Файл: Зысина-Моложен, Л. М. Теплообмен в турбомашинах.pdf

подборе теплоносителя такая схема позволяет в 10—100 раз уве­ личить теплосъем внутри пера лопатки. Отвод тепла от проме­ жуточного теплоносителя производится в теплообменниках, вы­ несенных за пределы профиля. При этом для увеличения поверх­ ности теплосъема нет принципиально непреодолимых препятствий.

Высокие теплопередающие свойства термосифонов приводят

ктому, что температура пера лопатки приближается практически

ктемпературе промежуточного теплоносителя. В этих условиях для того, чтобы избежать нежелательного переохлаждения, при­ ходится применять высококипящие теплоносители, например натрий или его сплавы.

Корневое охлаждение (схема V). Очевидно, что из-за значи­ тельного термического сопротивления пера лопатки такая схема мало эффективна и позволяет снизить температуру лопатки прак­ тически только вблизи корневого сечения. Наиболее эффективны при этом лопатки с удлиненной комлевой частью, в которых между профилем и диском создается прослойка из охлаждающего воз­ духа. Однако в сочетании с методами интенсификации теплопереноса внутри пера лопатки, например с помощью промежуточного теплоносителя, схема корневого охлаждения оказывается весьма эффективной. В этом случае в корневой части лопатки распола­ гается специальный теплообменник с развитой поверхностью, в комбинированных установках возможно также применение двухъярусных лопаток.

В практике обычно встречаются различные комбинации приве­ денных схем теплопереноса, например внутреннее конвективное охлаждение и заградительное охлаждение выходной кромки и т. д.

39.Оценка эффективности охлаждения

ивыбор теплоносителя

Эффективность охлаждения газовой турбины определяется большой группой параметров и прежде всего тепловой схемой и мощностью установки, схемой охлаждения, быстроходностью, геометрией проточной части и др. В процессе проектирования охлаждаемых лопаток, как отмечалось выше, теплофизическая сторона вопроса является важнейшей, но не единственной. Тех­ нологические, прочностные, термодинамические аспекты застав­ ляют иногда иначе взглянуть на достоинства той или иной си­ стемы. Действительно, если с теплофизической стороны пористое охлаждение следует рассматривать как наиболее целесообразное, то с учетом технологических особенностей такие системы в настоя­ щее время не могут быть рекомендованы для широкого внедрения. Некоторые способы охлаждения, например паровое, связаны с конкретными тепловыми схемами и в отрыве от них не могут обеспечить общую эффективность установки. Различная степень изученности отдельных методов охлаждения также затрудняет сравнение их эффективности. Однако несмотря на это делаются

247

попытки введения некоторых коэффициентов, учитывающих от­ дельные стороны вопроса. С учетом отмеченных выше обстоятельств влияние этих коэффициентов, различное для каждой системы, при сравнении общей эффективности определить затруднительно.

В настоящее время при выборе способа охлаждения на стадии проектирования следует проводить комплекс сравнительных рас­ четов, а вследствие ограниченности данных по отдельным типам охлаждения необходимо предусматривать экспериментальную до­ водку и исследования. Конечным результатом такой работы должно являться создание охлаждаемой ступени, применение которой возможно на ряде двигателей.

Сравнение отдельных вариантов одной системы охлаждения для конкретной тепловой схемы и параметров установки осу­ ществить проще. Необходимость сопоставления многочисленных экспериментальных исследований различных конструктивных ва­ риантов принципиально одинаковых систем охлаждения, прове­ денных при различных режимных параметрах и геометрических размерах, вызвала появление в литературе целого ряда предло­ жений и разработок, направленных на решение этого вопроса.

Общий анализ условий подобия применительно к теплообмену в лопатке показывает, что процесс теплообмена определяется значительным количеством параметров, использование которых для обобщения и сопоставления экспериментальных данных, со­ держащих ограниченную информацию, практически невозможно. Ограниченность информации заставила искать более простые характеристики. Широкое распространение в практике для оценки систем охлаждения получили понятия безразмерной температуры

лопатки 0 или т] и безразмерного расхода охладителя Оохл:

Здесь Т*г и Тохл — температура торможения газа и охладителя соответственно.

Практически эти параметры правомочны только для сравне­ ния различных -вариантов системы охлаждения, испытанных на одной и той же турбине при одинаковых значениях режимных параметров.

В. И. Локай предложил использовать в качестве характери­ стики эффективности внутреннего охлаждения лопаток при за­ данной геометрии проточной части удельный коэффициент рас­ хода охлаждающего воздуха, который может быть представлен в виде [801

(VI1.3)

248

Здесь

где Fr и — поверхности лопаток, омываемые в фиксирован­ ный момент времени соответственно газом и охладителем.

Коэффициент k%, учитывающий термическое сопротивление лопатки, равен

ь _ 1

~~ 1— Bi 0

Параметр g показывает, какое относительное количество воз­ духа требуется для снижения средней температуры лопатки на

жены через критерий Стэнтона, тогда легко установить связь удельного коэффициента расхода с основными критериями по­ добия, описывающими теплообмен в лопатке.

