автореферат диссертации по электротехнике, 05.09.01, диссертация на тему:Температурное поле ротора турбогенератора с непосредственным охлаждением с подпазовыми и радикальными каналами

Научно-исследовательский институт электромашиностроения

л..

На правах рукописи Ли Вэйли

■Г

ТЕМПЕРАТУРНОЕ ПОЛЕ РОТОРА ТУРБОГЕНЕРАТОРА С НЕПОСРЕДСТВЕННЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ С ПОДПАЗОВЫМИ И РАДИАЛЬНЫМИ КАНАЛАМИ

Специальность 05.09.01 - электромеханика

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург 1997

Работа выполнена в Отделе электроэнергетических проблем РАН (ОЭЭП РАН)

Научный руководитель:

член-корреспондент РАН, д.т.н., профессор Данилевич Я.Б. Официальные оппоненты:

Действительный член АЭН РФ, д.т.н., профессор Попов В.В. к.т.н., ст.н.сотр. Смолин И.М.

Ведущая организация: АО "Электросила"

Защита диссертации состоится 16 июня 1997 г. в часов на заседании диссертационного совета D143.02.01 в НИИэлектромаше по адресу: 196084, г.С.-Петербург, Московский проспект, д.100.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке НИИэлекгромаша

Автореферат разослан ¡jb/ная 1997 i

Ученый секретарь Диссертационного Совета // У/]?!?'// д.т.н. В.Н.Антипов

Общая характеристика работы

Актуальность темы. В мировом турбогенераторостроении в последние годы наблюдается тенденция создания турбогенераторов мощностью до 160 МВт, 3000 об/мин с воздушной системой охлаждения. Воздух,- как охлаждающая среда, применяется в электрических машинах с момента их создания. Прогресс в изоляционных, конструктивных и активных материалах, достигнутый за последние 15-20 лет, позволил вернуться к идее создания мощных турбогенераторов с воздушной системой охлаждения.

Зарубежные фирмы ABB, KWU, AEG - Канис, "Альстом" выпускают двухполюсные турбогенераторы с воздушным охлаждением мощностью до 135-188 МВ.А, и их разработка использует предшествующий опыт производства турбогенераторов.

Как показывают результаты проработок, для турбогенераторов, начиная с 15 МВ.А, представляется целесообразным непосредственное воздушное охлаждение обмотки ротора. В различных типах генераторов используются разные системы непосредственного охлаждения ротора. На основе передового Российского и мирового опыта турбогенераторостроения в НИИэлектромаше создан турбогенератор мощностью 20 МВт, 3000 об/мин с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора и косвенным охлаждением обмотки статора. Непосредственное охлаждение обмотки ротора осуществляется с применением системы подпазовых и радиальных каналов по всей длине бочки ротора. Применение такой системы дает возможность использовать центробежные ищы с целью создания дополнительного напора (кроме напора,. ряс^ншемого вентиляторами) для охлаждения обмотки роторг. ; • -л-*»

Исследования показывают,' что .превышение температуры является одним из важнейших факторов влияния на жизнь электрических машин. Для определения распределения температурного поля в турбогенераторе с непосредственным охлаждением воздухом ротора и зависимости коэффициента теплоотдачи от скорости в радиальном канале и т.п., необходимо производить вентиляционный и тепловой расчеты для обмотки ротора с радиальными и подпазовыми каналами. Поскольку существующие методики не обеспечивают возможности выявления повышенных местных температур, то для решения проблемы создания турбогенераторов с непосредственным охлаждением воздухом со сложной областью необходимо создание новых методик, особенно для турбогенераторов с повышенным использованием активного объема.

Цель работы. Разработка уточненной методики расчета теплового поля активной зоны обмотки ротора с непосредственным охлаждением с радиальными вентиляционными и подпазовыми каналами, проведение численного эксперимента, численное исследование коэффициентов теплоотдачи в каналах при

турбулентном и ламинарном течении воздуха, учет влияния вращения ротора, проведение анализа влияния теплофизических параметров на температурное поле.

Методы исследования. Для расчета температурного поля в турбогенераторе ротора с непосредственным охлаждением воздухом использовались метод конечных элементов и метод релаксации. Расчеты скоростного поля газа в роторе турбогенератора с подпазовыми и радиальными вентиляционными каналами проведены на основе аэродинамического и гидравлического расчетов при турбулентном и вращающемся режимах. При определении взаимосвязи поля скорости газа и коэффициентов теплоотдачи в радиальных и подпазовых вентиляционных каналах, а также температурного поля в турбогенераторе ротора применены метод теории гидравлического подобия и метод теории теплообмена при турбулентном и вращающемся режимах.

