книги из ГПНТБ / Жаров Г.Г. Судовые высокотемпературные газотурбинные установки

движения между потоками. Для определения коэффициентов гидрав­ лического сопротивления могут быть использованы зависимости [27] для несимметричных вытяжных тройников с углом между основным п боковым каналами:

Величины £б и £п определяются по зависимостям (428) и (429). При одинаковых боковых ответвлениях могут быть использованы зависимости для расчета тройников типа «ласточкин хвост» [27].

Особым случаем ответвления является выход воздуха из дефлек­ тора на экран в охлаждаемой лопатке. Разделение потока воздуха по зазорам охлаждения происходит одновременно с выходом струи на криволинейный экран и поворотом потока. К тому же скорость

инков, либо по полученным в Институте теплотехнической физики (ИТТФ) АН УССР 163] эмпирическим зависимостям

ходная кромка) используют решетки. Коэффициент гидравлического сопротивления таких решеток определить трудно. В первом при­ ближении его можно определить по уравнению, полученному экс­

находятся и в поле действия центробежных сил. К тому же скорости охлаждающего воздуха в них могут на некоторых участках доходить до критических. Все эти факторы оказывают влияние на гидравличе­ ские сопротивления тракта охлаждения. Поэтому учет влияния теплообмена, вращения и скорости охлаждающего агента на гидрав­ лические сопротивления является необходимым.

Нагрев (или охлаждение) воздуха в охлаждаемых узлах турбины приводит к изменению его плотности по длине канала, что в свою очередь влияет на изменение скорости и соответственно на изменение коэффициента гидравлического сопротивления.

Потеря давления воздуха вследствие теплообмена в канале может быть определена по зависимости

турбины, потеря давления будет всегда положительна, при охлажде­ нии воздуха — отрицательна.

Если скорости охлаждаемого воздуха невелики (М •< 0,3), коэф­ фициент сопротивления трения при турбулентном режиме течения практически не меняется и может быть определен обычными спосо­ бами. При 1,8 - 10 3 < Re < 1-10* в охлаждающих хвостовиках ра­ бочих лопаток коэффициент трения может быть определен по формуле

потока на коэффициент сопротивления трения. Предложенными

потока, диаметров каналов и др. Увеличение гидравлического сопро­ тивления за счет вращения в основном связано с усложнением усло­ вий входа и выхода. Если вращающийся канал расположен парал­ лельно относительно оси, то падение давления в нем из-за вращения определяется добавкой, которая возникает от действия центробеж­ ных сил (ЦБС) на сопротивление входа и выхода. Если же канал расположен под некоторым углом к оси вращения (радиальные ка­ налы в лопатках), то к изменению сопротивлений на входе и выходе добавляется изменение давления за счет действия ЦБС на воздух в канале охлаждения.

Гидравлические сопротивления за счет действия ЦБС на входе и выходе всегда вызывают уменьшение давления охлаждающего воз­ духа, действие же ЦБС на воздух сказывается по-разному.

давлення в канале от действия центробежных сил может быть вы­ ражена как разность

Apz — Арг — Арц ,

где АрГ — потеря давления на преодоление гидравлических сопро­ тивлений входа и выхода за счет действия ЦБС;

Ари — изменение давления потока за счет действия ЦБС.

Если направление движения охлаждающего воздуха противо­ положно действию ЦБС, то суммарная потеря давления от действий ЦБС выражается как сумма

Лр2 = Лрг -|- ApI V

В первом случае ЦБС как бы помогают движению воздуха и тем самым снижают гидравлические сопротивления, во втором случае — наоборот.

Величина изменения давления потока за счет действия ЦБС мо­ жет быть выражена уравнением

Вторая составляющая Дрг может быть определена при оценке гидравлических сопротивлений. Коэффициент гидравлического со­

— при входе воздуха из камеры в корпусе и выходе в полость

— при входе воздуха из камеры в роторе и выходе в такую же вращающуюся камеру

•ф = 1 — 0,075/С + 0,085/С8 ;

—при входе воздуха из полости во вращающемся роторе и выходе

внеподвижную камеру в корпусе

Поскольку эти зависимости получены экспериментально для коротких каналов, то авторы рекомендуют пользоваться ими для длинных каналов в определенных пределах. При оценке сопротив­

можно использовать формулу (430), а для сопротивления выхода — формулу (431).

