автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Разработка закрытой системы охлаждения направляющих лопаток газовой турбины энергетической ГТУ

Ленинградский государственный технический университет

На правах рукописи

АБЗАС Дкамаль Есеф

УДК 621.438.016.4-226.2 '

РАЗРАБОТКА ЗАКРЫТОЙ (ЖТЕШ ОХЛАЖДЕНИЯ НАПРАВЛЯЮЩИХ ЛОПАТОК ГАЗОВОП ТУРБИН* ЭНЕРГЕТИЧЙСКОЙ ГШ

Специальность 05.04.12 - Турбоыашины и турбоуогановки

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ленинград 1Э91

"Я

Работа выполнена на кафедре яурбикостроения Ленинградского государственного технического университета.

Яаучкый руководитель: доктор технических наук, профессор

Л.В.Арсеньев

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

А.М.Топунов

кандидат технических наук В.Ю.Тихоплав Ведушее предприятие: 1Ю "Невский завод" им.В.И.Ленина

Зашита состоится пЖ? 1991 г. в . часов

на заседании специализированного Совета К 063.38.23 при Ленинградском государственном техническом университете по адресу: 195261, Ленинград, ул.Политехническая, 29, Главное здание, ауд.251

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке

ЛПУ.

Автореферат разослан ". .Д " сь^с?1991 г.

, Учений секретарь специализированного Совета, доктор технических наук, профессор

А.С.Ласкин

1 Актуальность .теш. Развитие энергетических газотурбинных установок определяется прег'-е всего ростом начальной температуры газа, ¿'не освоенный уровень температуры газа перед турбиной требует применения 'охлаядсния проточной части турбина. Дальнейшее увеличение темпераауры-газа связано с возможностью повьязения эффективности ох-лЬкдения лопаточного аппарата турбины и прежде всего направлявшего аппарата первой ступени, глубина охлаждения которого - максимальна. Этил определяется актуальность диссертационной раОоты, посвященной разработке системы охлаждения направляющих лопаток оболочкового типа. В качестве охлаждающего агента принят водяной пар, обладающий большим хладоресурсом, чем воздух. Использование водяного пара в качестве охладителя турбины целесообразно в комбикированных установках, что открывает возможность существенного повышения КПД энергетического оборудования электростанции.

Цель .и..задачи, исследования. Целью работы является разработка высокоэффективной закрытой системы охлаждения тапраалякшвй лопатки и элементов статора 1-й ступени ВГТ. Эта цель определяет ряд задач, рассмотренных а данной работа:

- разработка метода расчета показателей термической эффехтив- • носто ПУ при различите системах охлаждения, в том числе с закрытым паровым охлаждением элементов статора и открытым воздудаш охлаждением элементов ротора газовой турбины;

- расчет и анализ показателей термической эффективности ГГУ о различными системами охлаждения высокотемпературной газовой турби-. на и выбор рационального охлаждения ее лопаточного аппарата;

- разработка конструкции охлаждаемой направляющей лопатки с полками с закрытой системой'охлаждения;

- расчетное исследование теплового состояния охлаждаемых лопаток с различными вариантами закрытой системы охлаждения и выбор наиболее целесообразного варианта;

- исследование теплообмена в о хл заданием канале выходкой кромки и методов его интенсификации при закрытой системе охлаждения.

Достоверность, полученных результатов. Исследование и методы ,, расчета характеристик ПУ при различных системах охлаждения и теплового состояния охлаждаемых лопаток вшолнаш на базе кдассичес- -ких уравнений тераогазодшамики и теплопередачи.

Научную, новизну представляет:

- разработка метода расчета характеристик ПУ при различных системах охлаждения теплового состояния охлаждаемых лопаток;

- сравнение характеристик ПУ при различных системах охлаждения;

• - сравнение различной эффективности схем НЛ 1-й ступени.

Практическая ценность работе заключается в той, что на основе разработанных методов теплового состояния НЛ произведен анализ различных систем охлаждения, на базе которого обоснована эффективная система закрытого парового охлаждения НЛ 1-й ступени, которая «омет быть рекомендована для ВГТ, рассчитанных на температуру газа 1723 К.

Публикации. Часть материала диссертации опубликована в одной ■ научной статье.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы (61 наим.), приложения и содержит 150 страниц машинописного текста и 70 рисунков.

