центрального вала. Как видно из рисунка показатель степени при Ие^ внутреннего вала изменяется от 0,85 до 1,03. Переход происходит при = 4,15-105. Противоположное вращение полости и центрального вата приводит к большей интенсификации теплообмена в полости

- 42 -

по сравнению с вращением полости и вала .в одну сторону.

Рис. 8. Теплоотдача во вращающейся полости

с осевым течением охладителя при противоположном вращении центрального вала С целью оценки температурного состояния валов трансмиссий двухкаскадных двигателей были выполнены опыты, в которых изучалось распределение температуры по длине наружного вала соединяющего компрессор БД с турбиной ВД, коаксиально которому вращался центральный вал, соединяющий компрессор НД с турбиной НД, Охладитель прокачивался по кольцевому еавору между врапряццмися Балами. Опытами установлено, что при вращении валов в одну сторону наибольшая темпе-

ратура наблюдалась внутри наружного вала сразу за диском последней ступени компрессора ЕД. Наименьшую температуру имел противоположный конец вала присоединенный к турбине ВД. Эта неравномерность температуры по длине наружного вала сохранялась независимо от частоты вращения валов, плотности тепловых потоков со стороны нагревателей и расходов охладителя. Такое распределение температуры объясняется тем, что при внезапном расширении поток охладителя, выходящий из кольцевого зазора между ступицей диска компрессора ВД и внутренним взлом,, не может занять всю площадь поперечного сечения между вращающимися валами. При этом по всей длине канала образуется "застойная" зека. Исследования позволяют сделать вывод, что в трансмиссиях такой же конструкции при вращении валов в одну сторону вал, передающий крутящий момент от турбины ВД к компрессору ВД, будет иметь более высокую температуру в месте соединения вала с ротором компрессора ВД.

Установлено, что характерной особенностью при вращении валов трансмиссии в противоположные стороны является возникновение двух участков расположенных в начале л в конце канала по ходу течения охладителя. Между этими участками температура цилиндрической поверхности внутри наружного вала оставалась постоянной, в то время как на участках температура цилиндрической поверхности снижалась, достигая минимальных значений в местах соединения вала с дисками. Выполненные исследования показали, что длина участков, на которых происходило изменение температуры цилиндрической поверхности, оставалась неизменной и составляла со стороны входа охладителя 105 мм, со стороны выхода - 75 мм. Участок длиной 105 мм наблюдался во всем диапазоне проведенных опытов. Участок длиной 75 мм образовывался только при числах Re^ наружного вала больше 1,4-10б. При значениях Re^HB = 1,4-10° температура исследуемой ци-

линдрической поверхности на участке со стороны выхода охладителя была такой же как и в центральной части наружного изла.

Результаты опытов обобщены на основе теории теплового подобия. Полученные зависимости позволяит рассчитать среднюю величину коэффициентов теплоотдачи на внутренней поверхности наружного зала по его длине при любом направлении вращения валов трансмиссии двух-валъных двигателей.

В шестой главе представлены результаты экспериментальных исследований граничных условий теплообмена в полости ротора ГТД на переходных режимах работы двигателя. С повышением параметров и все более жесткими требованиями ко времени перехода с одного режима работы двигателя на другой градиенты температур в дисках е нестационарных условиях становятся весьма большими. Вызываемые этими градиентами температурные напряжения при многократном циклическом повторении могут.явиться причиной усталостных поломок дисков. В свези с этим наряду с расчетом стационарных температур необходимо располагать информацией о температурных полях в дисках в неустановившихся условиях, что также важно для достижения стабилизации радиальных зазоров в процессах перехода с малого газа на максимальный режим работы двигателя. На лабораторных стендах, в которых моделировались переходные процессы ральных двигателей изучались закономерности изменения температурного состояния дисков и проставочных колец в полости ротора диско-барабанной конструкции с осевым течением охладителя в нестационарных условиях. Регистрация показаний термопар на нестационарных режимах осуществлялась измерительным цифровым многоканальным преобразователем, который преобразовывал выходные аналоговые электрические сигналы датчиков температур, а также сигналы напряжения и силы постоянного тока в кодированный электрический сигнал и обеспечивал обмен информацией с ЭВМ, терминальными и печатающими устройствами по стандартным интерфейсам. Максимальная скорость опроса составляла 20 каналов в сек. Исследовалась теплоотдача дисков с толщиной полотна 14; S и 4 мм, при изменении тепловой наг-

