Распределение нагрузок (теплоперепада) по ступеням турбины.

Газовые турбины и их системы охлаждения»

Настоящая программа составлена на основании Государственного образовательного стандарта высшего профессионального образования по направлению 140100 Теплоэнергетика для специальности 140106 Энергообеспечение предприятий, утверждённого министром образования Российской Федерации 27 марта 2000 года. Данный курс изучается студентами заочной формы обучения со средним (общим) и средним профессиональным базовым образованием.

Цель преподавания дисциплины заключается в ознакомлении студентов с основными этапами и способами проектирования газовых турбин энергетических установок (включая конвертирование авиационных двигателей в энергетические установки) и их систем охлаждения; в развитии у студентов навыков в практическом решении междисциплинарных задач проектирования охлаждаемых и силовых турбин энергоустановок; в освоении студентами методов принятия компромиссных решений в сложных технических задачах, обеспечивающих гарантированное получение проектных параметров.

Задачи изучения дисциплины:

# получить представление о современном состоянии и перспективах развития газовых турбин энергетических установок;

# ознакомиться с основными физическими процессами, протекающими в газовых турбинах, знать их закономерности и уметь анализировать параметры;

# усвоить принципы и методы проектирования многоступенчатых, высокотемпературных газовых турбин, уметь творчески применять современные методики расчёта и проектирования;

# изучить основные конструктивные схемы газовых турбин и их систем охлаждения, знать их достоинства и недостатки ;

# уметь обоснованно выбирать состав и параметры системы охлаждения турбины, удовлетворяющие технико-экономическим параметрам проектируемой газотурбинной установки;

# получить навыки в проведении теоретических и экспериментальных методов проектирования и доводки ( конверсии ) газовых турбин.

Процесс изучения дисциплины рекомендуется построить следующим образом. В начале учебного семестра, до начала установочных лекций, следует восстановить в памяти некоторые разделы дисциплин, изученных на предшествующем этапе профессионального образования. Это в первую очередь термодинамика (параметры и характеристики термодинамических процессов), теплопередача (виды теплообмена и законы их описывающие), гидрогазодинамика ( основные законы сохранения и движения газов, свойства газовых потоков ), материаловедение и технология конструкционных материалов ( свойства и физические характеристики жаропрочных конструкционных материалов ).

В ходе установочных лекций будут изложены основные положения курса, выявлена и обоснована взаимосвязь всех разделов, даны рекомендации по изучению каждого из разделов, предложена литература как для первоначального, так и для углублённого изучения дисциплины.

Индивидуальные практические занятия после завершения установочной сессии заключаются в изучении необходимых разделов и тем предложенной учебной, научной и периодической научно-технической литературы и в выполнении курсовой работы по индивидуальным исходным данным.

При изучении дисциплины каждый студент обязан написать конспект, который должен содержать краткое изложение основных теоретических и практических положений, изложенных в настоящей программе курса. В конспекте должны присутствовать все разделы программы курса. Конспект должен содержать минимально необходимое количество рисунков, схем, графиков, таблиц. В конспекте должна быть дана расшифровка (объяснение) основных терминов и понятий. Все размерные величины должны быть представлены в системе СИ. Условные обозначения всех параметров и констант должны быть едиными во всех разделах конспекта. Конспект должен быть составлен таким образом, чтобы он представлял практическую ценность при последующем выполнении курсовых и дипломной работ, а также при профессиональной деятельности.

Итоговая аттестация по курсу «Газовые турбины и их системы охлаждения» проходит в виде защиты выполненной курсовой работы и экзаменационного испытания после предъявления студентом написанного им конспекта дисциплины.

СОДЕРЖАНИЕ (ПРОГРАММА) ДИСЦИПЛИНЫ.

1. Введение.

- История развития газовых турбин для энергетических установок.

- Наиболее важные направления развития параметров турбин.

- Основные термины и определения.

- Единицы измерения энергетических величин и параметров.

- Место и роль турбостроения в обеспечении энергетической безопасности страны, в развитии наукоёмкого, инновационного производства.

2. Основы теории газовых турбин.

- Физические принципы работы осевой турбинной ступени.

- Конструктивная схема и основные геометрические параметры турбинной ступени.

- Элементарная ступень и основные уравнения турбинной ступени.

- Термодинамика рабочего процесса в турбинной ступени.

- Потери в лопаточных венцах турбинной ступени. КПД ступени.

- Понятие о степени реактивности. Её влияние на свойства ступени.

- Основные параметры, определяющие эффективность работы ступени.

