автореферат диссертации по энергетике, 05.14.04, диссертация на тему:Совершенствование систем тепловой защиты роторов промышленных ГТУ, методов их расчетов и исследований

НАЦИОНАЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ НАУК УКРАИНЫ Институт технической теплофизики

На правая рукописи БИЛЕКА Борис Дмитриевич

СОЕЕПШЮТВСВАШЕ СИСТЕМ ТЕПЛОВОЙ ЗАЩИТЫ РОТОРОВ ПРОШМЕННЫХ ПУ, МЕТОДОВ ИХ РАСЧЕТОВ И ИССЛЕДОВАН«!

(05.14.04 - Промышленная теплоэнергетика)

Автореферат диссертации на соискание ученоЯ стопсни доктора технических наук

Киев - 1995

Диссертация является рукописью

Работа выполнена в Институте технической теплофизики , Национальной академии наук Украины

Официальные оппоненты: член-корреспондент HAH Украины НАЦЕЖЫЙ Юрий Михайлович-

доктор технических наук, -

профессор КОЗДОБА Леонид Алексеевич доктор технических наук,

профессор . ' .....СЛИТЕНКО Аркадий Федорович

Ведущая организация - Акционерное общество "Ленинградский металлический завод" (г.Санкт-Патербург)

Защита состоится O-f , 1996? г. в

ßio

час.

на заседании-Специализированного ученого совета Д 50.04.02 по ааедте диссертаций на соискание ученой степени доктора технических наук в Институте технической теплофизики Национальной академии наук Украины по адресу; 252057, г,Киев-57, ул.Неля-бова, 2-а.

G диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ЙПФ HAH Украины. Автореферат разослан " /2. 1995" г.

Ученый секретарь специализированного ученого совета' доктор технических надн

КРИВОШЕЯ S.A.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Успех в дальнейшем развитии газотурбостроения я применении ПЕУ в нарочном хозяйстве связан с решением с дно Я из основных технических проблем - повышением начальных параметров рабочего тела. Рост температуры и термодинамически свя-занн'о1*о с ним давления позволяет преодолеть один из основных недостатков, ПУ - сравнительно низкую экономичность, повысить коэффициент полезного действия, удельную мощность и снизить удельную пассу установок.

Достижение в отечественных ГТУ уровня температур газа, характерного лучшим кировни образцам является важнейшей научной и производственной задачей. Пути решения этой аадлчч - создание жаропрочных материалов я систем теплсв.оЬ защиты основных деталей и узлов газовых турбин. Современное матерчаловедение не в состоянии обеепечить существ; :<хцие теплы роста температур и создать материалы, способные работать без тепловой защиты. Наиболее остро стоит вопрос тепловой защиты роторов, являющихся саюл! теплонапрякенным и ответственным узлом газотурбинной установки. Эта проблема относится к числу важнейших приоритетных задач теплоэнергетики.

Цели исследования« Основным» целями работы являптся:

1. Дальнейпее развитие теоретических положений систем тепловой защиты, роторов газовуя тур&и на. основе экспериментальных и расчетных исследований рабочих процессов о си стеках натурад ПУ.

2. Расширение банка зкспзриментальньх данных по теплсобьян-ным и ридравли"ескии граничным уело пики п эксплуатационных условиях газовых 1урбин.

3. Дальнейшеесовершенствование сястем тепловой защиты типовых роторов ЛУ и разработка новых подходов я созданию систем.

Методы исследования. Цели поставленные в работе, достигнуты благодаря кошмексноцу подходу к рассматривает! проблемам - разработкой и применением расчетных и экспериментальных кзтодоа исследований характеристик систем тепловой защиты и их широким сочетанием. Достоверность и обосновягместь принененкя этих методов определяется: разработкой расчетных изтодов на базе теоретически обоснованных катекатичоекпх моделей с широким использованием аналоговой п цифровой вычислительной техники; пр<кзнением при проведении эксперикгнтальных исследований общепринятых цэтодик избрания и приборов, а такгэ обработки и обобщения опытных данных; ра-

- г -

эработкой экспериментальных методик измерения параметров систем охлаждения на основе обоснованных физических моделей и их опытной и расчетной апробацией.

Научная новизна:

- Развиты положения теории систем тепловой защиты газовых турбин, ~ позволиывде повысить достоверность и точность расчетных исследований и оптимизации систем на математических моделях на основе их усовершенствования и уточнения граничных условий для Гидравлической и тепловой задач.

- Разработан и исследован новый способ охлаждения роторов путем переноса основной зоны охлаждения в периферийную часть.

- Разработаны методы идентификации граничных условий теплообмена для класса "псевдообратных" задач теплопроводности и.на базе .

■ их получены данные о локальной теплоотдаче от газа к рабочей лопатке, а также о теплоотдаче в полостях роторов ГТУ.

- Усовершенствованы методические положения измерения температур в натурных IX , а также расходов охлаждающего воздуха в трактах систем.

Практическая ценность работы;

- На базе обширных экспериментально-расчетных исследований с использованием математических моделей разработаны мероприятия по усовершенствованию систем тепловой защиты типовых роторов ГТУ, результаты разработок внедрены в серийно выпускаемые приводные

. и энергетические ГО (ГТК-16, ГТН-16, ПН-25, ГТГ-6И, ГТЭ-150).

- Предложены принципы проектирования и разработана система охлаждения бездефлекторного ротора малорасходной судовой энергетической установки ГГГ-1600, разработаны пути усовершенствования системы.

- Разработанные методы теплового расчета дисков и ; 1бочих лопаток с продольными охлаждающими каналами были использованы для проведения проектировочных и поверочных расчетов при создании, доводке и исследованиях ряда головных образцов ПУ (рабочих лопаток ПН-25, АГВД и ГТЭ-150, роторов ГТК-16, ГТГ-1600 и ГТЭ-150)

- Результаты диссертационной работы включенные в монографии, посвященные исследованиям теплопередачи в системах воздушного 'охлаждения газовых турбин, методам решения обратных задач тепло-переноса, учебному пособию по газовым турбинам, а также в отраслевые рукоэодящие материалы по методам определения теплового состояния основных узлев газовых турбин.

Автор защищает:

- результаты экспериментально-расчетных исследований систем тепловой защиты натурных ГТУ и полученные на базе их уточнения характеристик течения и граничных условий теглообмена в трактах систем, результаты обобщения температурного состояния роторов;

- новый способ охлаждения дисков роторов высокотемпературных ИУ;

- новые инженерше методы расчета температурчого состояния дисков роторов, а также рабочих лопаток с продольники охляждагацими каналами;

- метод решения "псевдообратных" задач теплопроводности по результатам поверхностного термсметрирования и оценку его погрешно- , стей; ' •

- принципы проектирования и результаты разработки системы охлаждения беаде^ле«торного ротора малорасходной ПУ;

- усовершенствованные методы окспер?ментального определения температур, а также расходов в трактах систем тепловой защиты роторов;

- разработанные рекомендации по усовершенствованно и модершза-ции систем охлаждения, внедренные в серийно выпускаемые установки.

Апробадия работы. Основные результаты работы обсуждались и докладывались на ХХУП, ХХХП, ХХХ71, ХЬ Всесоюзных научно-тегсп!-ческих сессиях по проблемам газовых турбин, 1980 г.Ойтксяаэв), 1985 г.(Николаев), 1989 г.(Москва), 19ЭЗ Всесоюзных

межвузовских конференциях по 'газетуи ксг'.Зхнированным установкам (Мс^ква, МВТУ ям.П.Н.Баукгн«; п 1979, 1983, 1967 г.г.; Всесоюзных' научно-технических конференции-: "Методы п средства машинной диагностики газотурбинных двигатглзй", в 1980 г.(Рыбачье) , 1983 г.(Харьков); Всесооэных семинарах "Обратные задачи теплопроводности" в 1980 г.(Киев), "Обратные задачи и идентификация процессов теплообмена" в 1982 г.(Мосппз); Всесоюзной научно-технической конференции "Теплообмен и моделирование с энергетических установках" в 1979 г. (Тула); Всесоюзной научно-технической конференции "Состояние п перспективы развития средств измерения •температур! контактными и бесконтактным* методами" и 197Э г. (Львов); Всесоюзной научно-технической конференции "Проблемы нелинейной электротехники" з 1984 г.(Кацивелн); Всесоюзной межвузовской конференции по применения вычислительной техники и математических методов в научных исследованиях в 1980 г.(Алма-Дта);

Всесоюзном семинаре "Специализированные процессы параллельного действия для решения краевых, задач" в 1981 г.(В»га); 1У Международном симпозиуме "Системы - моделирование - контроль" в 1979 г.(ПНР, Закопане); Междуна-одном Симпозиуме "Системный анализ и моделирование" d 1900 г.(ГДР, Берлин); Международной конференции "Моделирование систем 83" в 1983 г.(ЧССР, Прага); Международных конференциях "Основы моделирования и моделирующая техника" 1989 г.(ГДР, Росток) и 1992 г.(Ш\ Берлин); Республиканских научно-технических конференциях "Повышение эффективности и надежности турбинных установок тепловых электростанций" в 1983 г. (Киев), "Совершенствование теории и техники тепловой защиты энергетических устройств" в 1987 г.(Киев), "Математическое моделирование процессов и конструкций энергетических и транспортных ПУ в системах их автоматического проектирования" в 1988 г." (Готвальд) :

Публикации. По материалам работы опубликовано 42 печатных работы, частично результаты ее изложены в монографии Доводящие указания "Рс-четные и экспериментальные методы определения теплового состояния основных узлов газовых турбин с воздушным охлаждением" т.т. Q я III; получено 8 авторских свидетельств. Часть результатов -, изложенных в диссертации входит в комплекс исследований ЯТИ НАЛ Украины "Теоретические основы я практические методы создания эффективных систем тепловой защиты высокотемпературных двигателей и внедрение их в энергетическом и транспортном машиностроении" удостоенной Государственной премии УССР за 1986 год.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения и выводов. Основная часть ее содержит 312 стр. машинописного текста, 153 рисунков, список литератур! из 276 наименований.

Краткое содержание работы. Во введении анализируются системы тепловой защиты роторов газотурбинных установок стационарного назначения, обосновывается выбор путей их совершенствования и ставятся задачи настоящего исследования.