Научная новизна работы:

- Создан усовершенствованный метод расчета температурного поля ротора с радиальным и подпазовым вентиляционным каналами.

- Получены взаимосвязи коэффициентов теплоотдачи и поля скорости, а также температур на поверхности катушки в радиальном канале при турбулентном и вращающемся течениях.

- Выполнен анализ влияния теплофизических параметров воздуха на температурное поле обмотки ротора в активной зоне.

Практическая ценность работы:

Разработан усовершенствованный метод определения коэффициентов гидравлического сопротивления ■■ сопротивления трения в роторе с подпазовыми и радиальными веш •ляционнт:м" каналами при турбулентном и вращающемся течениях. -

- Найдены нелинейные связи коэффициента т^гл^тда-л в'--"-радиальном канале и температуры у стенки меди обмотки ротора на основе теории гидравлического подобия и пограничного условия третьего рода теплообмена.

- Определена методика расчета коэффициентов гидравлических сопротивлений с учетом турбулентного и вращающегося течений газа в соответствии с особенностью конструкции турбогенератора с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора.

- Решено стационарное нелинейное уравнение теплопро-оводимости в области ротора с подпазовыми и радиальными вентиляционными каналами с помощью методик конечных элементов и релаксации с учетом нелинейной связи коэффициента теплоотдачи в радиальном канале и температуры у стенки меди обмотки ротора.

- На основе метода аэродинамического и гидравлического расчетов найдено распределение скорости в роторе с радиальными и подпазовыми вентиляционными каналами при турбулентном и вращающемся течеГшях.

- На основе теории гидравлического подобия получены связи коэффициента теплоотдачи и распределения скорости в радиальном вентиляционном канале при турбулентном и вращающемся течениях, а также их взаимосвязи с длиной радиального вентиляционного канала.

- Выявлено влияние физических, параметров воздуха на коэффициент теплоотдачи и температурное поле.

Апробация работы. Работа апробирована ОЭЭП РАН. Достоверность полученных результатов обеспечена путем использования апробированных методов численного анализа и подтверждена сравнением с данными экспериментальных исследований коэффициентов теплоотдачи в радиальных вентиляционных каналах.

Публикации. По теме диссертации опубликована одна статья.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введени, четырех глав, заключения, списка литературы и одного приложения. Основная часть содержит страницы, включая 10 таблиц 30 рисунков. Список использованной литературы включает 59 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность темы диссертации и сформулированы цель и задачи исследования.

Глава первая посвящена анализу тенденций создания турбогенераторе;} с воздушной системой охлаждения. Воздух как охлаждающая ср<-дй всегда, применялся в электрических машинах. Задачей являете:: разработка,более полного использования эффекта самовентиляции рогор-а с применением подпазовых и радиальных каналов по всей длине бочки ротора. Применение такой системы дает возможность использовать центробежные силы с целью создания дополнительного напора (кроме напора, развиваемого вентиляторами) для охлаждения обмотки ротора.

Имеется возможность выполнения радиальных каналов в двух вариантах:

Первый вариант - при постоянном шаге радиальных каналов, при этом распределение расходов воздуха по радиальным каналам не является равномерным (рис.1 а)

Второй вариант - для выравнивания распределения расходов воздуха по радиальным каналам требуется применение специальных мер. Такими мерами может быть переменное сечение подпазового канала или расположение радиальных каналов с переменным шагом по длине ротора (рис. 16). В НИИэлектромаше в турбогенераторе мощностью 20 МВт, 3000 об/мин применен последний вариант.

В диссертации рассмотрены принципы охлаждения лобовых частей катушек ротора и тангенциальной системы охлаждения

Рис.1. Распределение расходов воздуха = и превышений температур

6т = /(<7;) по радиальным каналам обмотки ротора а - при постоянном шаге радиальных каналов, б - при переменных шаге и количестве радиальных каналов, I - номер шага

статора. Охлаждение лобовых частей катушек ротора целесообразно осуществить с использованием поверхностей межкатушечных каналов, при этом необходимо таким образом выполнять распределение расхода воздуха по межкатушечным каналам, чтобы превышение температур катушек были одинаковые. Выход нагретого воздуха из межкатушечных каналов лобовых частей может осуществляться через шлицы или аксиальные и радиальные отверстия в зубцах ротора.