рубки от 1,4 до 4,8 раза в течение 10 секунд. Раскод охладителя в опытах с дистиллированной водой составлял 0,806; 1,007 и 1,343 кг/с, при работе с воздухом - 6,5-10~3 и 0,01 м3/с. Показания термопар выводились на печать и рассчитывались в виде точек с интервалом 1,8 с на графике с координатами температура-время. Интервалы Бремени, при которых определялись числа Нуссельта, по радиусу диска составляли при работе с водой 10 с, при работе с воздухом -20 с. Чтобы получить достаточно высокую точность графики изменения температуры по радиусу диска строились в координатах время-температура с пеней деления 1 с и 0,1 °С. Для дисков, полотна которых состояли из двух половин, графики строились для передней и задней по-лоегш диска.

Установлено, что время прогрета и охлаждения, при котором значения температур достигают 90...95% от значений соответствующих квазистздионарному режиму, составляют при работе с охлаждающей во-дей - а...Б мин, при работе с охлаждающим воздухом: в режиме прогрева до 10 мин, з режиме охлаждения до 15 мин. Это время более, чем на порядок больше времени, в течение которого в опытах осуществлялось изменение тепловой нагрузки рабочего участка. По результатам расчетов, выполненных с помощью ЭВМ. для каждого участка диска

строились зависимости 2а N11 /Мит;а= | ( 1?(]Го) , по который - м

уточнялся окончательный вид расчетного уравнения, где Ми - числа Нуссельта. рассчитанные по опытным данным с интервалом времени 10 или 20 с; Мит;а- числа Нуссельта, рассчитанные в стационарном режиме при минимальной тепловой нагрузке. Зависимости ш /№^1,,.= = ^ (Г0) , описывающие закономерности теплообмена дисков в режимах прогреЕа-охлаждения, строились при одинаковых отношениях

^итс)х / гтиа ' Р300411™11131* ПРИ стационарных условиях начала и конца переходного режима для каждого участка диска, что позволило обобщить результаты опытов с дисками различной толщины.

Опытами установлено, что время прогрева и охлаждения цилиндрических проставок, металлоемкость которых в несколько рае меньше металлоемкости дисков, примерно одинаково с Бременем прогрева-охлаждения дисков. Это позволило сделать еыеод о том, что на переходных режимах работы двигателя ьремя установления теплового квазистационарного состояния всех элементов ротора диско-барабанной конструкции с осеьым течением охладителя определяется временем прогрева-охлаждения дисков, т.к. процесс прогрева или охлаждения диска •оказывает непосредственное влияние нз установление квазистационарных процессов конвекции в полости. Установлено, что характер изменения относительной теплоотдачи цилиндрических проставок на режимах прогреЕа-охлаждения одинаков для полостей с передней и задней поверхностей диска.

В седьмой главе произведена оценка точности и достоверности результатов измерений. В связи с большим объемом вычислений для всех экспериментов в качестве примеров приведены расчеты систематических и случайных ошибок для случаев исследования теплоотдачи диска в замкнутой полости и теплоотдачи диска в полости с осевым течением охладителя при стационарных и нестационарных режимах теплообмена. Задача уточнения найденных показателей степени при множителях, входящих в обобщающие зависимости, решалась таким образом, чтобы из множества допустимых решений выбрать оптимальные, т.е. определить значения удовлетворяющие заданным ограничениям и обращающие в минимум целевую функцию. Определение степени удовлетворения требованиям математической статистики производилось по построенным закономерностям методом наименьших квадратов с определением среднеквадратичного отклонения экспериментальных точек ог обобщающей кривой, описывающей рассматриваемую закономерность. Полученные обобщающие зависимости с точностью ог 4 до 12% удовлетворяют результатам проведанных экспериментов.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В диссертационной работе в результате численных и экспериментальных исследований гидродинамики и теплообмена в полостях роторов и трансмиссий РТД и ТРДД с различными схемами прокачки охладителя на стационарных и переходных режимах работы двигателей решена научно-техническая проблема повышения точности температурного и термонапряженного состояния дисков и проставочных колец роторов, позволяющая на стадии проектирования обеспечить необходимую конструктивную прочность и ресурс работы газотурбинных двигателей нового поколения.

