Файл: Жаров Г.Г. Судовые высокотемпературные газотурбинные установки.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 11.04.2024
Просмотров: 210
Скачиваний: 1
г = 0 г=0
* |
X - |
|
Х |
0,95 х
~>Г = 0 ; J ^ x x
0,90 <
X
/
X
0,85і/
X -
Х х . |
XX- |
|
Рис. 78. |
Коэффициент энергетических |
Рис. |
79. |
Коэффициент энергетических |
Рис. |
80. Коэффициент энергетических по- |
|||
потерь для |
ВГТУ |
с начальной темпе |
потерь для ВГТУ с начальной темпера- |
терь |
для |
ВГТУ с начальной температу- |
|||
ратурой |
газа |
1273 |
К. |
турой |
газа |
1473 К. |
рой |
1673 |
К. |
|
|
|
|
ото |
|
|
|
|
1,00 |
|
|
7ил |
г=0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
г = 0 |
|
|
0,95 |
_г=0 |
0,95 |
|
|
г=0 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
г=0 |
7 сіл |
|
А |
|
р=0 |
|
|
|
||
|
г> = 0 |
0.90 |
|
0,90 |
|
|
|
|
|
|
г=1 |
|
|
|
0,95 |
ЛЬ |
0,85 |
|
0,85 |
|
|
|
||
|
|
V |
|
-О» |
|
|
|
р=0 |
|
0,90 |
|
0,80 |
|
0,80 |
|
|
|
0.85, |
12 |
16 |
го |
30 |
Щ |
0,75 |
|
12 |
16 |
20 |
30 |
|
О |
0,75 |
|
|
к . |
|
|
с |
|
|
|
£ |
|
12 |
гО |
30ои |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
чи |
-' - и |
|
16 |
|
|||||
Рис.81. |
Коэффициент |
энергетических |
по- |
Рис.82. |
Коэффициент |
энергетических |
по- |
Рис.83. |
Коэффициент |
энергетических |
по |
||||||||||
терь |
для ВГТУ |
с промежуточным охлао/с- |
терь |
для ВГТУ |
с промежуточным охлаж- |
терь |
для ВГТУ |
с промежуточным |
охлаж |
||||||||||||
дением при начальной температуре газа |
дением |
при |
начальной |
температуре |
газа |
дением |
при |
начальной |
температуре |
газа |
|||||||||||
1273 |
К. |
|
|
|
|
1473 |
К. |
|
|
|
|
|
|
1673 |
К. |
|
|
|
|
|
|
охлаждения к коэффициенту полезного действия установки без учета охлаждения:
Че ох.
11е
Зависимости этих коэффициентов приведены на рис. 78—83 (обозна
чения те же, что на рис. 70). Они получены |
при Тр = 873 |
К; Тс = |
- 1073 К; р - 0,667; Gr = 100 кг/с; bll = |
1,5; L C T = 209 |
кджікг. |
Проведя расчет без учета охлаждения для выбранной схемы ГТУ при определенных параметрах, можно для каждой системы охлажде ния по зависимостям, изображенным на рис. 78—83, определить коэф
|
|
|
|
|
фициент энергетических |
потерь за |
|||||
|
|
13К; Ту= /47J/f; |
|
счет |
охлаждения. Истинный коэф |
||||||
|
|
|
фициент полезного действия |
ВГТУ |
|||||||
|
Р = |
¥ 67; 0=1 00 нг/с |
|
с выбранной |
системой |
охлажде |
|||||
|
|
|
|
|
ния |
будет |
равен |
произведению |
|||
|
|
|
|
|
коэффициента |
полезного |
действия |
||||
0,95 |
г " і г ' |
|
|
для |
ГТУ без охлаждения и коэф |
||||||
|
|
|
|
фициента |
энергетических |
потерь |
|||||
|
8 |
|
|
. у ' |
|||||||
|
|
І. |
|
|
Це охл — ЛеЛохл • |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
Как видно из рис. 78—83, к. э. п. |
||||||
|
|
|
|
|
для |
простых |
схем |
ВГТУ |
и схем |
||
ом |
77J |
|
|
юз |
с промежуточным охлаждением при |
||||||
|
|
т„ |
повышении |
начальной |
темпера |
||||||
|
|
|
|||||||||
Рис. 84. |
Коэффициент |
энергетических |
туры |
газа |
и отношения |
давления |
|||||
потерь |
при изменении |
температуры |
в цикле уменьшаются. Для ВГТУ |
||||||||
направляющей |
лопатки. |
|
|
с регенерацией |
повышение началь |
||||||
|
|
|
|
|
ной |
температуры |
газа |
вызывает |
|||
уменьшение |
к. э. п., а повышение отношения давления в цикле уве |
||||||||||
личивает к. э. п. Это вызвано тем, что относительные |
потерн |
в реге |
нераторе от охлаждения турбины уменьшаются с увеличением пере пада в турбине.