Для статоров турбогенераторов предпочтительной является тангенциальная система охлаждения, при которой газ в зазоре движется в тангенциальном направлении по вращению ротора.

Предлагается использовать нагнетательный принцип, при котором холодный воздух после вентиляторов подается в зону лобовых частей обмотки статора и интенсивно охлаждает ее. Последнее существенно при косвенном охлаждении обмотки статора. В диссертации предложен метод расчета гидравлических параметров в системе охлаждения с радиальными подпазовыми каналами. При расчетах таких систем охлаждения следует учитывать, что коэффициент сопротивления трения в подпазовых каналах, расположенных параллельно оси вращения, будет ниже, чем для неподвижного канала, и определяется по формуле

где X - коэффициент сопротивления трения в неподвижном канале, вычисляемый по формуле Блазиуса; и - окружная скорость; V -•исходная скорость газа в канале.

...Коэффициенты сопротивления входа во вращающиеся аксиальные подпазовые каналы также отличаются от таковых для неподвижных каналов и находятся по выражению

здесь ^ - коэффициент сопротивления входа для неподвижного

канала; ^- тоже для вращающегося канала; и - окружная скорость;

у- расходная скорость газа.

Для радиальных вращающихся каналов коэффициенты гидравлического сопротивления при турбулентном течении могут быть найдены из выражений

где со - угловая скорость вращения; Ие - число Рейнольдса; с1 -гидравлический диаметр.

На основе оценок различных вариантов исполнения в

НИИэлектромащ были приняты меры в конструкции

0)

(2)

(3)

турбогенератора мощностью 20 МВт, 3000 об/мин с целью снижения весовых показателей и потерь на вентиляцию, уменьшение длины ротора и генератора в целом, упрощение условии транспортирования, исключение потерь на трение в контактных кольцах, повышение КПД генератора.

Вторая глава диссертации посвящена основам применения методики расчета температурного поля турбогенератора с непосредствишым воздушным охлаждением обмотки ротора. В настоящее время существующие методы расчета температурного поля в электрических машинах применяются для простой области, причем этими методами трудно обеспечивать расчетную точность. Поэтому при расчете температурного поля в турбогенераторе с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора целесообразно применение мощного и популярного численного метода конечных элементов, обеспечивающего лучшую расчетную точность и позволяющую найти температурное поле электрической машины в сложной области.

Расчет температурного поля турбогенератора с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора приводится для расчетной области, показанной на рис.2. Рассматриваемая область состоит из половши зуба и обмотки ротора, радиального и подпазового вентиляционного каналов.

Исследование температурного поля обмотки ротора производился с. учетом следующих допущений:

1. В турбогенераторе мощность 20 МВт разработки НИИэлектромаш у.-'л-ла^-иыс вентиляционные каналы в обмотке располагаются с геременным шагом по длине ротора симметрично относительно середины. тг«4 обеспечивает практически равномерное распределешю расхода воздуха по радиальным калам в обмотке ротора по длине. Поэтому с достаточной точностью можно не учитывать изменения температуры по длине катушки, считать, что

~ о и рассматривать температурное поле как двухмерное.

йг

2. Граница аЬ является осью симметрии зубца и через нее тепловой поток отсутствует. Тепловой поток через границу йА мал. Поэтому с достаточной точностью границы аЬ и ас! можно считать как границы с предельными тепловыми сопротивлениями.

3. В последние годы созданы высокоэффективные системы изолящш для роторных катушек турбогенераторов, что позволило существенно повысить ее теплопроводность Х.ю. Тем не менее Хиз «Я-мсяи, в пределах катушки Хх = а на границах ссН, 1еГ с

достаточной точностью можно считать « 0.

дп сЛ,!^

Рис.2. Расчетная область ротора

Рис.3. Температурная интерполирующая функция на элементной границе

4. Поскольку потери на поверхности бочки ротора малы по сравнению с потерями в меди обмотки ротора, то ими можно пренебречь.

5. Нелинейный характер изменения температуры газа в радиальном канале ротора с достаточной точностью заменяется на эквивалентный линейный.

С учетом принятых допущений температурное поле турбогенератора с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора будем находить из решения уравнения

теплопроводности в двухмерной постановке

' = <4)

где ц = ]2р - удельные объемные потери в меди 0 - плотность тока в рассматриваемом сечении обмотки, р - удельное сопротивление меди). Уравне1ше (4) будем решать при следующих граничных условиях: 1. На границе аЬ (рис.2) из-за симметричности середины зуба с достаточной точностью можно считать, что

дт

дп

«О- (5)

аЬ

л ЗТ

2. На границе Ьс имеет место теплообмен на поверхности зуба

-аЛТ-Ти). (6)

Ьс

где % - коэффициент теплопроводности стали ротора; Т -температура на поверхности зуба ротора; Тп - температура воздуха в зазоре; а1 - коэффициент теплоотдачи на поверхности ротора.