Анализ развития конструкций промышленных ПУ и систем тепловой защиты роторов показывает, что усилия в разработке высокотемпературных ПУ нового поколения должны быть направлены на поиски новых способов охлаждения дисков ибо традиционные - радиальный или струйный обдув боковых поверхностей, продувка зоны хвостового соединения практически достигли своего предела и не обеспечи-

вают достаточной эффективности охлаждения периферийной части дисков, а особенно комлево« и полочной части лспаток. Вместе с тем для промышленных ГТУ с преимущественно умеренной температурой газа традиционные способы охлаждения роторов не утратили своего значения, а их совершенствование - своей актуальности.

Решение этих задач существенно повышает требования к досто-вер<ости и точности расчетов систем и экспериментального определения основных параметров их. Для этого необходимо усовершенствование и разработка новых расчетных и экспериментальных методов исследований, которые являются ваяными и неотъемлемыми частям комплекса работ по созданию и совершенствованию систем тепловой защиты.

Большой вклад в разработку методов решения тепловых задач, а также задач потокораспределения (гидравлических задач) при создании систем тепловой защиты высокотемпературных турбин и двигателей внесли ученые бывкего Советского Союза, и в частности Украины. Среди этих работ следует особо отметить работы Швеца И.Т., Дыбана Е.П., Коздобы Л.А., Селезнева К.П., Тырышкина В.Г., Сафонова Л.П., Мацавитого Ю.М., Ильченко О.Т., Переверзова Д.А., Киселева И.Г., Капинсса В.Ц., Слитенко А.5., Клименко В.Н., Локая В.И., Копелева С.З., Костика А.Г., Иваненко М.М., Золотогсрсса М.С.

Дальнейшее развитие и ссвергенстрепркие метоп,оз ро~:::ля тепловых задач, связано с использованием численных грзализуе-ют на персональных компьютерах ноэоп г'-толоняг, кигащих высокое быстродействие и большую память. Персг.2 5 ттпным представляется при-иенение для этих целей экономичной кскечиз-разностиой схемы, реализующей локально-оцномзршй метод рзеи;;*" параболичзских дифференциальных уравнений. Однако она была разработана только для двумерных задач.

Хотя в настоящее время аналоговые мс-тоды значительно потеснены численны!®, применение их для решения слс~нтх тепловых задач не высокой кратности (т.е. не многоваргтзнтных) не потеряло своей актуальности. Весьма интересным представляется использование свойств обратимости олэктрической модели, поскольку позволяет существенно снизить трудоемкость решения за счзт снижения числа рассматриваемых вариантов при оптимизации систем с выбираемым контуром охлаждения, в частности рабочих лепатогг с продольными охлаждающими каналами.

Однако расчетный путь решения рассматриваемой проблемы, свя-

- б -

ванный с совершенствованием методов теплового и гидравлического расчета, как правило, не дает окончательного решения задачи. Это связано с тем, что в создаваемых и существующих системах практически всегда есть типовые лементы конструкций систем, гидравлические и тепловые характерист ки которых либо слабо, либо вообще, но изучены. Эти характеристики формидоют систему граничных условий, определяющих достоверность и точность решения тепловой и гидравлической задач в целом. Кроме того различные режимные и технологические отклонения в конструкциях и работе систем,и самих ГТУ, плохо поддающиеся расчету (например, зазоры в уплотни-тельных элементах и лабиринтовых уплотнениях в горячем состоянии и т.п.), приводят к тому, что почти всегда расчетные и действительные параметры систем имеют ощутимые отклонения.

Исследования на модельных установках позволяют изучить лишь отдельные вопросы, не связанные с другими сложными'явлениями, происходящими в натурных ПУ. Поэтому определение действительных параметров созданных систем, исследование особенностей работы, доводка и модернизация их могут практически осуществляться лишь опытным путем на натурных установках. Полученные опытные данные используются далее в расчетных исследованиях на математических моделях систем с целью определения особенностей теплопередачи в них, граничных условий теплообмена и характеристик течения. Наиболее рациональным путем достижения этих целей является применение методов обратных задач теплопроводности и гидравлики, т.е. задач идентификации граничных условий.

Что касается экспериментальных методов используемых для исследования и доводки систем, то в числе наименее изученных вопросов можно назвать методические особенности использования изме.-рителей максимальных температур кристаллических (КМТК) для измерения температур газа и металла, а также особенности измерения расходов воздуха во вращающихся системах.

Первая глава посвящена разработке метода решения тепловой задачи для определения трехмерных температурных полей в охлаждаемое дисках составных роторов.

Математическая постановка задачи предполагает рассмотрение параболического дифференциального уравнения в частных производных в цилиндрической системе координат

■ а / эг\ (I)

Локально-одномерный метод построен на применении экономичной схемы, в которой решение уравнения по этапам осуществляется введением дробных шагов, на каждом из которых аппроксимация и даже устойчивость, строго говоря не соблюдается, а достигается только на переходе с дробного на целый шаг. На этих шагах применяются схемы, приводящие к одномерным алгебраическим задачам для разностного уравнения, которые можно'решать, используя существующие уравнения прогонки. Локально-одномерная схема равномерно устойчива, сходима и дает ту лее точность, что и многомерные неявные разностные схемы. ' '

В соответствии с требованиями метода необходимо обеспечить последовательное решение следующих уравнений

1 ат а (,ат\ ърср!*=Тг\к1;)

' ат

±Д—= а(Г -Г)

■ дг 4 ол. п'

I

• ' З^рйг ~ р-Ър 1 дт

-г)

г а<р - ^ аа п'

1 ЯГ 1 д ( , &Г\

± — ~ а(Т -Т) дг 4 аа а'

Аппроксимация уравнений.(2,4,6) выполняется конечно-разностным методом по неявной схеме с использованием четырехточечного шаблона для основных уравнений (при от с:.*, коэффициент теплопроводности заменен полусуммой величин его в смежных узлах сотки).

Шаг сетки по радиальной координате до расчетного радиуса, где задача рассматривается как двумерная, равномерный» выше увеличивается по зависимости

(2)

<3)

(4)

(5)

(6) (7)

А=<?~1-Г1

(8)

где У - число строк до расчетного радиуса, I. - текущая строка,

И - шаг на участке выше расчетного радиуса. С учетом этого уразнг ше (6) после аппроксимации может быть

псевставленс.ляп .выполнения, ¡1 ¡зогшки_в вцде

г^а + ЩсГ-'Н? / + 1

гДа+ !)(</" "'Л)

+

г,а(а + 1)(ат ~'Л)2 Лг

' <

г

(9)

^(в + осв™-^)2 Подбор величины Л "зависимости (8) осуществляется "путем решения уравнения

т ,т

2/Ь(гр-г0) + 1 = 22ат-' + ат (10)

В случае рассмотрения двумерной осесимметричной задачи'теплопроводности вводятся упрощения, предполагающие, что термическое сопротивление трехмерного участка хвостового соединения учтено путем введения коэффициента эквивалентной теплопроводности, учитывающего теплопередачу через зазоры в хвостовом соединении и под полкой как при продувке охлаждающего воздуха через них, так и при отсутствии ее. Разработана модификация метода позволяющая рассматривать задачу в упрощенной постановке только для периферийной части диска.

Разработанная программа расчета, позволяет задавать в процессе решения законы изменения температур газа и воздуха (с учетом-его подогрева), а также коэффициентов теплоотдачи по сторонам нагрева и охлаждения.

Апробация предложенной методики была проведена на примерах расчета температурных полей в дисках трех роторов установок -ГТЭ-150, ТВД и ТНД ГТН-16. Для роторов'ГТЭ-150 и ТВД ГТН-16 решалась трехмерная задача, для ТНД ГТН-16 - двумерная. Результаты расчетов сравнивались с данными, полученными при экспериментах на этих установках. Отклонение расчетных и опытных температур для дисков установки ГТЭ-150 не превышает 1,5 % для ГТН-16 -2,5 %, что свидетельствует о возможности применения разработанной методики в инженерной практике.

Непрерывный рост температуры газа в проточной части турбины

существенно ухудшает тепловое состояние наиболее нагруженных корневых сечений рабочих чопаток, их полок, комля и собственно диска при существующем традиционном способе охлаждения дисков продувкой воздуха через монтажные зазоры хвостового соединения. Преодолеть этот недостаток можно путем переноса участка основного теплосьема в зону периферийней части комлей и палок лопаток,. обтекаемая газом поверхность которых составляет примерно 2/3. всей теплопередающей площади от газа к диску.

В качестве обьекта расчетных исследований были выбраны роторы двух ГТУ существенно различных .по фактору масштабности. Первый - диск ротора, мощной стационарной энергетической, установки ГТЭ-150, второй - диск ротора малорасходной судовой, установки ГТГ-1600. Расчетные варианты (всего было рассмотрено 15) предусматривали рассмотрение как исходного с охлаждением только продувкой хвостового соединения, так и. вариантов с переносом охлаждения только на поверхности комля и полок лопаток с различной интенсивностью его и зонами воздействия, а также их комбинации. Величина расхода в-каждом варианте оставалась постоянной.

Анализ результатов (на pic. I) показывает, что наиболее перспективным является вар1ант с разделением меякомлевой полости на две зоны и организацией' основного охлаждения в периферийной части полости. Такой подход к организации охлаждения в сравнении с исходным позволяет снизить максимальные температуры полют и комля лопатки в среднем сечении в относительных температурах на . 0,114 и на 0,167 или в абсолютных на 96 и 76 град, соответственно. Результаты расчета этого вартанта имеют важное практическое значение, поскольку показывают пути оптимизации системы охлаждения. Отметим, что во всех рассмотренных вариантах температуры диска в зоне гребней и расчетного радиуса практически остаются на одном уровне.

Анализ влияния интенсивности съема теплоты в рассматриваемой зоне с учетом подогрева воздуха показывает, что увеличение интенсивности целесообразно лишь до определенного уровня, в ча- . стности, для рассматриваемого случая до 2000 Br/i? ^С. (Rte. 2). Аналогичные результаты получены для диска ротора малорасходной ГТУ, "где количественно положительный эффект проявляется еще сильнее (рис. 2).