На рис. 84 (обозначения те же, что на рис. 70) показано измене ние к. э. п. в зависимости от температуры направляющей лопатки. С повышением температуры лопатки к. э. п. увеличивается. Это можно объяснить тем, что при увеличении температуры лопатки количество тепла, отбираемое на охлаждение, уменьшается и соот
ветственно потери на охлаждение |
снижаются. Изменение |
к. э. п. |
в зависимости от перепада на ступень, степени реактивности, |
расхода |
|
газа и отношения bll представлено |
в работе [7]. |
|
С помощью к. э. п. можно довольно просто приближенно |
рассчи |
|
тать цикл ВГТУ с любой системой |
охлаждения. |
|
Глава IV —
ТЕПЛООБМЕН МЕЖДУ ГАЗОМ И НАРУЖНЫМИ ПОВЕРХНОСТЯМИ ОХЛАЖДАЕМЫХ Д Е Т А Л Е Й ГАЗОВЫХ ТУРБИН
§29. Охлаждаемые поверхности газовой турбины
Эксплуатация современной газовой турбины немыслима без ее охлаждения. Все охлаждаемые узлы газовой тур бины можно разделить на три основные группы. К первой группе относятся узлы, которые непосредственно соприкасаются с рабочим телом,— это прежде всего элементы проточной части машины (ра бочие и направляющие лопатки, межлопаточные участки ротора и статора, подводящие патрубки). Они, естественно, должны в большей степени охлаждаться, чем все остальные элементы, поскольку рабо тают в самых тяжелых температурных условиях, а элементы ротора дополнительно испытывают и динамические нагрузки. Ко второй группе относятся менее нагруженные в тепловом отношении узлы (диски, подшипники, уплотнения и др.), но через которые отводится тепло. Они, как правило, охлаждаются воздухом и маслом. Эти узлы работают при более низких температурных нагрузках, чем узлы первой группы. К третьей группе относятся те узлы газовой турбины, которые соприкасаются с окружающей средой и самопро извольно отдают тепло ей. К ним относятся кожухи, фундаменты, рамы и др.
Если системы охлаждения обеспечат необходимый уровень тем пературы в узлах турбины, то будет обеспечена и надежность работы турбины в целом. Поэтому главной задачей является создание такой системы охлаждения, которая гарантировала бы требуемый уровень температуры охлаждаемого узла и в первую очередь элементов пер вой группы. Температурное состояние любой детали определяется температурой окружающей среды и интенсивностью теплообмена на поверхности детали.
Рассмотрим некоторые особенности теплообмена основного охла ждаемого узла газовой турбины — ее проточной части. Всю проточ ную часть турбины можно разделить на три основных элемента: рабочие лопатки, сопловые лопатки и межлопаточные поверхности ротора и статора. Теплообмен между газом и каждой из этих состав ляющих проточной части имеет свои особенности.
В рабочих лопатках теплообмен происходит через боковую и тор цевую поверхности лопаток. Площадь боковых поверхностей состав-
9 Г. Г. Ж а р о в |
129 |
ляет значительную часть общей площади теплообмена. По высоте рабочие лопатки имеют различную интенсивность теплообмена, по скольку профиль по высоте меняется и в потоке по высоте лопатки имеет место градиент давления.
В сопловых лопатках теплообмен в основном осуществляется через боковую поверхность лопаток. Поскольку для сопловых лопа ток профиль сечения по высоте не меняется и отсутствует градиент давления, вызванный центробежным эффектом, интенсивность теп лообмена по высоте лопатки будет постоянной.
Обтекание кольцевых и плоских решеток практически одинаково, поэтому при исследованиях часто испытывают плоские решетки, а полученные результаты распространяют и на кольцевые. Так как работа рабочих лопаток отличается от работы сопловых лопаток их движением в потоке газа, то, естественно, различается и их теплообмен. По данным работы [20], согласно опытам коэффициент теплоотдачи для рабочих лопаток в реальных условиях турбины на 20—30% выше, чем для лопаток неподвижной решетки. Однако эти опытные данные не единственные. Имеются и другие результаты, которые весьма противоречивы, что можно объяснить особенностью постановки опытов и проведением их в различных условиях.
