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

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 11.04.2024

Просмотров: 232

Скачиваний: 1

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

критической точки коэффициент теплоотдачи можно подсчитать по критериальной зависимости

Nu = 0,0835Re°.7(-^-)

(116)

Количество тепла, воспринимаемого воздухом при обдуве поверх­ ности, расположенной вблизи критической точки, при радиусе поверхности R > 2,5d можно определить по уравнению

 

 

 

q =

 

nR*(T„-Tn)-±-cRe».

 

 

(117)

где

Гс т —температура обдуваемой

поверхности;

 

 

 

 

Тв—

температура воздуха.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

п

 

 

 

с

0.10

 

 

 

 

0.7

 

 

 

0.2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0.1)

 

 

с

0,1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10

12 ,

/4

0.5

 

 

 

 

 

 

 

 

R/d

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 98. Изменение местных значений

Рис. 99. Коэффициенты

сипе

за-

числа Нуссельта по длине цепи.

 

висимости от rK/d.

 

 

 

Коэффициенты с и п можно получить из графика как функцию от

rjd

(рис. 99), где гк—радиус

калорифера и d—диаметр

сопла.

В

работе

[341 дается

критериальная

зависимость

для

расчета

теплоотдачи

круглой турбулентной

струи

воздуха,

растекающейся

в щели по пластине перпендикулярно

направлению

потока.

 

В работе показано, что для струи,

вытекающей на пластину, су­

ществуют

три качественно

отличные

картины течения,

характери­

зующиеся отношением 8/d, в каждой из которых процесс теплоотдачи

подчиняется различным закономерностям: 1) 0 ^ 6 / d ^ 0 , 5 ,

2) 0 , 5 ^

^

б/сі ^

10 и 3) bid >> 10 (б — зазор

между ротором

и

статором;

d — диаметр

сопла).

 

 

 

 

 

Для дефлекторной лопатки при выходе струи воздуха на оболочку

с

внутренней

стороны

в работе [12] предлагается расчеты коэффи­

циента

теплоотдачи

производить по

критериальной

зависимости

 

 

 

 

Nu = 0,0984Re|

 

 

 

где dx—диаметр

отверстия;

 

 

 

 

б — зазор;

 

 

 

 

§ 41. Теплообмен в замкнутых каналах

В настоящее время все больше внимания стали уделять двухконтурной системе охлаждения рабочих лопаток. Усло­ вия работы охладителя в замкнутом контуре очень сложные, поэтому и оценка теплоотдачи к хладагенту и переноса тепла в самом контуре является задачей довольно трудоемкой. Для полного представления сложных явлений, происходящих в замкнутом контуре, оценим в первом приближении, какие силы действуют на хладагент при работе турбины. Для этого выделим в охлаждаемой лопатке с замкну­

тым контуром элемент воды высотой

dr (рис. 100). Лопатка

вра­

щается

вокруг

оси,

уровень

воды располагается

на

радиусе

гх.

Тогда

центробежная

сила

при вращении ро­

 

 

 

 

тора,

действующая

на выделенный

элемент,

 

 

 

 

будет

равна

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

dc = dmm2 = — f /чо2 dr,

 

 

 

 

 

где f •— площадь

поперечного

сечения

столба

 

 

 

 

 

воды в лопатке;

 

 

 

 

 

 

 

dm •— элементарная

масса

хладагента;

 

 

 

 

г — текущий

радиус;

 

 

 

 

 

 

 

со — угловая

скорость.

 

 

 

 

 

 

 

Давление, создаваемое

выделенным

элемен­

 

 

 

 

том,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

dp -

 

= -^-co2r dr.

 

 

 

 

 

Тогда

давление на радиусе

г 2

составит

РИС

IQQ. Схема ло-

 

 

г =

 

 

 

 

натки

с

замкнутой

 

р2

= J -У- aPrdr = -Х- (и! — и\).

системой

охлаждения.

 

 

г,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Если принять и 3

= 300 м/с; и1

— 250 м/с; у = 1000 кг/м3,

то давле­

ние р2

=

14 Мн/м2.

Температура кипения воды,

соответствующая

данному давлению, будет равна 608 К. Таким образом, в лопаточном канале, несмотря на высокую температуру стенок, может находиться вода, и парообразование может происходить лишь на внутреннем уровне жидкости. Высокое давление воды внутри лопатки предъ­ являет повышенные требования к прочности. Вода, двигаясь по

каналам

в радиальном направлении,

нагревается, и, следовательно,

ее плотность

уменьшается.