Предложено несколько решений, реализующих эту идею и использующих применяемые в газотурбостроении элементы теплоотводящих и уплотняющих конструкций. Это - оребрение типа лабиринтовых угшот-

нений о различными типами ребер, а также струйное охлаждение поверхностей полок и комля лопаток (рис. 3). Оригинальность этих конструкций подтверждена авторскими свидетельствами. Показано, что при выборе параметров оребрения или форм его существуют оптимальные решения, обеспечивающие минимальные расходы охлаждающего воздуха при заданной теплоотдаче (рис. 3). При выборе параметров конструкции струйного охлаждения следует выдерживать известные соотношения между диаметром отверстий и их расстоянием до теплоотводящей поверхности А /У =2...4, Рае?*, / ■

«0,015-0,025.

Бр второй главе рассматриваются вопросы,связанные с разработкой и совершенствованием систем тепловой защиты малорасходных . ПУ (МГГУ). Эта проблема является, одной из наименее исследованных. ЫГГУ присущ ряд особенностей, усложняющих решение этой проблемы. В них в сравнении с полноразмерными ПУ вследствие меньшего изменения толщин при большем изменении диаметров дисков соотношение площадей подвода и отвода теплоты находится на более высоком уровне (1,->...2,0 и 0,6...0,9, соответственно) при меньших относительных термических сопротивлениях (Био но сторонам подвода и отвода теплоты для ЫГГУ 4-9 и 12-20 для полноразмерных). В то же время при близких величинах относительных расходов на охлаждение их абсолютные величины в МГГУ заметно ниже. .

При создании охлаждемых роторов ЫИУ возможны два конструктивных решения - ротора с дефлекторными дисками и без них. Анализ показывает, что при одной величине расхода охлаждающего воз-' духа интенсивность отвода теплоты в конструкциях с дефлекторными дисками ниже на 30-50 % (невысокие относительные скорости, высокая закрутка). Возможны освобождения дефлекторных дисков от по- • садки и как следствие опасные изменения в работе системы.

При условии запирания охлаждающим 'воздухом ме. дисковых полостей в бездефлекторных конструкциях интенсивность теплоегьема на боковых поверхностях дисков примерно в 1,5 раза выше. Однако этот результат достигается иеной более высоких расходов на охлаждение - 8 1,5-2 раза. Вместе с тем теплонапряженность дефлекторных и покрывных дисков заметно возрастает с ростом температуры. Поэтому для составных дисковых роторов МГГУ с неохлаждаемыми лопатками в диапазоне начальных температур газа 850-1000 °С целесообразно применение бездефлекторных конструкций. При более высоких температурах газа, вюгда вводится охлаждение рабочих лопаток, для его организации необходима установка дефлекторных дисков.

Особенности работы и теплопередачи в системах охлаждения составных дисковых роторов ЦПУ с дефлекторными и покрывными дисками были изучены на примере экспериментально-расчетных исследований ротора судовой энергетической ПУ ГТГ-6И. Опытным путем была установлена величина расхода воздуха, обеспечивающая отсутствие подсосов газа в систему охлаждения, а последующими тепловыми и гидравлическими расчетами подтверждена правильность вы- , бора.

На рис. 4 представлены некоторые результаты исследований системы охлаждения ротора ГТГ-6И,.в исходном состоянии и после проведенной модернизации системы. Внедрение разработанных рекомендаций, направленных на повышение начального давления на входе в систем за счет срезки части усиков лабиринтового уплотнения, а также снижения гидравлического сопротивления трактов системы за счет увеличения площади входных каналов позволило существенно повысить- расход схландающего воздуха (почти в 9 раз) и снизить максимальную температуру диска на 200 град., доведя ее до расчетных уровней. Проведенные исследования позволили получить зависимости относительных температур основного, дефлектор-ного и покрывного дисков от относительного расхода воздуха на охлаждение. Эти зависимости позволяют определить величину расхода для обеспечения необходимой глубины охлаждения и показиваат, что для подобных конструкций расход охлаждающего воздуха п диапазоне 0,25...1,1 % на диск обеспечит уровень относительных до-, пустикнх температур в пределах 0,4...О,7. Увеличение расхода для достижения больших глубин' охлаждения имеет определенный предел -1,0-1,2 %, поскольку дальнейшее увеличение его практически не отражается на уровне температур основного диска.

По результатам решения ОЗТ были определены величины коэффициентов теплоотдачи под дефлекторшм и покрывным диском, а также в центральной части диска с входной стороны,где с высокой обратной закруткей подводится воздух. Показано, что в первом случав расчет коэффициентов теплоотдачи можно вести по закон омерюс-тям теплообмена в условиях естественной конвекции для замкнутых и слабовентилируемых полостей при воздействий поля центробежных сил через эквивалентный коэффициент теплопроводности. Для второго случая предложена зависимость

Отметим, что в процессе модернизации ротора была предложена и внедрена более совершенная конструкция посадки и закрепления дефлекторного диска, устраняющая его освобождение при эксплуатации, а также обеспечивающая непрерывный подвод охлаждающего воздуха по всей окружности под дефлекторным диском, устраняя струйное растекание его.

Большое внимание было уделено разработке подхода к проектированию систем охлаждения бездефлекторных роторов. Были рассмотрены различные подходы, базирующиеся на разных критериях выбора величины расхода охлаждающего воздуха-, в том числе на отсутствии колебаний температуры среды в придисковой полости и нулевого пе^ репада давлений на уплотнении (работы Кобаягси.Фадке, Абе, Кесс-лера). С нашей точки зрения эти подходы физически недостаточно надежно обоснованы. Предложен подход, основанный на приоритете гидравлических характеристик. При этом на осевых уплотнениях с проточной частью задаются определенные положительные перепады давлений, а мин 1умы расходов вдоль боковых поверхностей дисков выбираются равными величине насосных эффектов. Основной съем теплоты происходит с боковых поверхностей дисков.

На основе этого подхода разработана система охлаждения ротора малорасходной судовой энергетической ГТУ ГТГ-1600. Проведены исследования гидравлических и тепловых характеристик ее (рис. 5 ). Оптимальным для формирования трактов таких систем является расположение во внутреннем контуре дросселирующих элементов, изменяющих давление в соответствии с изменением давления в проточной части, а в наружном регулирующих элементов, на которых срабатываются небольшие перепады давлений, определяющие распределение расходов по системе. При этом существенно уменьшаются утечки че-< рез нерегулируемые и плохо учитываемые элементы конструкции.

В главе также представлены результаты исследования влияния на гидравлические и тепловые характеристики различных факторов, в частности, режимных и технологических отклонений параметров систем и работы установки. Надежная работа системы обеспечивается при расходе воздуха на охлаждение 4-х ступенчатого ротора порядка 3,8 Ж. При этом при начальной температуре газа 950 максимальная температура дисков не превышает 400 ''С (0,2-0,3).. Исследовано тепловое состояние ротора на переменных режимах работы установки. Показано, что температуры р характерных точках ротора изменяются линейно от нагрузки (рис. 5 ). Недостатком системы охлаждения, свойственным всем одновальным энергетическим ГТУ, яв-

ляется слабовыраженная зависимость расхода охлаждающего воздуха от нагрузки, что снижает экономичность установки при работе на переменных режимах. Предложена конструкция устройства, позволяющая улучшить эту характеристику на переменных режимах через влияние на расход давления и коэффициента гидравлического сопротивления перед входными каналами. На статических моделях-иммитато-рах получены зависимости для расчета гидравлического сопротивления входных каналов от относительного зазора и относительного расстояния уступа от каналов при отборе воздуха-из гладкой кольцевой полости, а также при наличии уступа в ней, ре1ализущих таков устройство.-

| = 1+0,(»с3-0* (12)

£ = схр(Л/ехр(5) - Лехр(сГ) +65)

(13)

д = дМ Ъ = Ш С&А =/(£,£) К = \Ут,АУ^ых ' В третьей главе изложены основные результаты эксперименталь^ ных и расчетных исследований на математических моделях систем тепловой защиты барабанно-дисковых и составных дисковых роторов головных образцов промышленных ПУ приводного и энергетического назначения.

В системе охлаждения барабанно-дискового ротора ТВД установки для привода нагнетателя магистрального газопровода ГТК-16 ПО ■ШЗ действительный расход воздуха в исходном состояния оказался ниже его расчетного (проектного) значения. Вариантные расчетные исследования показали, что основными пртнаю различий являются неправильная оценка величины начального давления охлаждающего воздуха во входной камере, а также гидравлического сопротивления наклонных перепускных каналов. В результате этого наблюдались • подсосы газа в систем, а температуры ротора превышали расчетные.

Более низков начальное давлениэ воздуха во входной камере в сравнении с заданным в расчете связано с неучтенным отрицательным влиянием насосного эффзпта, развиваемого открытым болтовым соединением,вращающимся в этой камере. Было показано также, что для перепускных наклонных каналов, расположенных во вращающейся бочкообразной полости при центростремительном подводе воздуха в нее (аналогичная схема в системе охлаждения ротора ГТГ-6И),действительное сопротивление выпе расчетного в 5-6 раз. Это объясняется высокой обратной закруткой потока на входе в перепускные каналы и может быть учтено расчетом.

Мероприятия по модернизации системы охлаждения были направлены на повышение давления во входной камере и снижение гидравлического сопротивления тракта системы. Первое было достигнуто путем улучшения организации течения во входной камере за счет установки гладкой перегородки отделившей камеру от вращающегося болтового соединения, а также выбором оптимальной величины осевого зазора между диффузором и торцом ротора компрессора. Второе - за счет оптимизации выбора соотношения площадей в трактах системы, в частности, входных и перепускных наклонных каналов путем увеличения их почти в 2 раза. Благодаря .этим мероприятиям был повышен расход воздуха на охлаждение ротора (примерно на 10 %), а температуры снижены до расчетных значений. При расходе охлаждающего воздуха около I % система обеспечивает уровень максимальных температур ротора не выше 335-360 (0,1-0,25) при начальной температуре газа 650 °С (рис. 6).

Результаты исследований ротора ТВД ГТК-16 в значительной степени способствовали переходу к конструкции составных дисковых роторов, которг. была осуществлена в установке 1ТН-16 на более высокую температуру газа - 950 Ч).