3. На границах ссН и jef к.:-за болчинх тепловых сопротивлений, обусловленных наличием толсты;; стекловолокнистых прокладок, теплообмен между катушкой и охлаждающим воздухом несущественен и с достаточной степенью точности можно считать, что

оТ

За

Я 0. (7)

оН^еГ

4. На границе у имеет место теплообмен между медью витков и воздухом в радиальном вентиляционном канале

-ъ-Л

да

= а2(Т-Тг2). (8)

где X , Т - коэффициент теплопроводности и температура на поверхности катушки (витка), обращенной к радиальному каналу; Т,2 - температура воздуха в радиальном канале; а2 - коэффициент

теплоотдачи на поверхности катушки, обращенной к радиальному каналу.

5. На границе fg имеет место теплообмен между сердечником и воздухом в подпазовом канале

6Т

дп

= а3(Т-Ти).

(9)

«ч

где, Т - коэффициент теплопроводности и температура на поверхности сердечника, обращенной к подпазовому пазу; Тгз -температура воздуха в подпазовом канале; а3- коэффициент теплоотдачи на поверхности сердечника, обращенной к подпазовому пазу.

6. На границе ag При принятом допущении можно считать, что

— «О (Ю)

дп

Используя вариационный метод решения уравнения (4) при принятых граничных условиях, для функционала I получим:

\2 ( +

дх

, дТ

dxdy - Л qTdxdy +

. (11)

В уравнении (8): Б - площадь расчетной области, Г - означает границу области.

Температурное поле в области находится из уравнения (8) методом конечных элементов. Расчетная область Б была разС'»га на т\. элементов треугольного, п - узлов. Считая область О произвольным элементом, расчетная область состоит из "тих •' элементов

0 =

е=1

соответственно функционалу

1[т(х,у)] = |;г.

с= 1

где Iе = г[те(х, у)] - функционал на элементе г = г[т<(х,у)] = д1

сТе дх

у г гг)

+ / V Ъ )

dxdy - Ц qTedxdy ое

(12)

(13)

(14)

При расчете элементной вариащш использована температурная интерполирующая функция Те(х, у)- В каждом элементе, которой

содержит три узла с индексом (i, j, m), может быть выражена функция Г(х,у):

"Т,

Г(х.у) = N.T, + NjTj + NmTm = [N-,NjNm]

(15)

=Ит]' = = £м,т( 1=1

N.. = -3-(а., + Ь;х + с,у) Oj.ni) (16)

2А

где г - число узловых элементов е; Т., Т] и Тт - температурные значения на узлах т; N1, N1 , Ит - функция формы; [Ы] - матрица функции формы; [Т]е - матрица узловых температур на элементе е.

На элементной границе температурная интерполирующая функция представлена на рис.3. По понятию линейного интерполирования, температуры Т; и Тт находятся на элементной границе (]т сторона), на которой произвольная температура между температурой. Т| и Тт линейно изменяется и не зависит от температуры Т. Таким образом на границе до получена простая интерполирующая функция:

т = (1 - + 2Тт (17)

(18)

g = f- (О < g < l)

_

(19)

где g - параметр переменном дайны, величина которого изменяется в области стороны; - жданная длина стороны до; X], Хт, У/, уга -координатные значения, соответствующие узлам т.

В соответствии с вариационным методом производится элементный вариационный расчет

cTj JeJ х дх сТД дх J

1

-JJq^dxdy + Ja(r-Tr)|C.S1dq

сГГ д [ оТе у Зу бтД ду

dxdy -

(20)

оТ=

эт

оТе д

5х сГГ

V у

+ А..

ате а

ау 5Т|

эг

ду

dxdy -

ЗУ

сТ„

ЗТ:

-я

ОТ:

оТе д

5х оТт

Эх

оТе Э

5у оТш

5у

с1хс!у -

5Г

о

Подставляя уравнения (17) и (18) в уравнения (20)-(22)

(22)

5Г

дУ_

5Г

оГ оТ„

= {[КтГ + [Н]е}[т]е - {[Р]е + [я]'}.

