Файл: Жаров Г.Г. Судовые высокотемпературные газотурбинные установки.pdf

За характерный размер принимался текущий радиус. Значения, рассчитанные по приведенной формуле, отличаются от теоретических на 8%, что объясняется приближенностью теоретического решения.

Результаты экспериментальных исследований по определению теплоотдачи от диска к охлаждающему воздуху при наличии вра­ щающегося дефлектора приведены в работе [78]. На двух установках при окружной скорости порядка 200 м/с исследован насосный эффект диска, вращающегося совместно с дефлектором в широком диапазоне расходов через зазор. Сравнение экспериментальных данных с теоре­ тическими дает хорошую сходимость, если учитывать при определе­ нии коэффициента трения наличие разницы окружных скоростей по­ тока и диска. Это обстоятельство позволяет найти величину закрутки потока и затем коэффициент теплоотдачи.

Для одного из таких случаев экспериментально получена зави­ симость теплоотдачи от диска к охлаждающему воздуху при наличии вращающегося дефлектора:

где и — окружная скорость;

w — скорость движения воздуха в зазоре; б — зазор;

/•ср — средний радиус диска.

Сравнения опытных и расчетных величии, проведенные по всем зависимостям, показывают хорошую сходимость и дают основание считать, что предлагаемые критериальные зависимости можно ис­ пользовать при расчетах охлаждаемых дисков и барабанов газовых турбин.

§ 35. Теплоотдача от газа к межлопаточным поверхностям ротора (статора)

Как уже указывалось, относительное количе­ ство тепла, переданное через межлопаточные поверхности ротора (статора), ко всему количеству тепла, отведенному в проточной части,

составляет небольшую величину. Однако при проведении точных расчетов (особенно при оценке температурных напряжений) требуется определение потоков тепла и соответственно коэффициентов тепло­ отдачи и на этих участках ротора (статора).

В настоящее время специальных исследований в данной области проведено очень мало. По-видимому, это объясняется значительными методическими трудностями в проведении эксперимента. Поэтому многие исследователи в своих работах считают, что теплообмен на

Nu = 0,032Re0'8,

где физические константы определены при температуре газа, а опре­ деляющим размером является длина плиты. Полученное уравнение хорошо согласуется с экспериментом при М = 0,8 и числах Рей­ нольдса от 105 до 2- 10е. При этом расчет коэффициента теплоотдачи от газа к межлопаточной поверхности хвостовиков следует произ­ водить по зависимости

Nu = 0,66Re°.5 .

Приведенные критериальные зависимости являются приближен­ ными, так как для реальной турбины обтекание газом межлопаточ­ ных поверхностей будет отличаться. Во-первых, наличие зоны раз­ ных давлений на спинке и вогнутой части лопаток будет влиять на поток за венцом, создавая его дополнительную турбулизацию. Вовторых, в газовой турбине имеют место значительные температурные напоры и охлаждение, а приведенные критериальные зависимости получены при малых температурных напорах и охлаждении поверх­ ности. Для оценки коэффициента теплоотдачи при расчете по при­

в направлении потока, то коэффициент теплоотдачи изменяется от

расчете температуры ротора и количества отведенного тепла в про­ цессе охлаждения используют расчет по усредненным значениям коэффициента теплоотдачи [13]. Такой условный коэффициент теп­ лоотдачи учитывает тепловой поток через лопатки и межлопаточные поверхности, тепловое сопротивление хвостовиков и воздушных за­

Ккоэффициенты теплопроводности материала ротора и лопатки;

При этом сопротивление хвостовиков и воздушных зазоров можно учесть по следующей зависимости:

где гр — выбранный внешний расчетный радиус (несколько ниже впадин замков рабочих лопаток); rp = г — (0,15^-0,25)^;

t — шаг рабочих лопаток в корневом сечении;

п— отношение действительного и расчетного термических со­ противлений хвостовиков (я = 1,5^-2,5).

На основании обобщения большого количества опытных данных, а также проведенного эксперимента на плоских решетках с неболь­ шой степенью реактивности [20] получена зависимость для среднего коэффициента теплоотдачи от газа к торцевой поверхности межлопа­ точного канала рабочей решетки:

За характерный размер при обработке экспериментальных дан­ ных принималась хорда профиля лопатки. Полученная зависимость справедлива при Sr = 1 -^2,5.

§36. Теплоотдача в уплотнениях газовых турбин

В охлаждаемых турбинах с роторами барабан­ ного типа значительная часть наружной поверхности ротора прихо­ дится на участки, занятые лабиринтовыми уплотнениями (около 50%). Поэтому определение тепловых потоков, отводимых от рабо­ чего тела, протекающего через лабиринтовые уплотнения как иа концевых частях ротора, так и под направляющими аппаратами промежуточных ступеней, имеет важное значение.

Трудность определения коэффициентов теплоотдачи в уплотне­ ниях объясняется прежде всего сложностью проведения экспери­ мента и учета всех факторов, влияющих на теплоотдачу.

Для оценки теплоотдачи в качестве первого приближения в ра­ боте [77] рекомендуется использовать критериальную зависимость, полученную при исследовании теплообмена для узкой кольцевой щели

Nu = 0,0132Re0 '8 .

Определяющим размером в этой формуле следует считать экви" валентный диаметр (отношение учетверенной площади сечения ка­ нала к смоченному периметру). Физические параметры отнесены к температуре потока. Следует отметить, что коэффициент теплоот­ дачи, вычисленный по приведенной выше формуле, можно исполь­ зовать только для ориентировочных расчетов. В каждом отдельном случае нужно учитывать характер течения, форму лабиринтового уплотнения и другие факторы.

В некоторых работах предлагается ряд зависимостей с учетом того или иного типа уплотнений и различных режимов течения. Напри­ мер, в работе [79] предлагается рассчитывать коэффициент тепло­ отдачи в лабиринтовых уплотнениях при турбулентном режиме те­

За определяющий размер принимается удвоенный гидравлический диаметр щели.

В работе [70] проведены экспериментальные исследования теп­ лообмена для некоторых конкретных конструкций уплотнений. Здесь рекомендуется коэффициент теплоотдачи определять по за­ висимости

Nu = cRe".

Обобщенных данных по коэффициентам с и п в работе не приве­ дено. Выявлено влияние на величину теплоотдачи типа уплотнения, величины зазора между усиками и цилиндрическими поверхностями и окружной скорости вращения вала. Из графического анализа сле­ дует, что на теплообмене отражается тип уплотнения и величина за-