При проведении экспериментального исследования приводной установки ПН-16 впервые в таком большом обьеме и с такой полнотой получены данпые о гидравлических и тепловых характеристиках систем охлаждения роторов ТВД и ТЦД (рис. 7,8,9). Достоверность и надежность определения расходов на охлаждение ротора подтверждается повторением опытов с использованием датчиков термоанемо-метрического типа, тарированных как по расходу, так и по скорости. Последние позволили определить также профиль скоростей во входных каналах системы. Измерения расходов дублировались иэме-д рением давлений по тракту системы, что позволило определять расход расчетным путем, помимо того расход контролирс алея статическими продувками системы охлаждения ротора.

В процессе проведения опытов производилось несколько переборок ротора, благодаря чещу была проверена стабильность расходных характеристик системы охлаждения ротора. Показано, что в таких конструкциях различия расходных характеристик вследствие технологических и производственных отклонений находятся в пределах Ю-15 %.

Опытная величина расхода на охлаждение ротора оказалась почти вдвое выше расчетной. Одной из основных причин отклонений явились различия почти в 2 раза действительных и проектных вели-

чин зазоров между уплотняющими пластинами и лопатками, промвставками и дисками (рис. 8). В то же время до 80 % охлаждающего воздуха выходит через эти уплотнения. Следует отметить, что эти величины расходов являются характерными для таких конструкций и существующего уровня производственной технологии. Определенного сокращения расхода охлаждающего воздуха можно достигнуть, оптимизируя соотношение площадей входных каналов и выходных в дроссельной диске, сокращая площадь первых на 20 %, а вторых на 50 %. Рекомендуемое изменение площадей позволяет сократить расход охлаждающего воздуха на ротор на 20 %, сохранив положительную величину перепадов давлений между внутренними полостями ротора и проточной частью и не превышая допустимого уровня температур по ротору за исключением дроссельного диска (ptc. 7,8). Наиболее рациональным решением по последнему являлась замена материала его на более жаропрочный.

■ Тепловое состояние ротора (рис.-7) при температуре газа на входе 953 °С характеризуется уровнем максимальных температур дисков не выше 410 °С (0,23), а дроссельного диска 500 °С (0,46) при расходе на охлаждение 1,5 %.

В конструкцию ротора ТНД ГТН-16 были заложены новые репенил, в частности - установка дефлекторного диска с входной стороны диска I стулени. Исследованы гидравлические и тепловые характеристики системы охлаждения ротора. При расходе воздуха на охлаждение порядка 0,6 % система обеспечивает максимальную тегшэратуру по гребню диска 315 ^ (0,365), снижая температуру диска на 165 град, относите. ,ьно температуры газа (рис. 9). На роторе П1Д было исследовано влияние холодильника, включенного в систему охлаждения и'получены температурные характерютики такой системы.

Результаты разработок, исследований и доводки систем охлаждения роторов ПК-Iô и ГШ-16 явились базой для создания перспективной установки ГТН-25 мощностью 25 мВт с начальной температурой газа 1050 в которой практически были внедрены.все выработанные рекомендации. При этом для изготовления дисков роторов. ■-• сохранены стали перлитного класса. Проведенные.эксперт-ментальные исследования в цело» подтвердили эффективность системы охлаждения роторов ГТН-25. Вместе с тем показано, что система охлаждения рабочих лопаток нуждается в серьезных изменениях, направленных на улучшение охлаждения зоны входной кромки.

Исследования системы охлаждения мощной, энергетической установки ГТЗ-150 АО ЛМЗ мощностью 150 МВт проводились в условиях

опытно-промышленной эксплуатации на электростанции. Опыты проводились как с использованием термоэлектрических датчиков и токосъемников, так и с применением ИИТН. Тепловое состояние ротора, полученное этими двумя ьет '^ами, представлено на рис. 10. Там же нанесены результаты измере: 1Я расходов и давлений воздуха по основным ветвям системы охлаждения на исследованных режимах. В исходном состоянии расход воздуха на охлаждение ротора, включая расходы, подаваемые в ыеждисковые полости через сопловые аппараты составил 9,3 %. Сокращение расхода в система охлаждения достигнуто за счет оптимизации потокораспределения и выбора температур сред в системе путем опытного подбора расходов в междис-йовые полости и внутрь ротора. Выбранный режим работы системы обеспечил уровень температур дисков 360-390 при умеренном расходе воздуха около 7,5 %, что дает возможность изготовления ротора из сталей перлитного класса. Разработаны мероприятия по повышению надежности работы системы в том число охлаждения дисков I и П ступеней путем раздельного подвода воздуха в зону лабиринтовых упло'хлений и во внутреннюю полость сопловой лопатки П ступени. Определенным недостатком системы является сравнительно малый запас перепада давлений для обеспечения необходимого расхода на Ьхлажгение рабочих лопаток I ступени и особенно группы каналов зоны входной кромки и сильная зависимость этой характеристики от давления, а также и от состояния лабиринтовых уплотнений (рис. II). Для повышения надежности работы системы ох--лаждения необходимо ввести систему штатного контроля за параметрами среды во входной камере, а также в зоне лабиринтовых уплотнений.

Для улучшения вибрационных показателей и сохранения характе«-ристик жестковти ротора, зависящих от теплонапряженного состояния ротора на режимах пуска, необходимо' увеличить „азорь для пропуска воздуха между центральной стяжкой и дисками в зоне I и П ступеней. Это позволит выровнять скорость прогрева стяжки и дисков на режиме пуска установки.

Большое внимание в работе уделено исследованию характеристик течения в типовых элементах систем охлаждения. В условиях работы натурных ПУ были исследованы гидравлические сопротивления двух типов входных каналов - при отборе воздуха на охлаждение из промежуточных ступеней компрессора и при отборе из камер лабиринто- . вых уплотнений. Для каналов первого типа, осложненных диффузст-ным характером течения в компрессорной ступени и, представляющих

собой комбинацию щелевых и радиальных цилиндрических каналов ( ¿/(1, =5...7), соединенных кольцевым коллектором, с выходом во вращающуюся внутреннюю полость, получены эмпирические зависимости для расчета коэффициентов гидравлического сопротивления

£=1-03К + 0,47К2 (14)

? = 1-0,45К + 0,7К2 (16)

где . ? = К = АУ

*вр 'н' вх кан

Зависимости (рис. 12) получены в диапазоне чисел Вгйнсльд-са (1...7)'104 для щелей и (2...4,5)'10^ для отверстий, по числу Россби 0,15...0,26 и 0,23...0,46, соответственно, по числу К-для цилиндрических каналов 0,8... 1,8 и для щелевых 1,8...3,4. Вращение увеличивает сопротивление рассматриваемых щелевых каналов в 5,5...7,5, а цилиндрических в 1,5...2,3 раза.

• Для прямых .коротких каналов ( £/с1г »4) параллельных оси вращения при'входе из камеры лабиринтовых уплотнений и выходе во вращающуюся диффузорную полость (рис. 9) получена эмпирическая зависимость для расчета коэффициентов гидравлического сопротивления в условиях вращения

¡Г= 1+0,4*+ 0.075К2 (16)

Эти результаты получены при числах Рейнольдса приперто в 3 раза больших чем в лабораторных условиях при изменении К от 1,2 до 4,8.

На основании экспериментальных и последующих расчетных исследований гидравлических характеристик трактов ТВД и ТВД ГТН-16, а также ГТЭ-150 показано, что в условиях течения характерное конструкциям составных дисковых роторов с хиртовыми соединениями для вращающихся междисковых полостей величина закрутки потока на периферии их равна или весьма близка к I. Аналогичным путем удалось показать, что для перепускных каналов,' расположенных во вращающейся бочкообразной полости, при центростремительном подводе воздуха в нее' (роторы установок ТВД ГТК-16 и ГТГ-6И) действительное сопротивление выше расчетного в 5-6 раз, что объясняется высокой обратной закруткой потока и должно быть учтено расчетом.

Достаточно важной представляется проблема обобщения теплового состояния роторов, полученная в многочисленных опытных и расчетных исследованиях. Разработка обобщающих зависимостей, свя-

зывающих интегральные характеристики теплообмена, определяемых в свою очередь гидравлическими характеристиками, с характерной температурой диена позволяет снизить обьем вариантных расчетов на стадии проектирования, а также осуществлять диагностирование теплового состояния и сравнение различных систем. В основу модели обобщения положена зависимость относительной температуры диска в зоне расчетного радиуса от величины относительного термического сопротивления диска, определяемого как отношение чисел Бпо по стороне отвода и подвода теплоты

" Ал Л

агэкв~ эквивалентный приведенный коэффициент теплоотдачи от газа к лопаткам и полкам их; "взад" - суммарный эквивалентный коэффициент теплоотдачи к омываемым воздухом поверхностям диска; / -длина хвостовой части лопатки, включая полку; -Я - расчетный радиус диска; Д^ , - коэффициенты теплопроводности лопатки и диска. Идея приведения коэффициентов теплоотдачи от газа и воздуха состоит в ом, что все тепловые потоки (подводимые и отводимые) условно приводятся к боковым поверхностям диска; Процедурой приведения учитывается также различие в толщинах дисков. Таким образом эквивалентные приведенные коэффициенты теплоотдачи от газа -

апш> =«Усл -^ф + С-Л)]^ от воздуха к комлю

а =а <7

комэкв ком лл2

гр

от воздуха к зоне монтажных зазоров

а =а мзэи МЗ 2лЯ гр

а суммарный эквивалентный поведенный коэффициент теплоотдачи к воздуху

авжв ~ °бокпр+ "боклев + "комэкв + амзэи

где - радиус гребней дисков; А - высота хвостовой ча<-"и лопатки; ширина диска в ободной зоне; г - число лопаток; и -

омываемый периметр в зоне замкового соединения ;а^окправ, «боклев ~ коэффициенты теплоотдачи на правой и левой боковых поверхностях диска.

Было рассмотрено 10 типов роторов газовых турбин, существенно отличающихся размерами, геометрией, материалами, параметрами сред, а также топами и назначением ГТУ. Результаты обобщения представлены на рис. 13.. Полученная кривая удовлетворительно списывает представленные результаты и может быть аппроксимирована зависимостью следующего вида

е = 0,045 + 0,955 е'25® (17)

р'1*

Не меньший интерес представляет обобщение теплового состояния роторов на переменных режимах. В работе показано, что зависимости температур роторов от основных режимных параметров (температура газа, степени сжатия, мощности, оборотов и т.п.) носят линбйный характер, но изменение относительных температур для установок различного назначения отличается характером. В 2-х вольных приводных ПУ с качественно-количественным регулированием мощности относительные температуры роторов сохраняют свои значения при изменении нагрузки. В одноэальнык энергетических ПУ с качественным регулированием со снижением нагрузки относительные температуры, линейно возрастают, изменяясь в среднем на 7-15 % в диапазоне от холостого хода до номинальной нагрузки. Такая картина изменения относительных температур объясняется характером изменения относительных' чисел Био я относительного температурного напора дТ ={ТГ -Тв )/Тг в рассказываемых приводных и энергетических установках.