Из выражения (VI 1.3) вытекают некоторые известные прин­ ципы проектирования систем внутреннего охлаждения: чем больше геометрические размеры лопатки (т. е. чем больше число R), тем проще решается при прочих равных условиях задача ее охлаж­ дения; каналы вытянутой формы предпочтительнее, чем круглые, и др. Данное выражение может использоваться также для пере­ носа результатов модельных испытаний на натурные объекты. Подробно эти вопросы рассмотрены в работе [80].

Вопрос о способах сравнения различных систем охлаждения

вцелом остается открытым. Существенное значение в ряде слу­ чаев приобретают сопротивление тракта охлаждения и макси­ мальные градиенты температур на охлаждаемых поверхностях. Особое значение эти показатели приобретают при использовании газожидкостных хладагентов [158]. Так, выше было показано, что теплоотдача увлажненных потоков при определенных условиях может быть в несколько раз выше, чем однофазных охладителей, сопротивление при этом возрастает незначительно. Отсюда воз­ никает возможность существенного снижения потерь работы, связанных с охлаждением. Однако газожидкостное охлаждение

всилу многообразия возможных режимов теплоотдачи обычно приводит к более резким градиентам температур на поверхности.

Оценивая эффективность систем с газожидкостным охлажде­ нием, необходимо учитывать также следующее обстоятельство. Обычно в трактах охлаждения современных ГТУ температур­ ный фактор ф равен 1,6—2,2. В предыдущей главе было показано, что для газожидкостных потоков температурный фактор суще­

ственно влияет на теплоотдачу: так, при ф = 1,0ч-1,2, могут быть получены значения коэффициентов теплоотдачи в несколько раз более высокие, чем при ф = 1,6-=-2,2. Резкое увеличение

219

теплосъема при снижении ф, (т. е. снижении температуры Тш по­ верхности, омываемой охладителем) при определенных условиях может скомпенсировать некоторое снижение температурного на­ пора в тракте охлаждения и соответствующее увеличение темпе­ ратурного напора в проточной части турбины. В связи с этим воз­ никает вопрос об оптимальной температуре охлаждаемой лопатки

[52].

температура Тг почти такая же, как при ф = 1,65, а температура поверхности лопатки Тл даже

несколько ниже. Дальнейшее уменьшение ф ведет к увели­ чению допустимой температуры газа. Таким образом, для систем с газожидкостным теплоносителем при определенных значениях ф существует минимум эффективности. Говоря об эффективности систем с газожидкостным теплоносителем в данном случае, мы предполагаем, что они используются в тепловых схемах, преду­ сматривающих глубокую утилизацию тепла, отбираемого в тракте охлаждения.

Необходимая интенсивность охлаждения лопаточного аппа­ рата зависит не только от принятой рабочей температуры, но и от рабочего давления. Упрощенный теоретический анализ внутрен­ него охлаждения показыват, что для двух геометрически иден­ тичных турбинных ступеней, работающих при различных давле­ ниях, одинаковые температурные режимы лопатки (Гл) возможны

250

при выполнении равенства

(VII.5)

где е — степень увеличения давления; п — показатель степени в критериальном уравнении теплоотдачи. На основании равен­ ства (VI 1.5) построена расчетная зависимость (рис. 102) для слу­ чаев турбулентного (кривая 1) и ламинарного (кривая 2) течения в охлаждающих каналах, средняя температура лопатки при рас­ четах принята равной 600° С. Учитывая, что при внутреннем охлаждении существует пре­ дельный тепловой поток, пре­ высить который не удается при сколь угодно высокой интен­ сификации теплоотдачи,следует признать преимущество для данных систем охлаждения теп­ ловых схем с меньшей степенью сжатия (например, схем с реге­ нерацией) [53].

Остановимся теперь на воп­ росе выбора теплоносителя для некоторых из рассмотренных в предыдущем параграфе схем тепло- и массопереноса.

Наиболее распространенным и одним из наименее эффектив­

ных по теплофизическим свойствам теплоносителем в системах охлаждения газовых турбин является в о з д у х . В открытых системах охлаждения (с однократным использованием теплоно­ сителя) воздух может с наименьшими потерями сбрасываться в проточную часть турбины. При этом практически отсутствует требование герметизации системы охлаждения, что приводит к зна­ чительному упрощению конструкции охлаждаемой турбины в це­ лом и поэтому в известной мере окупает основные недостатки воз­ духа как охлаждающего агента: низкие значения теплоемкости и теплопроводности и большие удельные объемы. Однако при дальнейшем повышении начальной температуры газа возможности воздушного охлаждения быстро исчерпываются и возникает необ­ ходимость искать более эффективный теплоноситель.

Более эффективен в качестве охладителя в о д я н о й па р . За счет более высокой теплоемкости при прочих равных условиях необходимые для охлаждения расходы пара на 30—50% ниже, чем расходы воздуха. Однако применение пара возможно лишь в установках, работающих по специальным тепловым схемам, например по схеме ЦК.ТИ—ЛПИ, предусматривающей генера­ цию влажного пара и его вакуумную конденсацию. Температура

251