(23)

[кт]е = —

1 4Д

+ Хус2{

(24)

[н]е = ^

ООО О 2 1 О 1 2

(25)

[РГ =

сЯ/Г,

О

(26)

[К]° =

= ад

где Д - площадь треугольника.

(Г

;

Для расчета значения температур на узлах Ть Т2,.., Тп функционал I должен удовлетворять краевым условиям.

В уравнении (28) п алгебраических уравнений в матричном виде выражено как

[КТ][Т] = М, (29)

[Кг] = ¿[ктГ +Е№ И = ¿[РГ +ХМ'. <30>

с=! с=1 с=1 с=1

где [Кт] - глобальная температурная матрица жесткости; - вектор

неизвестных узловых температур; [(^ - вектор нагрузки узловых температур.

Для расчета систем уравнений (29) составлены программы для определения температурного поля обмотки ротора с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора.

В радиальном вентиляционном канале ротора между температурой на поверхности катушки, обращенной к радиальному каналу, и коэффициентом теплоотдачи имеют место нелинейные связи. Поэтому при упомянутой системе уравнений используется метод итераций (релаксации).

В третей главе диссертации рассмотрены:

>} Взаимосвязи коэффициентов теплоотдачи, поля скорости и температур у стенки обмотки ротора в радиальном канале,

¿) Режимы течения газа в каналах ротора при турбулентном и вращающем режимах,

3) Аэродинамический и гидравлический процессы расчета поля скорости в каналах ротора. ~

Определение упомянутых взаимосвязей производится с помощью методики теории гидравлического подобия, в которой даются критерии подобия:

= (31)

V

N11 = —> 02)

X

где И.е - Число Рейнольдса; - скорость в канале; V - кинематическая вязкость; с! - гидравлический диаметр; N11 - число Нуссельта; X -коэффициент теплопроводности газа; а - коэффициент теплоотдачи.

По результатам эксперимента определяются зависимости числа Нуссельта от других критериев: Яе - Рейнольдса и Рг - Прандгля. При

«) Сечение вентиляционных каналов

-у^ 4- Н, -у-Яг

1 т 4-и;. 4-н:, '-й^ ЧИ-

й. 1

Рис.4. Схема замещения вентиляционных каналов

турбулентном движении среды в прямом канале эта связь записывается в виде

N11 = 0,023 Ке0,8 Р^(Рг(ср) / Рг(ст) )°'25£ , (33)

где Рг - число Прандтля (индекс "ср" - означает, что число Прандтля относится к температуре газа в середине канала, индекс "ст" - при его стенке), г - поправочный коэффициент.

Коэффициент теплоотдачи а в формуле (8) с учетом турбулентного течения в радиальном канале ротора может бьггь найден по формуле . .

а= 0,023^Ке0-8Рг(°Д(Рг(ср)/Рг(ст)Г5. (34)

В связи с этим могут быть определены зависимости коэффициента теплоотдачи от поля скорости и температур у стенки в радиальном канале.

В диссертации рассмотрено течение газа в канале с учетом турбулентного и вращающегося течений на основе гидромехамической теории. При равномерно вращающейся системе координат уравнение Навье-Стокса для движения вязкого газа в каналах ротора:

^^ = И - — Ур + - 2со х XV - со х (со х г), (35)

с!1 р

1 N

где \У - вектор скорости относительно движения; Р - вектор массовых сил; со х (со х г) - вектор центробежной силы инерции; 2<э :» W -

ое-т/'^ъкориолисовой силы инерции; г - радиус - вектор точки".;, врящающейся системе координат;

• д 5 , д ■ V = 1— +}— + к—;

дк ду дг Д = д2 / 5х2 + д1 / Эу2 + д2 / &12 у - коэффициент кинематической вязкости; р - плотность объема; Р -давление в каналах. При этом уравнение неразрывности в относительном движении записывается в простейшей форме

<Ну^=0 . (36)

Используя систему уравнений Навье-Стокса и неразрывности, можно решить задачу для движения вязкого газа в каналах ротора. В диссертации расчет распределения скорости в вентиляционных каналах ротора производится с помощью метода аэродинамического и гидравлического расчета. Гидравлическая схема замещения вентиляционной системы ротора изображена на рис.4. В эту схему входит вентиляторные напоры Нв и Нк, гидравлические сопротивления Як и противовкшоченные гидравлические

сопротивления напоров Н^ и Нц с индексом I £(1, пж):

1) Нв - напор, создаваемый вентилятором в торце ротора; Нк -напор, вызванный центробежными эффектами. радиальных вентиляционных каналов.