Несмотря на то, что лопатки с продольиьтя охлаждающими каналами используются в газовых турбинах достаточно давно их-дальнейшее применение имеет определенную перспективу. Это относится и к рабочим лопаткам первых ступеней турбин с ударенной температурой газа и особенно к лопаткам второй и третьей ступеней высокотемпературных турбиЯ. Егдсте с тем подходы к оптимизации систем ох-лазщения таких лопаток, область их применения не разработаю» достаточно четко.

Разработанный метод проектировочного расчета систем охлаждения таких лопаток базируется на предложенном приближенном аналитическом методе определения среднеинтегральной температуры лопатки и комбинированном использовании аналоговой вычислительной машины в режиме решения обратных и прямых задач теплопроводности.

Приближенный аналитический метод определения среднеинтегральной температуры построен на известном принципе стабильности теплового потока Вейника, в соответствии с которым при определенном вы-■ боре размеров эквивалентного тела и условий теплоотдачи средне-интегральные температуры этого тела (в данном случае полого цилиндра) и рассматриваемого (лопатки) будут адекватны. Основные зависимости имеют следующий вид: относительная среднеинтеграль-ная б .сечении лопатки температура

1 + (К-1) Bi«Bi (18)

v W" Í+Biв^лпк+т

\ГТ ' D

гдг К ° v лоп с -—— геометрический параметр; г D

0ХЛ.К. ВН.Ц.

a D

В1 г- вн вн - число Био по газовой стороне; ви . 21

an'D

^н13 ¿Я— - число Био по воздушной стороне;

- относительное число Био; средцеповеркностная в сечении температура и глубину охлаждения

в (Ig) 3 tT-tB i+тв1и-]пк+в1

• •_ '• i-в Bi= Т

BiH | +ev (20)

Апробация метода проведена на примере расчетов 4-х типов лопаток. Сравнение проводилось с расчетами на математических моделях и показало, что отклонения среднеинтегральных в сечении и на поверхности температур лопатки и эквивалентного цилиндра не выходит за пределы 1,5 и 3 %, соответственно.

Графическая интерпретация, полученных зависимостей, представлена яа рис. 14 в виде семейств относительных температур при;различных числах Био в функции от геометрического параметра К. Для семейств температур ;0 больше 0,5 существуют оптимальные значения К, обеспечивающие минимальные Био по воздушной стороне, т.е. • и'минимальные коэффициенты теплоотдачи и расходы охлаждающего

воздуха. Получено графическое решение уравнения, определяющего оптимальную величину геометрического фактора.

ПЬлученную зависимость относительного числа Био можно использовать для определения предельных' возможностей рассматриваешь систем по критерии среднеинтегральной в сечении или по поверхности температуры лопатки. Задаваясь уровнем реально осуществимых коэффициентов теплоотдачи в каналах, теплоотдачи от газа, а также диапазоном изменения отношений площади каналов к площади лопатки можно показать, что лопатки с продольными охлаждающими каналами могут обеспечить в стационарных ГТУ уровни предельных относительных температур 0,55-0,6 при умеренных расходах воздуха (1,0...1,5 %), а для авиационных ГТД - 0,4-0,45 (при расходах на охлаждение порядка 1,5-2,0 %), Предложенный метод расчета позволяет выдерживать заданные тепловые характеристики для формирования необходимых температурных полей в лопатке. В нем эффективно используется свойство обратимости электромоделей при решении прямой и обратной задачи,: что позволяет рационально Построить расчет и оптимизировать систему за счет выбора площади охлаждения при минимизации параметра глубины охлаждения, а также решать задачу в комбинированной постановке, определяя требуемые граничные условия на" отдельных участках при заданных на остальных.

Предложена и' апробирована расчетная схема, базирующаяся на результатах решения СЗТ, позволяющая определять подогрев, коэффициенты теплоотдачи и расходы аналитически без итераций из условия сохранения тепловых потоков; уравнения неразрывности и критериальной зависимости теплообмена в канале. Подо1"рев определяется из решения трансцендентного уравнения, получаемого из названных выше соотношений.

Предложенная методика была апробирована расчетами систем охлаждения на двумерной модели рабочей лопатки АПД и на трехмер- -ной модели лопатки ГГО-25 (рис. 1В). На последней проверялись условия оптимизации системы по выбору площади охлаждающих 'каналов. Результаты расчетов дают оптимальное значение геометрического фактора равное 2,46, теоретическое ге значение его 2,58. Представленный вариант является оптимальным применительно к-системам с центральным расположением охлаждающих каналов по осевой линии профиля и позволяет сократить расход на 10 % в сравнении с исходным. Дальнейшая оптимизация системы связана с обеспечением большей равномерности распределения температур по профя.рт и снижением расхода охлаждающего воздуха, что может быть достигнуто путем

смещения каналов с осевой линии к спинке. Результаты расчетов представлены на рис. 15 (смещение на 25 и 50 % от исходного расстояния). Снижение расхода при этом составляет 20 %% неравномерность снижается на 60 град. Такой вариант однако сложнее в технологическом плане и должен быть принят в соответствии с технологическими возможностями изготовителя.

Апробация предложенного метода проводилась таете путем сравнения с результатами расчетов интегральным методом с использованием функций Грина и ЫКЭ (рис Г5). Наиболее близкими оказываются результаты расчетов по ЫКЭ и АВМ (отклонение 1,5-2 %). Учитывая меньщую трудоемкость и Возможность решения нестационарных задач в том числе нелинейных, применение ЫКЭ представляется целесообразным для рассматриваемого класса задач особенно при проведении поверочных.расчетов.

' В пятой главе рассматриваются вопросы совершенствования методов исследования граничных условий теплообмена в системах тепловой защиты натурных ГТУ, результаты их практического применения.

Предложен и разработан метод решения ОЗТ для класса т.н. "псевдообратных"-задач, базирующийся на данных поверхностного терыометрирования, для стационарных и нестационарных задач.с использованием метода проб л ошибок применительно к АШ и ЭВМ. Возможности измерения температур на поверхности деталей связаны с появление« и использованием технологии пленочных, прокатанных, а также установленных в канавках термоэлектрических датчиков, примененных при проведении настоящей работы.

При решении стационарной ОЗТ распределение температур внутри области автоматически реализуется на сетке аналоговой вычислительной машины, а 'При решении нестационарной задачи такая процедура осуществляется на сетке электрической или комбинированной модели , с использованием неявной схемы по. методу Либмано. Прецло- . жена и, апробирсвзна методика определения граничных сопротивлений на'модели путем подбора их за-один итерационный шаг с помощью комбинированного использования в модели граничных условий I и Ш (или П) рода с их последовательной локальной заменой.

Решение ОЗТ осуществлялось также численным методом на ЭВМ. Задача решалась методом подбора и представляет собой сочетание двух задач. При решении первой части задачи (прямой) определялись температурные поля в сечении лопатки при известных граничных условиях I рода на поверхности лопатки. При решении второй части

задачи (обратной) по результатам решения прямой определялись тепловые потоки и далее по известным температурам среды и поверхности вычислялись коэффициенты теплоотдачи, таким образом для блоков граничащих со средой_ ЛГа к

а —

/=1 (21)

а Я (Г -Т)

ау с п>

гт в с а

При этсм для внутренних блоков уравнения теплового "баланса имеют

вид от к '

. СаРа^а^-^а-1\-1(ГГТа)+ааА(Тс-Та) (22) /=1

где Та - температура блока а ; ¿в - коэффициент теплоемкости;

Ра- плотность; 2СГ - площадь блока; . - коэффициент теплопроводности;^^ - ^а-1 ~ межблочный коэффициент;.А-иирина границы блоков¿, . - расстояние между блоками; аа -коэффициент теплоотдачи (отгш&енный к наружной поверхности блока);

Иа - длина границы блока с внешней средой; Т - температура внешней среды; к - количество соседних блоков. Для решения дифференциальных уравнений применялся метод рунге-Кутта. Производные температур по времени определялись численно по кривым изменения температур. Апробация этих двух методов была осуществлена на примере решения двумерной нестационарной ОЗТ для неохлаждаемой рабочей лопатки судовой энергетической ПУ ГТГ-6Й на режиме сброса нагрузки. Сравнение этих двух методов свидетельствует об удовлетво-. рительном совпадении их.(уровень отклонений на большей части профиля 1-5 %).

Более подробный обьем информации получен при термометрирова-нии рабочей лопатки ПШ-16. Эксперименты велись на режимах сброса, наброса и аварийного останова установки. Исследованные режимы отличаются сравнительно слабым изменением числа Рзйнольдса (креме режима аварийного останова) (6,5-8,7)'10^ однако существенным изменением условий обтекания и прежде всего углов атаки (-7° до -15° и при аварийном - 45°). При положительный углах атаки при набро-се нагрузки возникают условия, способствующие отрыву потока на спинке сразу за входной кромкой. При отрицательных углах атаки при сбросе нагрузки на спинке образуется, значительная область кон-фузорного течения с благоприятными условиями существования ламинарного пограничного слоя,- а на корытце сразу за входной кромкой возникает область положительных градиентов давления, где возможен

либо отрыв потока, либо переход течения из ламинарного в турбулентный. Об этом свидетельствуют и полученные в результате решения СЗТ эгаоры распределения локальных коэффициентов теплоотдачи по обводу профиля.

Локальные распределения коэффициентов теплоотдачи интегрировались по обводу профиля для определения средней теплоотдачи на различных режимах работы. Сравнение полученных результатов с известной зависимостью для расчета средней теплоотдачи КАИ показывает, что при сбросе и набросе нагрузки решение ОЗТ дает более низкие (на 20-25 %), а на режиме аварийного останова более высокие величины (на 20 %).