 

 

 

Например,

изменение температуры

воды всего на 10° при давле­

нии 14,0

Мн/м9 (от 583 до 693

К) уменьшает ее

плотность на

300 кг/м-\

Эта величина является

подъемной силой

1 ж3 нагретой

воды, находящейся в поле земного тяготения, т. е. в неподвижной лопатке. При вращении подъемная сила в поле центробежных сил будет значительно больше и направлена к оси ротора, например при

со = 1000 с'1

и и — 250

м/с центробежное

ускорение

/со2 =

=0,250-10002 =250 000 м/с2,

т. е. в 25

500 раз больше ускорения силы

тяжести. Таким

образом, подъемная

сила вместо

300 н/м3

составит

в поле центробежной силы 7 650 ООО н/м3. При таком большом зна­ чении подъемной силы создаются благоприятные условия для интен­ сивной циркуляции воды в лопаточном канале охлаждения. Увели­ ченное давление, интенсивная циркуляция охлаждающего агента в замкнутом канале обеспечивают особые, резко отличительные от других обтеканий условия теплообмена. Такое течение еще слабо изучено. Однако есть некоторые экспериментальные работы, которые посвящены исследованию этого сложного вопроса.

Вработе [24] рассматривается торцевой теплообмен в цилиндри­ ческих замкнутых каналах в условиях свободной конвекции. Экспе­ риментальное исследование проводили на прозрачных моделях. Стенки трубки внутренним диаметром 19 мм обогревались в электро­ печи. Верхняя часть трубки охлаждалась водой. Модель заполняли ацетоном с примесью алюминиевой пудры, что позволяло наблюдать картину течения.

Вобогреваемой и охлаждаемой частях модели реализуется осесимметричное течение. На двух участках (крайних) — течение пере­ стройки, на среднем — обычное. В вертикальной модели, где дви­ жущиеся архимедовы силы больше, чем в горизонтальной, течение жидкости в канале происходит с большими скоростями. Основные исследования были проведены на стальных моделях. Внутренний диаметр канала составлял 20,5 мм, средняя высота лопатки менялась от 12 до 210 мм.

Во

время

 

опытов проводилось термометрнрование мпкрозондом,

введенным в

канал. Тепловой

поток определяли

по

теплоотводу

из холодильника. Модели теплоизолировали

от окружающей

среды.

В качестве теплоносителя

были применены вода и ртуть. Исследова­

ния

показали,

что канал

закрытого термосифона

можно

разбить на

три

характерных

участка

сопротивления: два участка

перестройки

потока

и средний

участок

с чисто

торцевым

теплообменом.

 

 

В работе

[24] предлагается

для расчета

торцевого

теплообмена

критериальная

зависимость

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Nu =

0,655 (IB/dy* (GrPr2 )0 '5 ,

 

 

(118)

где

/ — длина

канала;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

В = 1

Pre,ь

— коэффициент,

учитывающий

влияние

молеку-

 

 

 

 

<7

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

лярной теплопроводности

жидкости;

 

 

 

 

 

d — диаметр

канала.

 

 

 

 

 

 

 

 

Теплофизические свойства жидкости определяли по средней на

исследуемом

участке

температуре.

 

 

 

 

 

Для

участка

перестройки

критериальная формула

имеет вид

 

 

 

 

 

Nu

=

( / / d ) 1 . 6

pr 0,068 k (GrPr2 )0 '5 ,

 

 

(119)

где

 

 

 

 

 

 

 

 

1,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

k =

 

 

 

Таблица

33

 

 

Значения коэффициентов

С 2

и В

 

С- (вода

 

в

 

 

 

 

 

 

 

У г о л п а т с к а п и я , °

и ж и д к и е

 

 

 

 

 

металлы)

вода

ж и д к и е

м е т а л ­

 

 

 

лы

 

 

0

0,0071

1,0

4,6

 

5

0,0076

1,0

4,38

 

30

0,011

1,0

3,35

 

45

0,015

1,0

2,7

 

60

0,030

1,0

1,86

 

75

0,0555

1,0

1,46

 

90

0,107

1,0

1,24

 

Вращающаяся модель

0,071

1,0

4,6

 

 

( / к Р 5 г £ )

 

 

Вычисленные значения В и С 2 приведены в табл. 33.