2) Як - гидравлическое сопротивление радиального канала ротора;

Ял - гидравлическое сопротивление подпазового канала на участке между радиальными каналами.

3) Нц - напор равен кинетической энергии газа в "Ы"-ом элементе подпазового канала; Н'^- потери гидравлического напора в "Г'-ом элементе подпазового канала; гь - количество каналов в пазу на половине ротора.

Результаты исследований с помощью комплексной методики расчета поля скорости и коэффициентов теплоотдачи в радиальном канале, который изменяется с учетом взаимосвязи коэффициентов теплоотдачи +1 температур у стенки в радиальном канале, произведены в диссертации.

В четвертой главе рассмотрены вопросы влияния теплофизических параметров и выбор размеров каналов на температуры и давления в турбогенераторе с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора.

Применение комплексных методик расчета температурного поля ротора и поля скорости, и коэффициентов теплоотдачи в радиальном канале, выполняется применительно к турбогенератору с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора, которой создан в НИИэлектромашиностроения.

данные расчетов параметров турбогенераторов г ксгт" следственным воздушным охлаждением обмотки ротора в радиальном канале приведены в таблице I.

Заключение

1. В НИИэлектромашиностроения создание турбогенератора мощностью 20 МВт, 3000 об/мин с непосредственным воздушным охлаждением обмотки ротора и косвенным охлаждением обмотки статора уменьшит длину ротора и генератора в целом по сравнению с косвенной системой охлаждения и снижает расход материалов.

2. Выполнение воздушной системы охлаждения по разомкнутому циклу снижает весовые показатели генератора из-за отсутствия теплообменников, уменьшает габариты статора генератора.

3. Применение тангенциальной системы охлаждения для сердечника статора позволяет по сравнению с одно- и многоструйной схемами вентиляции уменьшить потребный расход воздуха, поскольку он в тангенциальной схеме составляет величину порядка

Таблица 1

дина,радиального анала, 10"' м 3,9 11,8 19,7 27,6 35,! 43,3 59,1 67 74,9 82,7 90,7

коэффициент теплоотдачи радиальном канале, /Втг 0 С 140,8 137,8 141,1 138,1 14!,! 140,8 137,3 140 136,2 139,2 134,6

[оле скорости в адиальпом канале, м/с 21,7 21,2 21,8 21,3 21,7 21,6 21,1 21,5 20,9 21,4 20,7

(2т=(0,75-5-0,8)(2о, и, в конечном итоге, снизить на 0,5-1,0% потери на трение о газ и вентиляционные потери.

4. На основе теории гидравлического подобия и граничных условий третьего рода решено двухмерное стационарное нелинейное уравнение теплопроводности в зубе и обмотке ротора с непосредственным охлаждением.

5. Для расчета двухмерного нелинейного стационарного уравнешм теплопроводности в роторе с непосредственным охлаждением применен обладающий высокой точностью универсальный метод конечных элементов, а также метод релаксации расчета.

6. Для анализа процессов при турбулентном и вращающемся режимах в турбогенераторе с обмоткой ротора с непосредственным охлаждением с помощью радиального и подпазового вентиляционного каналов использованы уравнения Навье-Стокса и метод аэродинамического и гидравлического расчетов.

7. Выявлены заметные влияния скорости газа при турбулентном и вращающемся режимах, шероховатости на поверхности, а также теплофизических параметров окружающей среды (плотность, вязкость, теплоемкость, теплопроводность) на теплоотдачу.

8. Получено распределение температур в роторе с непосредственным охлаждением на основе численного анализа двухмерного нелинейного уравнения температурного поля.

9. Получена зависимость коэффициента теплоотдачи в радиальном канале роторз от его длины на основе теории гидравлического подобия, поученные данные оказались более точными по сравнению с известными.

Найдена зависимость распрь '-лек^я скорости воздуха по длине радиального канала и коэффициента тлшо отдачи турбогенератора мощностью 20 МВт, 3000 об/мин.

Публикация по теме диссертационной работы: 1. Данилевич Я.Б., Ли Вэйли. Температурное поле обмотки ротора с подпазовыми и радиальными вентиляционными каналами.// Проблемы создания и эксплуатации новых типов электроэнергетического оборудования, сб. научных статей, вып.1, Санкт-Петербург: НИИэлектромаш, 1996, с. 45-50.

Подписано в печать ¡4.05.^Ц Тираж 100 Заказ М-^1 Отпечатано в издательстве 099Г1 РАН