В работе рассмотрен важный вопрос о погрешности решения ОЗТ. Общая погрешность решения такой задачи определяется погрешностью получения исходных данных и погрешностью метода.решения. Погрешность определения температур газа и металла в рассматриваемых -случаях составляет ±3,0 2 и ±2,5 %. Дня определения погрешностей второго рода на модели рабочей лопатки было проведено специальное расчетное исследование. По результатам решения прямой задачи для характерных поверхностных участков профиля лопатки задавались отклонения температур от расчетных, соответствующие возможному диапазону вероятных ошибок измерения температур металла и газа. Эти температуры закладывались в решение ОЗТ в качестве исходных. 1Ъзультатй исследований позволили оценить влияние ошибок в задании температур газа и металла, коэффициентов теплопроводности, а также влияние начального температурного состояния и закона изменения температур газа на общую погрешность решения ОЗТ.

, Показано, что конечный результат для рассматриваемой задачи с учетом полученных оценок можно получить с погрешностью порядка ^20-30 %. Повышение точности должно быть связано прежде всего с повышением точности измерения температур газа и металла. Перспективна дифференциальная схема их измерения, т.е. их разности.

Температура газа в каналах рабочих лопаток входит в систецу граничных условий при расчетах: температурного состояния лопаток и ротора. В главе рассмотрены результаты исследований распределения температур газа в канале рабочих лопаток установки ,ПШ*25 цс* лучетще.с помощью ИМТК. Подтверждено существование эффекта т.н. "сепарации" газа в межлопаточных каналах, связанное с разделением массы газа в тангенциальном и радиальном направлениях по температуре. "Вследствие этого разность температур газа между корытцем и сгданкрй достигала 160-213 градусов. Анализ результатов помазывает,

чтс существует связь между степенью тангенциальной неравномерности температур газа в межлопаточном канале и степенью радиальной неравномерности на входе в канал. В "первом приближении эти степени могут быть приняты одинаковыми.'Это подтверждается также результатами опытов на авиационных двигателях. Средние отклонен!,я этих величин находятся на уровне 4-14 %, а максимальные 20-40 %, таким образом ея*аех

е гтахвлкр. *гвхл&1 - _ гтахкЛ ~ 'гттгЛ

Л/ / х, /

гчхвх.кр ' ГЮСКрЛ

где Лтаиппскр. ~ максимальная температура газа по высоте перед рабочей лопаткой, . 'ппскрЛ - темпера туш. газа перед рабочей лопаткой в рассматриваемом сечении/гсрлхлср-средняя температура газа по высоте перед рабочей лопаткой; 'гтахкЛ » 'гт!пк* ~ максимальная и минимальная температура в межлопаточнем канале,

'ппскр! - темперагура газа перед лопаткой в рассматриваемом радиальном сечении. Опыты показали, что температура газа на корытце всегда выше, чем на спинке прч этом степень тангенциальной неравнемершети может достигать от 9-12 до 17-20 %. Максимальные значения ее могут иметь место как в периферийных, так и в коревых сечениях. Максимальная температура газа на входной кромке наблюдается лишь,в среднем или близком к нему сечениях в остальных сечениях максимум температур зафиксирован со стороны корытца.

Учитывая опыты на статических пакетах, можно предположить, что среди явлений, определяющих эффект неизотермической "сепарации" газа в каналах рабочих лопаток, влияние вторичных течений, связанных с перетеканием между спинкой и корытцем оказывает, если не решающее, то весьма большое влияние, усиливающееся в концевых зонах лопаток. Вращение усиливает этот эффект, однако не является единственной причиной, вызывающей его.

В шестой главе рассмотрены результаты исследований, посвященные усовершенствованию экспериментальных методов определения параметров систем. №ГО (измерители максимальных- температур кристаллические) находят все более возрастающее применение в теплоэнергетике. Они широко применялись также при проведении настоящей работы. Однако методическая сторона их использования практически разработана слабо. Расчетным путем исследовано влияние погрешностей измерения температур металла пр» различных поверхностных способах установки датчиков от различных факторюв, т, в частности, от толщин прослоек цемента, кварцевой бумаги, аоздуха. Сп-

ределены оптимальные величины последних, обеспечивающие измерение температур с погрешностью - порядка -1,5-2,0 %.

Исследованы факторы, определяющие погрешности измерения температур газа в проточной части турбины с помощью датчиков, установленных на кварцевой трубке малого диаметра, заделанной в деталь, такие как теплопроводность материала трубки, его размеры,. внешняя теплоотдача, закон изменения температуры газа по высоте пристенного слоя. Показано, что в рассматриваемом случае зона измерений температур газа с погрешностью не выше £ 1,0 % начинается с расстояния от заделки цилиндра в лопатку порядка 1,7...1,8 ш. Дальнейшее повышение точности измерений связано с необходимостью учета обьемного характера обтекания цилиндра потоком и вызванных этим перетоков теплоты в окружном и продольном направлениях цилиндра из-за различия коэффициентов теплоотдачи и восстановления по периметру и торцу цилиндра. Учитывая эти факторы можно обоснованно выбрать соотношение размеров измерительного цилиндра и расположение датчиков на нем. В качестве тестовой решена трехмерная ОЗТ по восстановлению действительной температуры потока газа, обтекающего цилиндр. Результаты решенья показывают, что учет этих факторов позволяет повысить точность измерения примерно на 1р %, что существенно для достигнутого уровня температур газа в современных ПУ. Показано, что при этом высота измерительного цилиндра должна отвечать условию 1,5, а датчики должны располагаться по высоте между 'сечениями ¿/с! = I от за-, дел«я, до Ив =0 ,5 от наружного торца, а на торце - вблизи его кормовой' части. На основании результатов исследований предложена конструкция более совершенного измерителя температур газа.

" В Главе также рассмотрены вопросы, связанные с уточнением методики измерения расхода воздуха в трактах систем охлаждения роторов с помощью терюанемометрнческих датчиков. Для повышения точности измерений предложены поправки, учитывающие увеличение интенсивности теплообмена в каналах систем охлаждения за счет вращения. Действительная величина расхода при измерениях в каналах, па-раллельныХ^оси1 "вращения? определяется пз выражения

С? «С д взм

1 _ О/ШСг0-25^

(23)

А для каналов, перпендикулярных оси вращения,

С =в

Я ЮМ

1--■ '

, ОД од

1+?-103

■те)-' -и

Для подтверждения достоверности измерения Величин расходов охлаждающего воздуха в каналах с помощью датчиков, тарированных по расходу, была проведена серия специальных опытов с измерением профиля скоростей в каналах* Эти опыты подтвердили достоввр-юсть измерений расходов.

ВЫВОДЫ

'I. На базе км/ллексных экспериментально-расчетных исследова-шй систем тепловой защиты натуршх ГТУ развиты положения теории . :истем тепловой защиты роторов газовых турбин, позволившие повы-зтть достоверность и точность исследований систем на математичэ-¡ких моделях на основе уточнения .граничных условий для гидра вли-геской и тепловой задач и-разработки методов теплового расчета 1 том числе:

• получения зависимостей для расчета коэффициентов гидравлического сопротивления входных каналов в сястеш охлаждения роторов при отборе охлаждающего воздуха из промежуточных ступеней компрессора, а также из камер лабиринтовых уплотнений, уточнения величин закрутки потока на периферий в междисковых полостях роторов, а также коэффициентов гидравлического сопротивления внутренних перепускных каналов;

определения на основе решений ОЗТ величин коэффициентов теплоотдачи на боковых поверхностях дисков в роторах малорасходных ПУ, локальных коэффициентов теплоотдачи от газа к рабочей, лопатке на режимах сброса и наброса нагрузок, а также уточнения средней теплоотдачи к лопатке на этих режимах; разработки инженерных методов реиения тепловых задач при расчете систем охлаждения рабочих лопаток с продольными каналами и дисков роторов, базирующихся на приближенном аналитическом методе определения средней в сечении температуры лопатки и комбинированном использования АШ в режиме решения прямой и обратной задач теплопроводности, а для дисков на использовании экономичной локально-одномерной схеш численного решения нестационарных трехмерных уравнений теплопроводности.

2. На основании широкомасштабных экспериментальных и последу-;ях расчетных исследований усовершенствованы систем,-, тепловой за-

щиты типовых роторов промышленных га, результаты разработок внедрены в ряде головных образцов установок приводного и энергетического назначения в том числе в ПК-16, ПН-16, ГТН-25, ГТЭ-150.

Разработан новый способ охлаждения дисков роторов за счет переноса основной зоны охлаждения в комлевую и полочную часть лопаток и предложены пути конструктивной реализации его.

4. Разработана методика проектировочного расчета систем охлаждения роторов маясрасходных ГТУ для конструкций' без дефлектор-ных и покрывных дисков, а также с их использованием* На базе их усовершенствована система охлаждения ротора ГТГ-6И и разработана система охлаждения беадефлекторного ротора установки ГТГ-1600, определены пути улучшения характеристик ее.

5. Разработана методика идентификации граничных условий в натурных ГТУ для "псевдообратных" задач теплопроводности для АШ иЗШ и проведена оценка погрешностей решения таких задач. -

6. Получена обобщающая зависимость, связывающая характерные температуры дисков различных ГТУ . с интегральными характеристиками теплоотдачи на их поверхностях. Установлены закономерности изменения температур роторов на переменных режимах работы ПУ различного назначения.

7. Усовершенствованы методические положения измерения температур газа и металла с поМощью ГСШ, а также расходов воздуха в трактах систем тепловой защиты роторов с помощью термоанемометри-цеских датчиков в условиях вращения.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ ДОССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАННЫЕ В РАБОТАХ:

I. В>счетные и экспериментальные иэтоцы определения теплового состояния основных узлов газовых турбине воздушнымиехлаждением. - Т.З. Методы.экспериментального определения тепловых и гидравлических характеристик систем воздушного охлаждения газовых /турбин.- (Под. ред. Е.П.Дибана, Ы.Ы.Иващенко)- Л. :ЦКТИ-И1ТЙ АН УССР,' Г^к.указания, вып.29, (параграфы 2,3 в главе I« приложения 1,П, параграф I главы I совместно с Ы.Ы.Иващенко).- 1977., -190 с.