Основные научные результаты, полученные в диссертационной работе, сводятся к следующему:

1. Комплексное исследование, включая численные методы, визуализацию и тепловые опыты, позволило детально изучить структуру течений з полостях роторов ГТД диско-барабанной конструкции в зависимости от схемы вентиляции полости и разрзботать физическую и математическую модели конвективного теплообмена.

2. Впервые изучена эффективность теплообмена в замкнутой вращающейся полости в зависимости от расположения теплоотдающих поверхностей, что позволило обобщить результаты исследований различных авторов.

3. Впервые проведена экспериментальная оценка эффективности различных схем охлаждения полостей роторов, что позволяет конструктору научно обоснованно выбирать подходящий к конкретной ситуации способ вентиляции полости.

4. Детально изучены закономерности теплообмена в полостях роторов диско-барабанной конструкции с осевым и радиально-осевым течением охладителя,' включая влияние на теплообмен геометрических размеров полости; площади сечения каналоа для подвода и отвода ох-

лаждающего вовдуха; расстояние между ступицами дисков; толщины полотна диска, а также расхода охладителя, частоты вращения полости и плотности теплового потока.

5. С целью установления реальной картины температурного состояния элементов полости ротора в расчетах деталей ротора на прочность на основании экспериментальных исследований с дисками различной толщины разработан алгоритм расчета, позволяющий дать качественную и количественную оценку вклада теплопроводности и конвективной составляющей в распределение температуры по радиусу диска, рассчитать граничные условия теплообмена и определить направление теплового потока на каждом из рассчитываемых участков диска.

6. Применительно к двухвальным двигателям и ТРДД экспериментально изучено влияние вращения внутреннего вала на теплообмен в полости диско-барабанной конструкции. Установлены закономерности изменения теплоотдачи в полости наружного вала в. зависимости от направления и скорости вращения внутреннего вала.

7. Впервые изучен теплообмен между вращающимися валами трансмиссий ТРДД с учетом конструктивных особенностей двигателей. Обнаружены "застойные зоны" по длине канала, что позволяет объяснить перегрев внешнего вала в местах соединения вала с компрессором,

а также принять меры к его устранению.

8. Экспериментально изучена теплоотдача диска и просгаЕочных колец в полости ротора ГТД о осевым течением охладителя на переходных режимах работы двигателя.

Полученные в диссертационной работе на основании обобщения опытных данных критериальные уравнения для расчетов теплоотдачи в ■полостях роторов и трансмиссий на стационарных и переходных режимах работы ГТД дают возможность формулировки граничных услсвий теплообмена, необходимых для расчета температурного состояния деталей рс"о-

па и валов трансмиссий двигателей, а также обоснованно осуществлять проектирование систем охлаждения роторов ГТД нового поколения о обеспечением меньших температурных напряжений и, как следствие, повышения ресурса двигателя.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах :

1. Зысина-Моложен Л.М., Салов H.H. Теплообмен и режимы течения ятдкости в замкнутой вращающейся кольцевой полости //Изв. вузов. Хвиационная техника. 1977. N 1. С. 54-59.

2. Сагав H.H. Теплоотдача между цилиндрами в замкнутой кольце-зой вращающейся полости //Казанский авиационный институт. Казань. -L982. 9 с. Деп. в ЦНТК N ДО 3711.

3. Садов H.H. Исследование теплообмена на боковой поверхности (иска в замкнутой вращающейся полости //Севастопольский прибора- ,.-■ :траительный институт. Севастополь. 1982. 6 с. Деп. в УкрНИИНТИ,

I 3208.

4. Сатоз H.H., Горобец Г.В. Исследование теплоотдачи диска в шоогя ротора ГТД с радиально-осевым течением жидкости //Охлаждае-ые газовые турбины двигателей летательных аппаратов. Казань. Госу-арственный технический университет, 1993. С. 21-23.

5. Салов H.H., Александрова Л.В., Бубенцов В.М., Химченко Е.С. сследование режимов течения в радиальном вращающемся канале при рокачке теплоносителя вдоль оси вращения //Рабочие процессы в ох-зждаемых гурбомашинак газотурбинных двигателей. Казань: КМ,

383. С. 104-106.