Теплообмен от газа к межлопаточным участкам ротора и статора представляет собой сложный процесс. Особенно это относится к начальному участку криволинейного канала, где скорости газа ме няются по его длине. Правда, поскольку площадь межлопаточных каналов в сравнении с общей площадью проточной части составляет незначительную величину (5—8%), то принятые значения среднего коэффициента теплоотдачи для лопаток мало скажутся на вычисле нии теплоотвода по всей проточной части. Для точного вычисления коэффициента теплоотдачи в межлопаточных каналах можно ввести поправки относительно среднего коэффициента теплоотдачи, которые учитывали бы криволинейность канала и влияние начального участка.
Очень часто из-за отсутствия этих данных теплоотдачу в межлопа точных каналах определяют, как при течении газа в кольцевой трубе с некоторой средней скоростью. Так как подвод тепла к поверх ности проточной части турбины происходит посредством конвекции, теплопроводности и теплового излучения, то коэффициент теплоот дачи характеризует суммарную интенсивность теплообмена, хотя явления конвективного и лучистого переноса тепла объединить нельзя. В действительных процессах теплопереноса бывает трудно разграничить эти явления и приходится пользоваться суммарной зависимостью.
Опыты показывают, что результаты расчета количества отведен ного тепла при использовании общего коэффициента теплоотдачи при небольших разностях температур потока и стенки дают хоро шие совпадения с экспериментальными данными. При значительных разностях температур необходимо учитывать лучистый теплообмен. Для лопаточного аппарата величина лучистого теплообмена во мно гом будет зависеть от качества подготовки газа в камере сгорания и
рабочих процессов, которые в них протекают. Определяющим при оценке лучистого теплообмена является степень черноты и темпера тура газового факела. Поскольку при качественном сгорании топлива между газом и турбинными лопатками в основном происходит конвек тивный теплообмен, а лучистый — сравнительно невелик, то послед ний, как правило, не учитывают. Для второй и третьей групп охлаж даемых узлов газовой турбины лучистый теплообмен отсутствует, и передача тепла осуществляется только конвекцией и теплопровод ностью.
Таким образом, для различных узлов характерны тот или другой вид теплообмена и его интенсивность. В зависимости от задач иссле дования определяют локальные (местные) или средние значения коэф фициентов теплоотдачи.
§ 30. Локальные значения
коэффициентов |
теплоотдачи от газа |
к охлаждаемым |
лопаткам |
При расчетах прочности охлаждаемых узлов газовой турбины и в первую очередь ее рабочих лопаток необходимо знать возникающие температурные напряжения. Их расчет возможен при наличии распределения температур по контуру, высоте и глу бине охлаждаемых узлов. Одним из главных факторов, определяю щих температурные поля в охлаждаемых деталях, являются локаль ные значения коэффициентов теплоотдачи а. Как известно, распре деление коэффициентов теплоотдачи по контуру охлаждаемых лопаток неравномерно. Это объясняется прежде всего изменением харак тера течения, а также изменением параметров пограничного слоя, который в основном и определяет теплообмен. Знание локальных значений коэффициентов теплоотдачи по профилю охлаждаемой лопатки дает возможность наиболее эффективно организовать си стему охлаждения, с тем чтобы снизить температурные напряжения и сократить количество охлаждающего агента. Особенно необходимым становится определение локальных значений а при создании систем внутреннего охлаждения. Коэффициенты теплоотдачи определяют либо теоретическим, либо экспериментальным путем.
Трудность теоретического определения локальных значений коэф фициентов теплоотдачи заключается в оценке мест точек перехода ла минарного слоя в переходный и затем в турбулентный пограничные слои. Существующие методы расчета теплообмена на криволинейной поверхности даже в приближенной постановке весьма трудоемки и громоздки по сравнению с расчетами по степенным эксперименталь ным формулам. Вся задача усложняется расчетом пограничного слоя.
Наиболее эффективным, на наш взгляд, теоретическим методом расчета теплового пограничного слоя по профилю турбинной лопатки является метод, изложенный в работе [22]. Характерная особенность этого метода состоит в том, что расчет теплового и динамического по граничных слоев при всех трех режимах течения (ламинарном,
9* |
131 |