3. Выбор схемы проточной части турбины и определение её основных размеров.

- Определение числа ступеней и распределение работы между ними.

- Определение диаметральных размеров проточной части на выходе из турбин высокого и низкого давления.

- Выбор схемы проточной части турбины.

- Осевой зазор и ширина лопаточных венцов.

- Межтурбинные переходные каналы.

4. Газодинамический расчёт ступени турбины.

- Расчёт параметров ступени турбины на среднем диаметре.

- Изменение параметров по радиусу проточной части.

- Свойства ступеней с различным распределением параметров по радиусу.

- Изменение параметров потока в межтурбинном переходном канале.

5.Профилирование лопаток осевых турбин.

- Выбор основных геометрических параметров профилей лопаток и лопаточных венцов.

- Построение профильных поверхностей лопаток дозвуковых ступеней.

- Особенности профилирования лопаток сверхзвуковых ступеней.

- Проверочный расчёт на прочность пера рабочей лопатки.

- Особенности профилирования охлаждаемых лопаток турбин.

6. Многоступенчатые турбины газотурбинных энергетических установок и агрегатов.

- Основные особенности и общие принципы расчёта многоступенчатых газовых турбин.

- Одновальные многоступенчатые турбины для привода электрогенератора.

- Двухвальные многоступенчатые турбины для привода

электрогенератора.

- Двухвальные многоступенчатые турбины для привода газоперекачивающего агрегата.

- Способы решения проблемы осевых сил в одновальных и в двухвальных многоступенчатых турбинах.

7. Системы охлаждения газовых турбин.

- Физические принципы организации охлаждения элементов высокотемпературных газовых турбин.

- Эффективность охлаждения, способы её повышения.

- Способы охлаждения рабочих лопаток турбин.

- Способы охлаждения сопловых лопаток турбин.

- Охлаждение дисков и замковых соединений лопаток с дисками.

- Выбор места отбора охлаждающего воздуха.

- Аппарат предварительной закрутки охлаждающего воздуха.

- Кризис систем охлаждения газовых турбин. Роль новых жаропрочных материалов в перспективах развития газовых турбин.

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

Учебники и монографии:

1. Локай В.И., Максутова М.К., Стрункин В.А. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов. – М, Машиностроение, 1991. – 511с.

2. Холщевников К.В., Емин О.Н., Митрохин В.Т. Теория и расчёт авиационных лопаточных машин. – М., Машиностроение, 1986. – 432с.

3. Емин О.Н., Карасёв В.Н., Ржавин Ю.А. Выбор параметров и газодинамический расчёт осевых компрессоров и турбин авиационных ГТД.: Учебное пособие. – М.: «Дипак», 2004. – 156с.

4. Ржавин Ю.А., Емин О.Н., Карасёв В.Н. Лопаточные машины двигателей летательных аппаратов. Теория и расчёт.: Учебное пособие. – М.: Изд – во МАИ – ПРИНТ, 2008. – 700с.

5. Белоусов А.Н., Мусаткин Н.Ф., Радько В.М. Теория и расчёт авиационных лопаточных машин.: Учебник для вузов. 2-е изд., испр. и дораб. – Самара, 2003. – 344с.

6. Белоусов А.Н., Мусаткин Н.Ф., Радько В.М., Кузьмичёв В.С. Проектный термогазодинамический расчёт основных параметров авиационных лопаточных машин.: Учебное пособие. – Самара, 2006 – 316с.

7. Теплоэнергетика и теплотехника. Общие вопросы: Справочник / Под. общ. ред. А.В.Клименко и В.М.Зорина. – М.: Изд-во МЭИ, 2000 – 528 с. - (Теплоэнергетика и теплотехника; кн. 1).

8. Теоретические основы теплотехники. Теплотехнический

эксперимент.: Справочник / Под общ. ред. А.В.Клименко и В.М.Зорина –

М.: Изд-во МЭИ, 2001 – 564 с. - (Теплоэнергетика и теплотехника; кн. 2).

9. Тепловые и атомные электростанции: Справочник / Под. общ. ред. А.В.Клименко и В.М.Зорина. – М.: Изд-во МЭИ, 2003 – 645 с. - (Теплоэнергетика и теплотехника, кн. 3).

10. Локай В.И., Бодунов М.Н., Щукин А.В. Теплопередача в охлаждаемых деталях газотурбинных двигателей. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1993 – 158с.

11. Венедиктов В.Д. Газодинамика охлаждаемых турбин. – М.: Машиностроение, 1990 – 185с.