Содержание работы

В первой, главе выполнен краткий обзор работ по охлаждению направлявших лопаток (НД) газовых турбин оболочковой конструкции. Были рассмотрены конструкции НЛ и результаты исследований эффективности их охлаждения. На основании выполненного обзора и анализа рассмотренного материала, в этой главе сформированы цели и задачи настоящих исследований.

Вторая глаза посвящена исследованиям характеристик ПУ при различных системах^охлаждения. Рассмотрены особенности методики расчета показателей ПУ с воздушным и паровым охлаждением турбины при открытой и при закрытой схемах течения охладителя. Охлаждение проточной части турбины оказывает существенное влияние на основные показатели ПУ. Это влияние определяется наличием специфических потерь в турбине. При определении основных показателей ПУ с-.ВГТ необходим учет всех специфических потерь, что приводит к необходимости разработки специальной методики. В настоящее время существуют различные методики расчета ПУ с охлаждаемыми турбинами, которые

с той или иной точностью позволяют определить полезную работу и КГЩ установки. Автором на базе уже существующей методики ЛГТУ разработан более унигорсальнъ:;! метод расчета показателей, позволяющий ана • лизировать показатели Г!У при комбинированных системах охлаждения.

В настоящей работе рассматривается перспективная энергетическая ГТ/. 3 качестве базовой; для исследования принята температура 1573 К и достаточно широкий диапазон изменения степени повышения давления = 10—30.

Удельная работа установки для любой системы охлаждения определяется уравнением .

Н*- (ИгоГ С + г9 схл) + 2хаГ9о^9о+

где ~Хттг)?т.охл~ Работа ^Р6^ ^т-ахл " Ш тур-

бины, учитывающий газодинамические потери с учетом охлаждения; Д.Ц - уменьшение работы турбины из-за отвода теплоты от газа в систему охлаждения; Нш - работа охладителя как пара, так и воздуха при его расширении в проточной чести турбины, определяется по формуле:

Н -с Т (\

ОАЛ >охл 'а-шЛ ^ (Ми /¿т-йкл>

' Й-ип и 01гн00ительнь!е расходы топлива в камере сгора-

ния и охладителя после компрессора, отведенного в систему открытого охлаждения; до"хл - относительный расход пара, который идет на охлаждение ступеней турбины в случае закрытого парового охлаздения; Н^С^",^*4-1.)/'^- работа компрессора ГТУ; ^ - КОД компрессора. Относительный расход охладителя определяется по формуле:

Зом^ ^ои/^ш^р-ахдС^м Тт ») ,

где удельная теплота системы охлаждения;

- коэффициент использования хладоресурса охладителя.

Потери работы турбины из-за охлаждения дНг заввдят от количества теплоты {|/|КА к могут быть определены как часть этой теплоты через коэффициент потери работы 7& , т.е. Коэффициент

' находится как функция ш формуле:

-яг,

-т.

При закрытом воздушном охлаждении процесс саагия в компрессоре рассматривается состоящим из двух частей: из части до ввода охлаждавшего воздуха и части после ввода охлаждающего воздуха. Тогда обаая работа компрессора Н = Н, , И,

V«

где

И

ъг

!0ХЛ

^ ,1 у^'2.

2«ха'-"л—- коэффициент потери давления в системе охлаждения. Темпер . тура Т,' в начале процесса сжатия во второй части компрессора (К2 зависит от температуры в конце процесса спагия в первой части коын рессора и температуры воздуха после системы охлаждения Т

у/ , п Т т'- * "шмц Т'=Т

)0ИЛ

г-'олл

V. ' 1 '

«5

I -I

2-вхл

^ш/^мл,'

2«

тогда температура конца процесса сжатия

% "Т.

Переход от воздушного охлаждения к паровому охлаждении уменьшает расход охладителя. Расход пара, который требуется для охлазде Ний проточной части турбины пригашается как » 0,70 В.случае закрытого парового охлаждения работа компрессора определя ' егея со формула

■ Й" ■ н^нд.н^нд,

'де Н^С^ оГ^ _ 5йУЛ)] работа первой части компрессора;

" -с

работа второй части компрессора 1 (воздух);

!п п г Т'

- работа второй части компрессора (пар).

.емпература между частями компрессора определяется также, как при Iакрытсм воздушном охлаждении, кроме температуры в конце процесса жатия, которая находится нак температура смешения двух потоков.