Чаще всего в системах охлаждения воздух движется со сравни­ тельно небольшими скоростями (М << 0,3). Однако в таких элементах охлаждаемых газовых турбин, как выходные отверстия дефлекторов, монтажные зазоры хвостовиков, решетки (выходные кромки лопаток), и в относительно длинных каналах для подвода охлаждающего воздуха скорости могут достигать значительных величин, близких к критическим. В этом случае можно учитывать зависимость коэф­ фициента сопротивления от числа М, т. е. сжимаемость потока. Коэффициент гидравлического сопротивления может быть определен по зависимости из работы [27]

Зная параметры потока, можно определить давление на любом участке канала с учетом сжимаемости потока по формуле

Гидравлические сопротивления в осевом зазоре между боковой поверхностью ротора и корпусом турбины зависят от многих факторов. Основными из них являются:'

—конструктивное оформление зазора между ротором и корпусом турбины;

—вращение диска;

диска наблюдается еще более сложное течение, так как с основным потоком взаимодействует несколько потоков (струй), расположен­ ных на различных радиусах. Струя охлаждающего воздуха уда­ ряется в диск и растекается в разных направлениях. Скорости дви­ жения частиц воздуха, направленные к проточной части турбины, складываются со скоростями движения общего потока, а скорости частиц, направленные к осп вращения,— гасятся.

При открытых зазорах (отсутствие перекрышей) у проточной части течение воздуха в зазоре еще более усложняется из-за влияния потока газа на распределение скоростей по зазору. Поэтому опре­ деление гидравлических сопротивлений в зазоре между диском и корпусом в этих случаях является весьма сложной задачей.

Изменение давления по радиусу в зазоре между вращающимся диском и корпусом при радиальном обдуве можно подсчитать по выражению 163]

неподвижной стенками.

При струйном обдуве заметное повышение давления происходит на радиусе расположения выходных отверстий охлаждающего воз­ духа. По экспериментальным данным, эта зона находится в пределах 10—20 диаметров отверстий. При открытых осевых зазорах давле­

В случае установки на диске специального дефлектора гидро­ динамика потока резко меняется. Дефлектор увеличивает закрутку потока, при этом повышается разность давлений воздуха между центральной и периферийной частями зазора. Изменение давления воздуха по радиусу зазора можно определить по уравнению (432), но в этом случае закрутку потока нужно определять с учетом влия­ ния дефлектора [63].

Для приближенной оценки величины закрутки ядра потока в за­

где 0а = — — величина, обратная относительной радиальной со­ ставляющей скорости потока на данном радиусе;

зоре.

При приближенных расчетах можно сразу оценить потерю давле­ ния по радиусу в зазоре между диском и вращающимся вместе с ним дефлектором по эмпирическому соотношению [93 J

в зазоре между диском и дефлектором можно использовать выражение,

либо по уравнению, приведенному в работе [63], с достаточной сте­ пенью точности в диапазоне 0,8 5= 2 0 коэффициент гидравличе­ ского сопротивления в зазоре между диском и дефлектором можно представить выражением

£ = 0,0265(1 — 2) Re - 0 ' 2 .

Полный расчет течения воздуха между диском и дефлектором может быть произведен методом последовательных приближений по методике, разработанной в работе [63].