6. Салов H.H., Бубенцов В.М., Шпаков А.Н. Экспериментальное сследование теплоотдачи диска во вращающейся полости с осевым тече-;км теплоносителя //Охлаждаемые газовые турбины и энергетические гтановки. Казань: КАЙ, 1991. С. 37-40.

7. Сапов H.H., Кухнин A.A. Исследование конвективных течений в

замкнутой вращающейся полости ротора ГТД //Газотурбинные и комбинированные установки: Тезисы доклада на Всесоюзной межвузовской конференции (г. Москва, ноябрь 1991).

8. Кухнин A.A., Садов H.H. Численное моделирование гидродинамики и теплообмена в замкнутой полости ротора ГТД /Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1991. 6 с. Деп. в УкрНЖНГй, N 1099-УК91.

9. Кухнин A.A., Садов H.H. Исследование теплоотдачи цилиндрической поверхности во врашэщейся полости с осевым течением жидкости /Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1991. 11 с. Деп. в УкрНЙИНТИ, N 1415-УК.91.

10. Садов H.H. Теплоотдача цилиндрической поверхности в полостях роторов газотурбинных двигателей //Изв. вузоЕ. Авиационная техника. 1991. N 4, с. 43-48.

11. Салов H.H., Александрова Л.В. Сопоставление интенсивности теплоотдачи в кольцевой вращающейся полости при различных схемах прокачки охлаждающего воздуха //Рабочие процессы в охлаждаемых турбомалшнах газотурбинных двигателей. Казань: КАИ, 1983.

С. 26-28.

12. Салов H.H., Кухнин A.A. Исследование гидродинамики и теплообмена у поверхности дисков роторов ГТД с осевым течением жидкости /Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1991. 12 с. Деп. в УкрКИИНТИ, N 1413-Ук91.

13.-Салов H.H. Исследование теплоотдачи диска в полости ротора с осевым течением теплоносителя //Рабочие процессы в охлаждаемых турбоыашинах и энергетических установках. Казань: КАИ, 1992. С. 27-31.

"14. Садов H.H. Исследование теплоотдачи диска во вращающейся полости с осевым и радиально-осевым течением жидкости //'Изв. вузов. Авиационная техника. 1992. N 1, с. 53-57.

15. Садов H.H., Кухнин A.A. Исследование теплоотдачи цшшндри-еской поверхности ео вращающейся полости при радиальном подводе, хладителя /Севастопольский приборостроительный институт. Севасго-сиь. 1992. И с. Дед. в УкрНШНТИ, N 135-Ук92.

16. Бодунов М.Н., Салон H.H. Исследование теплообменз в слабо ентилируемых кольцевых вращающихся полостях роторов гаэоЕых турбин /Высокотемпературные охлаждаемые газовые турбины двигателей лета-ельных аппаратов. Казань: КАИ, 1977. С. 55-58.

17. Сэлов H.H. Исследование теплоотдачи в кольцевой вращающейся олссти с петлевой прокачкой охлаждающего воздуха //Высокотемпера-урные охлаждаемые газоЕые турбины двигателей летательных аппаратов, .аваль: КАИ, 1983. С. 55-60.

16. Садов H.H. Исследование теплоотдачи в кольцевой вращающейся :олости с радиальной прокачкой охлаждающего воздуха //Тепловое состояние охлаждаемых деталей высокотемпературных ГТД. Казань: КАИ, 984, с. 58-62.

19. Салов H.H., Новых A.B. Влияние расположения и размеров ка-[алов охлаждения на теплоотдачу внутри кольцевой вращающейся полости '/Высокотемпературные охлаждаете газовые турбины двигателей лета-,'ельных .аппаратов. Казань: КАИ, 1985. С. 9-14.

20. Сапов H.H., Новых A.B., Афендульев В.Б., Яковенко H.H. Исследование теплоотдачи в кольцевой вращающейся полости с осевым протоком охлаждающего воздуха //Высокотемпературные охлаждаемые газовые турбины двигателей летательных аппаратов. Казань: КАИ, 1987. С. 27-31

21. Салов H.H. Сопоставление эффективности охлаждения слабо зентилируемой и замкнутой вращающихся полостей /севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1S82. 5 с. Деп. в УкрНШНТИ, '1 2256.