Из-за трудностей реализации закрытого парового охлаждения вравшихся деталей ротора турбины ВГГ, в работе рассматривается паро-юздушюе охлаждение (где статорные части охлаждаются паром, по закрытой схеме, а роторные части охлаждаются воздухом, по открытой :хемд), (рис. I). В атом случае работу компрессора можно найти как

н -- ¡16 -гн+Нсм Н 4 -с тЛх 0 -1Ч] ^ -(I/о

1=. V, 1 Чг ) 1 к-\ Л} к ¿оха'] ¿&\ >

н

н

•де - коэффициент потерь давления в статорных элементах турбины;

¿, О X л

- коэффициент пошиения давления в НЛ первого венца, (ля нахождения работа Н к необходимо определение температуры в со-тветсгвуюзш: точках компрессора, что монет быть сделано по сладу-шим формулам:

' г'

■Г« I о -

К

. рГкУ

г^Л 1

^ км

Ь

Т. ■1

I -Ь-'

2

К 2

"И'г ' 9 ом"?» 'гахл V1 ?МЛ I

Г

1 г

'К-5

Конструктивно схема закрытого охлаждения лопатки НЛ мокет быть выполнена по 2-м вариантам: с параллельным или последовательным прохождением охладителя по охлаждаемым венцам.

В турбине с паровоздушной системой охлаждения, последовательное течение охладителя пара в ступенях дает большую удельную пояез-. ную работу и КПД ИУ, чем параллельное течение охладителя. Это определяет предпочтительное использование последовательного течения охладителя е система охлаждения.

Результаты расчетов основных показателей установки приведены на рис.2. Из приведенных кривых видно, что воздушное охлаждение понижает показатели установки как при открытом, так и при закрытом охлаждении. Особенно сильно КПД и удельная работа установки уменьшаются при открытом воздушном охлаждении. Все варианты парового охлаждения повышают как удельную работу, так и КОД установки. Причем эги показатели оказываются выше даже по сравнению с показателями неох-лаждаемой ИУ.

Третья, глава посвящена исследованию теплового состояния ста-торных элементов 1-й и 2-Й ступеней ВГТ и разработке рациональной системы их охлаждения. Обоснованы геометрические характеристики НЛ 1-й и 2тй ступеней ВГТ как объекта исследования. При начальной сред' немассовой температуре газового потока перед турбиной 1573 К НЛ 1-й ступени расчитывается на температуру 1723 К, а НЛ 2-й ступени -на температуру 1430 К. При зтом допускаемая температура оболочки охлаждаемой лопатки составляет 1120 К.

Для реализации конвективного закрытого охлаждения направлявших лопаток турбины предлагается использовать лопатки оболочковой конструкции, состояшие из несущего стеркня и свободно сидящей на нем оболочки толщиной 1,5 мм. Профильная часть оболочки свободно надета на стержень и приварена к оболочкам полок.

Разработаны три модификации конструкций охлаждаемой НЛ первой ступени турбины: лопатка с продольным (одноходовым) течением охладителя, лопатка с'продольно-возвратным (петлевым) течением охладителя и лопатка с поперечным течением охладителя.

Разработана методика проектировочного расчета закрытой системы охлаждения НЛ оболочковой конструкции, которая базируется на решети 2-х взаимно обусловленных задач: расчета теплового состояния элементов конструкции лопатки, и расчета потерь давления потока охладителя в охлаждающих каналах.

топ

Г - электрический генератор К - компрессор \ п КС - камера сгорания

Ш •• котел-утилизатор

Т - газовая турбина Н - водяной насос

Рис.1. Состав ГТУ простой тепловой схемы Са) и ее условный термодинамический цикл в Т-диаграмме (б) при смешанном (паровоздушном) охлаждении газовой турбины.

Рис.2. Показатели термической эффективности ПУ с различными системами охлаждения газовой турбины с. начальной температурой Т3=1570 К и различных степенях повышения давления в компрессора.

2 - без охлаждения; 2 - открытое воздушное; 3 - закрытое воздушное; 4 - открытое паровое; б - закрытое паровое; 6 - паровоздушное с параллельным охлаждением сопловых аппаратов; 7 - паровоздушное с последовательным охлаждением сопловых аппаратов. . ,

На основании предложенной методики составлена программа проектировочного расчета закрытой системы охлаждения НЛ оболо'чковой конструкции с продольно-зозвратнщ (петлевым)течением охладителя, написанная на алгоритмическом языке высокого уровня (рис.3).