( •• • , . . . . . . • Оценка гидравлических сопротивлений дефлекторных лопаток (см. рис. 3,1) является, одной из главных задач при расчете системы охлаждения газовой турбины, так как необходимый расход врздуха на охлаждение может быть обеспечен в том случае, если гидравлические .сопротивления не превышают располагаемого перепада на охлаждение. Определение..гидравлическихсопротивле­ ний может быть произведено аналитически и экспериментально. Аналитическое решение этой задачи представляет большие трудно­ сти, поэтому чаще всего ее решают с помощью экспериментальных коэффициентов. Сущность этого метода сводится к тому, что сложную систему каналов охлаждения, которую представляет собой дефлек­ тор ная лопатка, расчленяют на ряд элементарных участков, для кото­ рых, известны экспериментальные зависимости гидравлических со-

противлении от безразмерных определяющих критериев. Полное сопротивление вычисляется как сумма гидравлических сопротивле­ ний элементарных участков. Для сопловой лопатки дефлекторного типа такими участками могут быть:

—отверстия в дефлекторе, которые могут рассматриваться как короткие отверстия с острыми кромками;

—участок входа в зазор охлаждения, который можно рассма­

—- участок за дефлектором, который представляет собой элемент слияния почти параллельных потоков;

— участок выхода воздуха в проточную часть, который можно рассматривать как решетку из параллельно расположенных конфузорных каналов.

Определив для каждого из участков коэффициенты гидравличе­ ских сопротивлений, нетрудно вычислить общее гидравлическое сопротивление для всей дефлекторной лопатки.

Однако очень часто при тепловых и гидравлических расчетах подобного типа лопаток различают только три основных участка:

—входа потока в зазор охлаждения (от внутренней полости дефлектора до начала плавно изогнутого канала);

—течения потока в плавно изогнутом канале (от начала плавно изогнутого канала до выходных щелей в кромке лопатки);

—выхода потока через решетку в проточную часть.

Полное гидравлическое сопротивление дефлекторной охлаждае­ мой лопатки складывается из гидравлических сопротивлений трех участков

£s = £i ~г £ц + £ш-

Коэффициенты гидравлических потерь каждого из участков опре­ деляются экспериментально. Как показали некоторые эксперименты [12], наибольшее гидравлическое сопротивление характерно для первого участка. Результаты экспериментов по гидравлическим со­ противлениям для участков, сходных по конфигурации с участком входа потока в зазор охлаждения дефлекторной лопатки, позволяют сделать вывод, что при На >• 2 и изотермических режимах течения, когда Ret = (0,015 ч-4,0) • 10Б, и отношении давлений до 3,5 гидрав­ лические сопротивления участка входа не меняются. Поскольку в практике проектирования дефлекторных лопаток На всегда больше двух, то можно считать, что расстояние между выходным дефлекторным отверстием и оболочкой лопатки не влияет на гидравлические сопротивления при изотермическом течении потока.

При нагреве потока, который наблюдается в реальных условиях работы турбины, гидравлические сопротивления растут (рис. 136), что можно объяснить влиянием вязкости газа в застойной вихревой зоне, образующейся у входной кромки [12]. Графическая зависи­ мость получена экспериментально и характеризует интенсивность роста гидравлического сопротивления в зависимости от температуры

потока. На рис. 136 по осп абсцисс отложена относительная темпера­ тура стенки лопатки, по осп ординат — отношение гидравлического сопротивления выхода из дефлектора и поворота потока при подо­ греве воздуха к гидравлическому сопротивлению того же участка при изотермическом течении.

Для второго участка течения воздуха в плавно изогнутом канале гндравли еские сопротивления могут быть определены, как для ще­ левого канала постоянного сечения. Влияние теплообмена на гидра­ влическое сопротивление трения мо­ жет быть установлено из теории теп­ лообмена с использованием безраз­

можно пренебречь [32 ], особенно при расчетах в первом приближении. Гидравлическое сопротивление

Учитывая, что подогрев воздуха влияет на гидравлическое сопро­ тивление только первого участка, отношение расхода воздуха через лопатку при течении с подогревом к расходу воздуха при изотерми­

Помимо температурного фактора, на гидравлическое сопротивле­ ние системы охлаждения дефлекторной лопатки влияет вращение ротора. Однако гидравлические сопротивления у лопаток рассма­ триваемой конструкции не испытывают существенных изменений