 

Для

вращающегося

канала при а = 0 для воды к = 58,8, для

жидких

металлов (натрий, ртуть) к = 8,25.

 

В лопатках с замкнутыми системами охлаждения каналы

имеют

неравномерную площадь

поперечного сечения. Существенный

пере­

ход к расширению имеется на стыке замка и радиального канала. Поэтому в этой области появляется дополнительное термическое сопротивление. Проведенные экспериментальные исследования [25] на стальной модели, состоящей из канала, одна часть которого нахо­ дилась в водяном холодильнике, а другая обогревалась в элек­ трической печи, позволили построить кривую изменения темпера­ туры жидкости по высоте канала. Тепловой поток определяли по теплосъему в холодильнике. Экспериментальные данные, приведен­

ные к безразмерному

критериальному

виду, удовлетворительно

описываются

уравнением

 

 

 

где

 

 

N u ^ ( G r P r 2 ) 0 ' 5 ,

 

(120)

 

 

A =

f(d)\

 

 

 

 

 

 

 

Коэффициент

4=0,44 при (5)2

= 0,46;

А =0,35

при (d)2 =0,263;

А =0,315 при (d)2 =

0,136; А =0,315

при (d)2

=0,067.

Характерным

является то, что экспериментальные данные на

неподвижных

моделях

совпадают

с экспериментальными данными

на подвижных. Используя предложенную критериальную зави­ симость, можно получить расчетным путем температуру теплоноси­ теля на участке входа в канал и построить кривую изменения тем­

пературы теплоносителя по высоте

каналов в автономной лопатке.

По данным работы

[66] средний коэффициент теплоотдачи в глу­

хом канале от стенки

к охлаждающей жидкости можно

определить

по формулам

 

 

 

 

а ж = ° ' 6 7 6 . Х ж

(GrPr)0 '2 5

(121)

12 Г . Г . Жаров

177

при

ламинарном

течении жидкости

(GrPr < 10°);

 

 

 

аж

= 0,0192 і ї - ( G r P r ) 0 . "

(122)

при

турбулентном

течении жидкости

(GrPr) > 10.

 

Здесь

 

 

 

 

 

А,ж —коэффициент теплопроводности

жидкости;

 

є ж

— коэффициент, зависящий от числа Прандтля

(при Рг •< 0,5

 

е» =1,2) ;

 

 

 

 

 

/ — длина канала

охлаждения

в

лопатке.

 

Длина канала охлаждения должна быть не меньше вполне опре­ деленной величины, так как в противном случае произойдет смыка­ ние пограничных слоев жидкости внутри канала, которое снизит теплоотдачу.

При ламинарном течении жидкости

/ „ р е д ^ - ^ ^ С г Р г ) » . » ;

при турбулентном течении жидкости

/nP «<l,5dK Gr<M

(dK — диаметр канала).

Коэффициент теплоотдачи в глухих каналах может достигать больших величин. Так, при использовании в качестве охладителя

воды при dK = 3 мм,

I =

100 мм,

иср

— 275 міс,

г =

0,28 м коэф­

фициент теплоотдачи

в

глухом

канале

составит

приблизительно

80 000 втІ(мі • К). Этим объясняется

тот

факт, что с

помощью зам­

кнутых жидкостных систем охлаждения можно поднять температуру газа до 1973—2173 К.

§ 42. Контактный теплообмен

Разность температур между соприкасающимися деталями в газовых турбинах может достигать нескольких десятков или сотен градусов. Поэтому рассмотрение передачи тепла на участ­ ках контакта является важной задачей и составляет один из основ­ ных вопросов теплообмена. Исследования [77] в этой области были направлены на изучение влияния различных факторов на контактный теплообмен. В основу исследования природы термического сопро­ тивления было положено общепринятое представление о контакте как о соприкосновении поверхности во многих отдельных точках.

Такое допущение естественно, так как любая чисто обработан­ ная поверхность имеет выступы и впадины. Плотность контакта, повидимому, будет тем выше, чем чище обработана поверхность и чем большее усилие будет воздействовать на соприкасающиеся поверх­ ности. При этом важную роль играет и сам металл. Чем тверже металл, тем меньше влияние давления на снижение термического со­ противления. Поскольку очень трудно достичь полного прилегания двух соприкасающихся поверхностей, между ними всегда образуются

Смотрите также файлы