Расчетные исследования теплового состояния оболочковой лопатки 1-й ступени показали, что лопатка с простой продольной одкоходо-вой схемой течения охладителя характеризуется его большим расходом

4 Для лопатки с петлевой схемой течения охладителя было рассмотрено три варианта, которые отличаются друг от друга в распределении каналов прямого и обратного хода, изменении площади, каналов входной и выходной кромки и интенсификации теплоотдачи в каналах (таблица I). Наилучшим вариантом является вариант 3 (рис.4), который характеризуется меньшими потерями давления и мал кг.: расходом пара (увеличение подогрева пара). Кроме того, расположение каналов об ратного хода охладителя на спинке (рис.4) уменьшает перепад давления ыекду газом и охладителем. Напряжения в оболочке лопатки под -действием перепада давлений между газом и охладителем в этом случае оказывается минимальными.

Для озславдекия НЛ 1-й ступени с поперечной схемой течения охладителя рассмотрены два варианта системы охлаждения, которые отличаются направлением течения охладителя в каналах охлаждения (от зхо, ной кромки к выходной кромке первый вариант, и от выходной кромки ко входной кромке - второй вариант). Как показано в таблице I в сл; чае поперечной схемы течения охладителя заметно увеличивается его расход (0^А = 4-5 %), и потери давления (= 0,8 ЫПа). Сравнена ■3-х модификаций конструкций позволило установить, что лопатка с прэ дольно-возвратным течением охладителя является предпочтительной.

Расчет термических напряжений и напряжений от изгиба показал, что зона максимальных суммарных напряжений находится в районе выходной кромки, а уровень напряжений оказывается допустимым. Из оценки прочностных характеристик следует, что при принятом материале для изготовления оболочки (ЭИ 929) коэффициент запаса прочности не ниже 1,5.

Для охлаждения НЛ 2-й ступени принята петлевая схема движения охладителя, при которой потери давления относительно небольшие и равна Ар п 0,32 Ш1а, а относительный расход охладителя 1,8 %.

ввод исходных данных

выбор канало в прямого хода

|р4-.сче'Г расход;. ■Н охладителя

результатов

I.

Рис.3. Блок-схема программы проектировочного теплогидравлического расчета замкнутой системы охлаждения лопатки оболочковой конструкции с продольно-возвратным (петлевым) течением охладителя

Таблица I

Тепловые и гидравлические характеристики исследованных вариантов охлаждаемых сопловых лопаток оболочковой конструкции

Схема течения охладителя Вариант Обозначение Размерность Простая продольная Продольно-возвратная (петлевая) 1оперечная

I П Ш I П

Обпий расход пара на охлаждение лопатки с полками г/с 210 Кб 117 124 282 232

Относительный расход пара на охлаждение лопатки с полками % 3,7 3,0 2,1 2,2 5,0 4,1

Температура пара на выходе из системы охлаждения т Л1Х. К 645 685 805 770 610 630

Подогрев пара в системе охлаждения дт» К 160 200 320 285 125 155

Потери давления пара в системе охлаждения Дрп МПа 0,5 0,7 0,8 0,7 0,8 0,8

Коэффициент использования хладоресур-са охладителя - 0,250 0,315 0,500 0,45Ь 0,196 0.24С

рас чет потерь давления в ЛИМИТ,КПЧПИПУ

— ' „V

расчет потерь давления в

Рис.4. Конструкция сопловой лопатки с продольно-возвратным

(петлесым) течением охладителя (а), гидравлическая сеть ее системы охлаждения (б) и распределение температуры по поверхности ооолочки (6}

а

'///)////// // ////У/7У///7У Л/'/ ГЖ

к

каналы прямого хода

124 г/с 15 ата

13,3 ата

Т,

к иоа

шь 900

40 г/с „

.периферийная полке

игл

.74 г/с

10 г/с

корневая полка

--- " Д"

ггпт

8,0 ата

каналы обратного хода

6 ата

ИЗ

3 —'"1 г— 11

ч >

—Г, X* — ■ / ч ' ¡5

з- '—- --- — - лл - *

\ 1 I 1 1 \ 1 1 I ♦ * * 1 \ 1 1 1 » 4 * 4

.1-1 корневое сечение; 3-3 среднее сечение; 5-5 периферийное в сечение

Ю

Как показали результаты исследования для охлаждения неподвижных лопаточных аппаратов 1-й и 2-й ступеней турбины требуется относительный расход пара в 2,2 %. Яри этом потери давления в системе охлаждения составляют 1,02 МПа, а подогрев пара равен 450°. •

При опредзлении теплового состояния полок лопатки принимался коэффициент теплоотдачи со стороны охладителя, обеспечивающийся струйным выдувом.