22. Салов H.H. Исследование теплоотдачи диска в междисковых полостях роторов ГТД при осевсм и радиально-осевом течении охладителя

//Газотурбинные и комбинированные установки: Тезисы доклада на всесоюзной межвузовской конференции - М.: 1991, ч. II.

23. Кухнин A.A., Садов H.H. Исследование конвективных течений в замкнутой вралрощейся полости ротора ГТД //Газотурбинные и комбинированные установки: Тезисы доклада на Всесоюзной межвузовской конференции - М.: 1991, ч. II.

24. Салов H.H., Бубенцов В.М., Орлов Э.С. Экспериментальное исследование конвективного теплообмена во вралрощейся цилиндрической полости при различных схемах прокачки охлаждающего воздуха //Газотурбинные и комбинированные,установки: Тезисы доклада на Всесоюзной научной конференции - М.: 1987, с. 92.

25. Салов H.H. Экспериментальное исследование теплообмена в полостях роторов турбомашин //Безопасность эксплуатации судовых энергетических установок: Тезисы доклада - Севастополь: 1990, с. 20.

26. Салов H.H., Новых A.B. Сопоставление теплоотдачи в слабо вентилируемых кольцевых вращающихся полостях при различных схемах прокачки охлаждающего воздуха //Межотраслевая научно-техническая конференция: Тезисы доклада - М.: ЦИАМ. 1986. N 1198.

27. Салов H.H. Исследование теплообмена во вращающейся полости диско-барабанной конструкции с осевым течением охладителя //Изв. вузов. Авиационная техника. 1994. N 3. С. 97-101.

28. Салов H.H., Королев Л.Ф., Калинин С.А., Вишня A.A. Исследование теплоотдачи диска в полости ротора с осеЕым течением охладителя 'при подводе теплоты к диску со стороны периферии //Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1994. В с. Деп. в ГНТВ Украины, N 526-Ук94.

29. Салов H.H., Королев Л.Ф., Калинин С.А., Гоянюк Т.Ю. Исследование теплоотдачи горца ступени диска в полости ротора с осевым течением охладителя //Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1994. 6 с. Деп.. в ГНТБ Украины, N 525-Ук94.

SO. Санов H.H. Зависимость теплоотдачи охлаждаемого диска от распределения температуры на ограничивающих поверхностях в замкнутой полости ротора //Изв.вузов. Авиационная техника. 1996. N 1. С. 93-102.

31. Салов H.H. Исследование теплоотдачи между вращающимися з одном направлении коаксиальными валами //Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1993. 9 с. Деп. в ГНТБ Украины. N 515-Ук93.

32. Салов H.H. Исследование теплоотдачи между вращающимися залами трансмиссий ТРДД //Изв. вузов. Авиационная техника. 1994. N 1. С. 32-89.

23. Салов H.H. Исследование теплоотдачи между противоположно вращающимися коаксиальными валами //Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1993. 9 с. Деп. в ГНТБ Украины. N 981-Ук93.

34. Салов H.H., Еартанян А.Н. Исследование теплоотдачи во р вращающейся кольцевой полости при вращении центрального вала

в том же направлении //Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1993. 6 с. Деп. в ГНТБ Украины. N 507-УкЭЗ.

35. Салов H.H., Королев Л.Ф., Александров М.В. Исследование теплоотдачи во вращающейся кольцевой полости при противоположном вращении центрального вала //Севастопольский приборостроительный институт. Севастополь. 1993. 6 с. Деп. в ГНТБ Украины. N 516-УкЭЗ.

36. Салов H.H. Исследование теплоотдачи во вращающейся кольцевой полости с осевым течением охладителя при Еращении центрального вала //Изв. вузов. Авиационная техника. 1993. N 4.

С. 51-54,

37. Салов H.H., Гуц E.B., Королев Л.Ф., Сушков С.З. Ротор турбомашины диско-барабанной конструкции с осевой прокачкой воздуха - Авторское свидетельство N 1450460, 1986.

38. Салов H.H., Ишаков А.Н. Ротор турбомашины с осевой прокачкой воздуха - Авторское свидетельство N 1662171, 1S89.