2t Дыбан Е.П., Бияека Б.Д., Клименко В.Н., Чепаскина С.Н. Построение математической модели на базе, использования АШ в задачах проектирования систем охлаждения.- В сб."Энергетическое машиностроение", вып.38, X, 1984,- С.79-85. 3. Дыбан Б.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Чепаскина С.Ы. Применение моделирования для разработки систем воьдушного охлаждения и идентификации граничных условий,- В сб. Труды международного

симпозиума "Анализ и моделирование'систем" - Берлин, ГДР, 1980.

t. Дыбан Е.П.,-Билека Б.Д., Клименко Ö.H., Чепаскина С.М. Оптимизация систем охлаждения и эксплуатационная надежность ГТУ; - В сб. Научные основы и методы повышения надежности и долговечности газотурбинных двигателей,- К.:Наук.думка, 1979,-С.176-183.■

>. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Чепаскина С.М. Особенности математического моделирования систем охлаждения при их проектировании и оптимизации.- В сб. 1У Международный симпозиум: "Системы,моделирование,контроль", Польша, Закопане, 1978.- С.15-20.

i. Дыбан Е.П.,'Билека Б.Д., Клименко В.Н., Чепаскина С.М. Особенности разработки систем охлаждения газовых турбин.- В кн. "Гибридные вычислительные машины и комплексы" (Материалы республиканского семинара), Одесса, 1976,- С.146-147.

'. Швец И.Т., Дыбан Е.П.,-Билека Б.Д., Клименко В.Н., Чепаскина С.М. Некоторые вопросы проектирования и расчета систем воздушного охлаждения лопаточных аппаратов высокотемпературных газовых турбин.'- В сб."Энергетическое машиностроение", вып. 19, X., 1975,- С.16-22. '

. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н. Некоторые вопросы оптимизации температурных полей и термических напряжений в охлаждаемых лопаточных аппаратах, газовых турбин.- В сб."Энергетическое машиностроение", вып.18, X., 1974,- С.З-б.

. Дыбан Е.П., Билека,Б;Д., Кабков В.Я. Применение локально-одномерного метода решения уравнения теплопроводности для определения теплового состояния охлаждаемых дисковых роторов.-Промышленная теплотехника. 1991, т.13,' М, с.3-9.

. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Чепаскина С.М., Вчвлин Э.П., Ошеров Ю.С. Особенности проектирования, гидравлический расчет и основные характеристики системы воздушного охлаждения ротора малорасходной энергетической ГТУ,- В сб."Вопросы судостроения", серия "Судовые энергетические установи", вып.13» Л., 1989.-С.75-56.

Дыбан Е.П., Билека'Б.Д., Ошеров D.C., Вчвлин Э.П. Особенности проектирования и работы систем охлаждения роторов малорасходных газовых турбин.- В сб."Энергетическое маптностро&ние", , вып.43, X., 1987.- C.7I-76. '

12. Сахаров A.C., Козак, А.Л., Чорный С.М., Гондлях A.B., Билека Б.Д., Чепаскина С.Ы. Использование метода конечных элементов для расчета теплового и термонапрякенного состояния лопатки газовой турбины с продольными охлаждающими каналами.-В сб."Энергетическое машиностроение", вып.42, X., 1986.'-

С.45-51.

13. Сахаров A.C., Нозак А.Л., Чорный С.М., Билека Б.Д., Чепаскина C.Ii- Применение метода конечных элементов для решения задач теплопроводности в охлаждаемых лопатках газовых турбин.-Промышленная теплотехника, т.7, №6, 1985,- С.20-24.

Т4. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Мельникова В.А. Особенности проектировочного теплового расчета систем охлаждения лопаток НУ с продольными каналами.- Энергомашиностроение, К-9, 1979.-С.5-7.

15. Дыбан Б.П., Билека Б.Д. Предельные возможности охлаждения рабочих лопаток с продувкой воздуха через продольные каналы.

- Лопатки 'газотурбинных установок. НИЙШФОРТЯШЖ, Реферативная информация, вып.3-75-15, К., 1975,- С.9-12.

16. Дыбан Е.П., Билека Б.Д. Определение средней температуры лопатки с продольными охлаждающими каналами.- Энергомашиностро ение, »I, 1974.- С.15-16.

17. Билека Б.Д., Лсбэа Л.И. О задании закона изменения коэффициентов теплоотдачи при расчетах нестационарных температурных полей в роторах ПУ.- В сб."Вопросы технической теплофизики" вып.2, К., 1969.-0.55^58.

. 18. Билека Б.Д. Некоторые особенности определения начальной температуры охлаждающего воздуха при расчетах теплоотдачи в дисковых "роторах ПУ.- В сб."Вопросы технической теплофизики", вып.2, К;, 1969.'-С.58-60.

19. Дыбан Е.П.,, Билека Б.Д. Теплообмен в зоне радиального зазора турбинной ступени ПУ.- Сб."Теплофизика и теплотехника", аып.18, К.,- 1979.-С.39-43.

20. Бйлека Б.Д. Некоторые особенности решения обратных задач теп ,лопроводности для рабочих лопаток натурной газовой турбины..

- Теплообмен в энергетических установках. К.:Наук.думка, 1978.- С.104-109. -

21. Билека! Б.Д. Влияние погрешностей в определении исходных данных на общую погрешность решения двумерной обратной задачи теплопроводности для не охлаждаемых лопаток ПУ.- Теплофизика и теплотехника, вып.36, 1979.- С.93-100.

2. Билека Б.Д., Иващенко H.U., Клименко В.Н., Курош В.Д., Фельд-штейн Я.М. Исследование теплообмена на поверхности рабочих лопаток ТВД ГТК-16 с использованном решений обратных задач теплопроводности.- Теплоэнергетика, 1980, И.- C.3I-35.

3. Билека Б.Д., Клименко В.П., Чепаскина С.М. Использование АШ в решениях обратных задач теплопроводности для идентификации граничных условий на поверхностях деталей ПУ по результатам их тердометрирования.- Промышленная теплотехника, №4, 1982. - С.53-59.

:4. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Чепаскина С.М. Моделирование с помощью аналоговых средств решений обратных задач теплопроводности для идентификации граничных условий на поверхностях деталей двигателей.- Международный симпозиум "Моделирование систем 83", Прага, 1983, С.664.

5. Дыбан Е.П..Билека Б.Д..Клименко В.Н., Карпин Е.Б., Пируева Л.В. &[фективность системы воздушного охлаждения турбины высокого давления головного образца установки ПУ-Э-ТбО.1- Теплоэнергетика, Jf5, 1969.- С.74-77.

6. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Ыотузенко А.Н. Температурное состояние ротора ТВД головного образца ПУ-9-750 КТЗ,- Энергомашиностроение, »8, 1969.-С.18-22.

7. Дыбан Е.П., Карпин Е.Б., Клименко В.П., Билека Ё.Д. Экспериментальное исследование температурного состояния статора турбины высокого давления ПУ-9-750,- Энергетическое машиностроение, вып.9, X., 1970.- С.18-28.

.8. Дыбан Е.П., Клименко В.Н.., Ошеров D.C., Билека Б.Д., йчвлин Э.П. Экспериментальное исследование системы охлаждения ротора .малорасходной газовой турбины,- Энергомашиностроение, №2, 1973.- C.I0-II.

9. Дыбан Е.П., Клименко В.Н., Сшеров Ю.С,, Билека Б.Д., ТЪввин Э.П. Исследование теплового состояния деталей статора и рабочих лопаток малорасходной судовой газовой турбинй.- Энергомашиностроение, £8, 1973.- С.12-16.. •

0. Втвлин Э.П., Ошеров D.C., Дыбан Е.П., Билека Б.Д. Результаты экспериментально-расчетных работ по исследованию теплового состояния роторов турбин.- В сб."Вопросы судостроения", серия "Судовые энергетические установки", вып.7, 1975.-С.123-129.

31. Дыбан Е.П., Клименко В.Н., Билека Б.Д., Чепаскина С.М., Ку-рош В.Д., Насыбуллина A.A. Васчетно-экспер! ментальное исследование системы охлаждения ТЕД газотурбинной установки

ПК-16.- Промышленная теплотехника. Т.2, *б, 1980.- С.64-70.

32. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Проскуряков В.Г., Курош В.Д. .Насыбуллина A.A. Из опыта создания и etработки систем воздушного охлаждения роторов турбин высокого и низкого давления ПН-16 ТМЗ. В сб.Трудов ХХХП Всесоюзной научно-технической сессии по проблемам газовых турбин. Николаев, J985.- С.29-30. • _

33. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Курош В.Д., Насыбуллина A.A. Исследование характеристик системы охлаждения ротора турбины низкого давления установки ПН-16 ПО ТМЗ. -Промышленная теплотехника. Т.8, И, 1986."- С. 15-19.

34."Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Курош В.Д., Насыбуллина A.A. Экспериментальное исследование системы охлаждения ротора турбины высокого давления газотурбинной установки ПН-16 ПО 1МЗ.- Теплоэнергетика, »3, 1986.- С.56-59.

35. Билека Б.Д., Дяченко А.М., Сриничев Й.С. Тепловое состояние колеса турбовентилятора.- Промышленная теплотехника. Т.Ю, JF2; 1988.- С149-55.

36. Дыбан Е.П., Билека В.Д., Мельникова В.А. Гидравлическое сопротивление входных каналов системы охлаждения ротора.- Промышленная теплотехника. Т.И, 1989.'- С.3-7.

37. Дыбан Е.П., Билека БД., Чепаскина С.М. Особенности расчета и проектирование систем воздушного охлаждения ротора и статс ра малорасходной энергетической ПУ. Промышленная теплотехника, 1993, т.15, И, с.82-90.

38. Дибан Е.П., Билбка Б.Д., Кабков В.Я., Темиров А.М., Лебедев A.C., Салрматников A.A. Некоторые результаты экспериментальных исследований системы охлаждения ротора турбины в условиях опытно-промышленной эксплуатации установки ГТЭ-150. В сб. докладов XL научно-технической сессии по проблемам газовых турбин. Ьгёинск, АО FKEM, 1993, с.85-86.

39. Баранов Г.Л., Белостоцкая В.А.; Билека Б.Д. Комплексный анализ применения газотурбинных уотановок в электроэнергетических системах. Промышленность. Серия Энергосбережение. Обзор информ. УкрНИЭДТИ. Вып.2 - К., 1989, - 50 с.