В четвертой главе, приводится описание экспериментальных исследований теплоотдачи и гидравлического сопротивления канала охлаждения вкходкой кромки направлявшей лопатки турбины и разработка метода интенсификации теплоотдачи в таком канале.

Модель канала выходной кромки закрытой системы охлаждения лопатки оболочковой конструкции устанавливалась на специальном стенде (рис.5). Длина модельного канала 560 мм, а сечение имеет форму равнобедренного треугольника с острым углом, скругленным у вершины и равным 12°. Стенд включает в себя систему подвода рабочего тела (воздуха) 1 систему электропитания установки и систему измерения гидравлических и тепловых параметров. Система электропитания обеспечивала независимый обогрев 3-х стенок модельного канала: 2-х плоских боковых (стенки А и Б) и угловой цилиндрической (стенка С), что давало возможность определить средние коэффициенты теплоотдачи на этих стенках.

Для интенсификации теплоотдачи на необогреваемой стороне канала располагается продольное ребро с разметенными на нем интенсифицирующими теплоотдачу элементами, в качестве которых использованы: ленточннй-интенсификатор с.лунками; ребристая вставка-завихригель и коллектор со струйным обдувом (рис.6).

Исследования модели канала выходной кромки проведены в диапазоне = 10^+10". Погрешность в определении безразмерных критериев достигает для числа (Ми - 10-15.%, и для числа Ре - 5-7,5 %.

Результаты опытов по исследованию теплоотдачи на стенках модельного канала с ребром-интенсификагором с лунками (см.рис.б б) не дали сколько-нибудь заметного ингенсифицирушего эффекта как на боковой плоской поверхности (сгенни А и В), так и на угловой цилиндрической поверхности (стенка С) модельного канала (рис.7). Отсутствие интенсификации теплоотдачи в данном случае может быть объяснено крайне слабой насыщенностью поверхности ребра-интвнсификатора интенсифицирующими элементами (лунками).

Рис.5. Схема стенда для исследования теплообмена и ,

гидравлики в канаке треугольного сечения А |

- регулирующий вентиль: 3 - реси-боковая тёплообменная пластина (поверхность ,А); 5 - теп-

I - измерительная диафрагма; вер; 4 " * " " ".......

ЛОИЗОЛИрупшап шш^хипи, ^ - лкдвдпо'.^вч^ч» 1 • - ¿чг-ч**-лообменная пластина (поверхность С); 8 - электроизмерительные при' го. ,. '— ......—"" —

8

Ш,

боры;'9 - автотрансформатор

Рис.6. Сечения каналов с ингенси&икаторамл теплоотдачи

а) канал без интенскфика-торов

б) интексифякатор с лунками

в) интенсификатор с ребрами коллектор со струйным обдувом

/т.1. Изменение средних чисел К|и по критерию Я в на угловой цилиндрической поверхности канала треугольного сечения (стенка о;

Ыи

го о

100

Ы)

4й 12

яг п

р

Ь И

3й

г ь я Ри

ГП о. —

к

а канал без интенсив тке-

ц Г? — катор с лунками - О ; интенсификатор с ребрами - □ ; струйный обдув - 0 . а.

э

20

30

41)

от ш 70 га Не-Ш'

вх

/стеганка в модельном канале ребристой вставяи-завихрителя с;.с-.6 в) привела к росту коэффициентов теплоотдачи, против их >1.о»кя в канале без интенсифицирующего элемента, примерно на 35 %

6'окобых стенках и 45 % на угловой стенке (рис.7) Результаты счетов по определению средней теплоотдачи на выделенных стенках мо-хельного канала с указанным интенсификатором теплоотдачи в форме тонкого ребра с отогнутыми в противоположные стороны и под углом 45°

оси канала краями надрезов могут быть обобщены степенными критериальными соотношениями с погрешностью аппроксимации_ не более -10 % для боковых плоских стенок А и Б Ми = 0,0<35 для угловой

цилиндрической стенки с -Ыи = 0,0250йе1,1. Эти соотношения получе-■■■•х для ( Рг = 0,70) в диапазоне изменения критериев = (1,5+7,5)• «10 .

Достижение в данном случае эффекта интенсификации теплоотдачи сопровождается ростом коэффициентов гидравлического сопротивления, по сравнен:с их уровнем б канале без интенсификаторов. При этом величина коэффициентов гидравлического сопротивления находится в среднем на уровне 1,9 и практически но зависит от изменения критериев йе в указанном выше диапазоне.

Применение струйного обдува угловой цилиндрической стенки С модельного канала (см.рис.б г ) позволяет на только значительно повысить коэффициенты теплоотдачи на этой стенке, но и обеспечить дифференцированную раздачу хладагента по периметру сечения канала. На цилиндрической угловой стенке С теплоотдача при использовании струйного обдува возрастает болов чем' в 3 раза в сравнении с ее величиной на этой же стешсе в канале без интенсификации теплоотдачи (см. рис.7).

Полученные уравнения дают возможность рассчитывать коэффициенты теплоотдачи в канала выходной кромки. ■- •.-

Заключение

I. Уточнена методика расчета показателей термической эффективности ПУ при различных системах охлаздения, п то и число комбинированного охлаждения с закрытым таровш, охлавдешкш олененедв статора я открытия воздушным охлаждением' элементов ротора газовой турби-

иы.

2. Выполненные расчеты показателей ПУ при различных системах охлаждения показали возможности улучшения показателей ПУ за»счет применения пара для охлаждения проточной части турбины. Дане комбинированное охлаждение лопаточного аппарата (закрытое парозое статора и открытое воздушное ротора) приводит к значительному повышению как удельной мощности установки, так и ее КЦД;. При этом показатели установки в этом случав оказываются выше не только показателей ПУ с воздушным охлаждением, но даже по сравнению с неохлакдаемой ГТУ,

3. Сравнение параллельного и последовательного способов охлаждения неподвижных лопаточных аппаратов БГТ показывает, что последовательное течение охладителя (пара) б ступенях обеспечивает больаув удельную полезную работу и КГД ГНУ, чем параллельное течение охладителя в системе охлаждения. .

4. Разработаны различные варианты охлаждаемых лопаток НЛ с раз витыми периферийной и корневой полками оболочковой конструкции,для 1-й ступени турбины на температуру газового потока 1723 К. В лопатках применена закрытая система парового охлаждения, обеспечивавшая охлаждение профильной и полочных частей лопатки.

5. выполнены расчеты теплового состояния оболочек как профильной, гак и полочных частей лопаток с различными вариантами систем охлаждения: простым продольным, продольно-возвратным (петлевым) к поперечным течением охлаждавшего пара и оценены потери давления в трактах охлаждения указанных вариантов лопаток, которые показали, что для лопатки с продольно-возвратным (петлевым) течением требуется относительный расход охлаждавшего пара, равный 2,2 %, а потери давления в системе охлаждения составляют 0,7 МПа.

6. Дозированное распределение расходов охлакдаюшего пара п5<' от дельным каналам охлаждения обеспечивает минимальную неравномерность температуры на наружной поверхности оболочки. Применение интенсифи-каторов теплоотдачи в наиболее теплонапряженных каналах охлаждения позволило сушественно сэкономить расход охладителя и снизить потери давления в системе охлаждения.

7. Расчеты термических напряжений и напряжений от изгиба показали, что зона максимальных суммарных напряжений находится в районе выходной кромки. Однако уровень напряжений оказывается допустимом. Из оценки прочностных характеристик следует, что, при принятом ма-

зриале для изготовления оболочки (ЭИ 9<Э), коэффициент запаса прочисти находится на уровне не ниже 1,5.

3. Результаты опытного исследования коэффициентов теплоотдачи : гидравлических сопротивлений показали, что использование в качест-с актексификатора теплоотдачи продольного ребра с отогнутыми в раз-■¿'.9 стороны краями надрезов выявило наличие интенсифицирующего эф-/стста, достигающего уровня 30+40 %. Столь существенная интенсификация теплоотдачи достигается при увеличении коэффициентов гидравли-:с.~когс> сопротивления в 3+4 раза в сравнении с их уровнем в базовом енале без интенсифинагоров.

9. Применение струйного обдува позволяет не только значительно увеличить коэффициенты теплоотдачи на .охлаждаемой вогнутой стенке ■одельного канала, но и осуществить дифференцированную подачу хладагента по периметру канала. При виду в е одного ряда струй на угловую ¡илиндрическую стенку канала коэффициенты теплоотдачи увеличиваются зримерно в 3 раза э сравнении с уровнем теплоотдачи в базовом кана-ш. Полученные уравнения позволяют рассчитывать тепловое состояние зыходной кромки лопатки при закрытом охлездении.