:0. Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Курош В.Д., Насыбуллина A.A., Мельникова В.А., Зырянов Ю.П., Хорсова Н.Г. Исследование систем в'оздушного охлаждения составных дпсковых роторов газотурбинных установок ПО Т!йЗ. В сб.докладов П Республиканской конференции "Совершенствование теории и техники тепловой защиты энергетических устройств". Житомир, 1990, с.17-18.

II. Дыбан Е.П;, Билека Б.Д., Клименко В.П., Чепаскина С.М. Моделирование с помощью аналоговых'средств решения обратных задач теплопроводности. В сб.Трудов международной конференции "Моделирование систем 83", Прага,_1983, с.24-25.

12., Dyban Е. F. jBileka В. D. .Kabkov Y. Ya. Th9 local ora-dinwnsional method Гог solution of parabolic equations in thermal -conductivity process noddling and boundary-condition identification probiens. SAM3,Gordon and Breach Science Publishers S.A. ,1994, Vol. 14, pp. 211-218.

Авторские свидетельства

1. A.C. 1036095, СССР, 4.F0ID 5/08. Устройство для регулирования расхода охлаждающего воздуха газовой турбгны/Еилека Б.Д., Дыбан Е.П.

2. А.С.1348675, СССР, 4 piL 19/00. Устройство для измерения статического давления преимущественно в каналах газотурбинных установок/Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н.

3. А.С.1453983, СССР, 4F0ID 5/08. Рабочее колесо турбииы/Дн-бан Е.П., Билека Б.Д., Кабков В.Я.

4. A.C.I549I68, СССР, 4р 01 D 5/18. Лопатка газовой турбины/ Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н., Кабков В.Я., Бодров U.C., Ковалев А.Н.

5. A.C.I5034I3, СССР, ApQl D 5/08. Рабочее колесо турбены/ Дыбан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н.

6. А.С.1625082, СССР, 4F0I£> 5/18. Лопатка газовой турбины/ Дыбан Е.П., Билека Б.Д.

7. A.C. 1749492, СССР, Л F 01D 5/18. Ротор газовой турбины/Ды-бан Е.П., Билека Б.Д., Клименко В.Н*

0. A.C.1760853, СССР, 5 & OIK 13/02. Устройство для измерения температуры в потоке газа/Дыбан Е.П., Билека Б.Д., ЛомакоБС-кнй И.В., Абросимов В.Н., Блюмин Я.И., Щука В.Г.

гг*70ВвС, г,-2БОвВ

|«М м' |'ш «м'| »£Г1 111111 амП ИМ;

1-.

|1аа от ! . Л., II

¡татю} оЦБт/н'К]; БД кг/с]

5 юг

шич

1

лт

«и инк

.И11МИН1 I

Рис. I Различные варианты охлаждения периферийной части диска.

ГТГ-1600

и Ш Щ-риЬ^иЧ

«Л-иЯГ

ояоПЯЯС

П^вт/Ь«* *»

Рис. 2 Влияние интенсивности охлаждения периферийной части дисков роторов.

*

Рис. 3. Споссбы охлаждения периферийной части диско* (о, г, Л и особенности теплообмена * ней, б — зависимости раскола и теплоотдачи от числа гребешков при заданной длине уплотнения, в — заюкшфеть расхода через лабиринтовое уплотнение и гладкий зазор, а также отводимых тепловых потеков от числа Гребешков при заданной длине уплотненна.

идах»

т jm

-Л::;

Рис. 4. Тепловое состояние и характеристики системы охлаждения репорт ГТГ бИ до и после мо-[ернизации.

c?,EE3qj ,

" . "я/а м ¡¿'Rm

. ffiiaui Р. un»

■Г? . ' Ти-

П. 130%

Рис 5. Характеристики системы охлаждения бездефлекториого ротора ГТГ4600: а — тепловое со-ояние ротора на поминальном режиме; б, в, г — расходные характеристики системы охлаждения пора при изменении нагрузки, начального давления и коэффициента» гидравлического солротивле-гя; 3 — изменение температур в характерных точках ротора при изменении нагрузки.

м га и

Рис. 6. Результаты исследований системы охлаждения ротора ТВД ГТК-IS: а — та овое состояние opa после модернизации системы, в — распределение давлений воздуха в камере отбора до и после [ернизации системы.

С-^юя

К"«ГьГи и Р.ХП»

* Р.[МПА]

01 и и и» Р..иПА

Рис. 7. Результаты исследований системы охлаждения ротра ТВД ГТН-16 (а), зависимость суммарного расхода воздуха на охлаждение ротора и расходов по датчикам от давления за компрессором ( о О — суммарный расход) (б), изменение суммарного расхода на охлаждение ротора в зависимости от давления за компрессором после переборок ротора (а).

с. я«

р.ш

1 и и и Ияг/е

Рис. 8. Гидравлические и тепловые характеристики системы охлаждения ротора ТВД ГТН-16: влияние величин зазоров в уплотняющих пластинах на расход через все стыки ротора и коэффицнен1 гидравлического сопротивлснш :<а); влияние площади входных каналов на изменение давлений м рас ходов или // , С. ,С. , Р. ,Я. — изменение расходов и давлеки»

М М г 1М1 г ШЖ г ММ г II

под дефлектором вследствие изменения площадей на входе и выходе) «Я; зависимость измененния тем ператур по дискам ротрра от давления за компрессором (в% влияние расхода охлаждающего юздзти на температуры дисков и).

р..и1*

Рис. 9. Результаты исследований системы охлаждений ротора ТНД ГТН-16: тепловое состоаии ротора <а), расходная характеристика (б), изменение давлений под дефлекторным диском на входе I выходе (в), суммарный коэффициент гидравлического сопротивления входных каналов: • — экспери

иент, ----- кривая ^ = £.(1 + ОМ' +0,032а'! -0.0024к5),- — ^ = 5,(1 + 0,4а: +0,075а'2),

- С,,. е £„(1 + ОДЗХ*) (г), изменено температур ротора в зависимости от давления за кемг рсссором: Д — корень лопатки, • — дефлекторный диск (середин >, х — периферия диска, о-концепая чаегь ротора

^ 1а Раульта™ Кссладомии' «W« "ДИШ*. ротора турбины ГПМЯХ

мвэивыаткищ* шмашспмши*

ашппииштшя пЫпими

имм> шпиона

Рис. 11 Результаты йсследоватм' системы охлаждения рабочих лопаток ГТЭ-150.

«¿Г

Р

О-»

ш-

""" ЯТПГйПГ

Рис. IX Результаты исследования гкдраьлнчесхого сопротивления входных каналов системы охлах-девиа ротор» ТВД ГТН-1& "исходная характеристика системы охлалщения ротора (а), коэффициенты гидравлическом сопротивления щелей я отверстий по результатам статических продувок (в), зависимости коэффициентов гпдрааличесхого сопротивления шелешх и цилиндрических каналов от числа Госсби и от кинематического параметра К (Л

ич - 1 © Г"

01 Ша

в* 1

V

В! Х-.

аа о.» 41 В1"

Рис. 13. Обобщение характеристик температурного состояния дисков роторов ГТУ.

Ж

«•т 11 «В И

ШЁш-

п

/

/

/

аз 11 (И

Рис. 14. Изменение относительных глубин охлаждения в зависимости от геометрического фактора я семейств различных относительных средлеянтегральных температур лопаток при различных чяс-х Био со стороны газа (я\ зависимости оптимальных и критических значения геометрического фак-ра от относительной средпекнтегральясЯ температуры лотгаткн (О, «Л

Рис 15. Результаты проектировочных расчетов рабочих лопаток ЛГТД и ГТН-25: распределение лератур в лопатках АГТД (я) и Г(Н-25 Ю^ распределение коффицнеято* теплоотдачи от газа и зздуху в лопатке ГТН-25, результаты расчетов по выбору оптимальной площади охла денкя лопвтки распределение температур по профилю лопатки в исходном состоянии (1), а тп»-:ке при смещении зло» с оссюй линии к спинке на 25 % О) и на 50 % (3) от расстояния до спинк.1 (Д, распределение ператур по профилю лопатки при расчетах по трем методикам — К-Р — интегральный метод. Л — аналоговая вычислительна« машина, МКЭ — метод конечных элементов (Л

' АННОТАЦИЯ

6.D. BlleKa. Improvements in thermal protection system of gas turbine rotors, methods of their calculation & Investigation.

The thesis 1з submitted for doctor's degree In Engineering (Speciality 05.04.14 -- Heat Power Engineering). National Acad. Sc. of Ukraine, Kiev. 1995.

In the given work the results of both experimental & theoretical investigations relating to the processes of heat transfer In the thermal protection system of gas turbine iotors are presented. '

The hydrolic characteristics & boundary conditions of heat .exchange In systems & methood of thermal calculation in regard to cooled blades & Pisces are specified.

The improved methodical basis of temperatures measurment of gas 3 metall as wells as consumpatlon of air In coolings systems are submitted. ' • ■ '

Based on carried but investigations the thermal protactlon systen of standard type turbine rotors are improved the new method . oi disc's cooling Is worked out. The results of given development are introduced Into serial.gas turbine rototrs.

The author published 42 articles & was'granted 8 Inventor's certificates- based of the sumbltted thesis material.

Билека. Б. • Д. Совершенствование систем тепловой защиты роторон промышленных ГТУ. методов их расчетов и исследований. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук (специальность 05. 04. - 14: — Промышленная теплоэнергетика) Национальная академия нау* Украины. Киев, 1995.

В работе . Содержатся результаты экспериментальных и теоретически} исследований процессов теплопередачи в системах тепловой защиты роторов газовых турбин- - Уточнены гидравлические характеристики и граничные условия теплообмена'в системах. Разработаны метода теплового расчете .охлаждаемых лопаток i дисков, а также идентификации граничных условШ в них.. Усовершенствованы методические основы измерения температур газ£ и металла, а также расходов воздуха в системах охлаждения. На основе проведенных' исследований усовершенствованы системы тепловой защиты типовых. роторов ГТУ и разработан новый способ охлаждения дисков. Результаты разработок.внедрены в серийно выпускаемые ГТУ. По теме диссертации автором опубликованы 42 печатных работы, получено 8 авторских свидетельств* '"••..

Ключов1 слова: система теплового захисту, газотурб1нна установке теплообм1н. теплопров1дн1сть. г1дравл1чн1 характеристики, теплов1 роз-рахунки.