12. Копелев С.З., Тихонов Н.Д. Расчёт турбин авиационных двигателей. (Газодинамический расчёт. Профилирование лопаток). – М.: Машиностроение, 1974 – 268с.

13. Богомолов Е.Н. Рабочие процессы в охлаждаемых турбинах газотурбинных двигателей с перфорированными лопатками. – М.: Машиностроение, 1987. – 160с.

14. Ремизов А.Е., Пономарёв В.А. Формирование облика проточной части базового ТРДД семейства на ранней стадии проектирования. : Учебное пособие, - Рыбинск: РГАТА, 2008. – 160с.

Периодические издания (журналы):

1. Теплоэнергетика.

2. Газотурбинные технологии.

3. Энергетика.

4. Турбины и дизели.

5. Тепломассообмен.

6. Известия вузов. Авиационная техника.

7. Известия вузов. Машиностроение.

8. Вестник СГАУ.

9. Вестник РГАТА.

Большинство приведённых в данном списке учебников, учебных пособий, научных монографий и периодических изданий можно найти в фондах библиотеки РГАТА имени П.А.Соловьёва. При изучении курса «Газовые турбины и их системы охлаждения» допускается использовать и другие учебные и научные издания, включая материалы профильных научно – технических конференций и ресурсы электронных библиотек и каталогов, материалы выставок, салонов и других форумов.

КОНСПЕКТ ДИСЦИПЛИНЫ.

Конспект должен содержать изложение семи тем в соответствии с содержанием программы курса. Изложение темы должно содержать минимально необходимое для её раскрытия количество текста, формул, рисунков и таблиц. Каждая тема должна завершаться списком литературы на основании которой написан конспект. По тексту должны быть расставлены ссылки на список литературы.

ПРИМЕР ОФОРМЛЕНИЯ КОНСПЕКТА.

1.1 Основные тенденции в развитии газотурбинных двигателей по

параметрам рабочего процесса и связанные с этим изменения в облике их проточной части.

Важной особенностью как авиационных, так и энергетических ГТД является возможность независимой отработки газогенератора как наиболее напряженного агрегата двигателя. Однако, следствием этого обстоятельства является широкое разнообразие возможных конструктивно-схемных решений двигателя, что усложняет выбор наиболее целесообразного варианта при проектировании двигателя (форма проточной части, окружные скорости, нагруженность и число ступеней в элементах, число валов и т. д.), тем более с учетом дальнейшего использования базовой конструкции для создания семейства двигателей.

В общей теории ГТД доказывается базовый постулат проектирования: для повышения топливной экономичности необходимо одновременное увеличение значений основных параметров цикла и КПД всех узлов двигателя. Это обстоятельство привело к некоторым качественным изменениям в газовоздушном тракте двигателя. Рост степени повышения давления в компрессоре неизбежно ведёт к уменьшению размеров проточной части. Уменьшение относительной высоты проточной части турбины позволяет увеличить окружную скорость (работу) при заданном уровне напряжений в лопатках или при заданной работе уменьшить напряжения (рис.1.1). При этом температура газов перед турбиной может быть увеличена благодаря снижению температуры торможения в относительном движении или увеличению допустимой температуры пера лопатки.

Рис.1.1. Связь между отношением и окружной скоростью для колеса турбины при постоянных значениях параметра напряжений

В то же время, турбина вентилятора авиационного ТРДД и силовая турбина энергетического ГТУ имеют невысокие окружные скорости, причем существенно возрастает потребное число ступеней турбины. Таким образом, для обеспечения массовой и газодинамической эффективности лопаточных машин каскада низкого давления в ряде случаев увеличивают средний диаметр проточной части турбины по сравнению с турбиной газогенератора. Это достигается с помощью переходного канала, как, например, у двигателей CF6, V2500, PW4000 или посредством широкого соплового аппарата первой ступени турбины вентилятора с увеличивающимся средним диаметром, как у двигателей RB211, PW2037. В результате в конструкции двигателя появились специальные элементы – газодинамические переходники, соединяющие проточные части каскадов высокого и низкого давления как на участке сжатия рабочего тела, так и на участке его расширения (рис.1.2).

Рис.1.2. Схема межтурбинного переходника ГТД

Основная задача межтурбинного переходника как элемента конструкции – это соединение проточных частей турбин низкого и высокого давления, имеющих различные диаметральные размеры. Это подтверждается статистическими данными, представленными на рис. 1.3 об относительных размерах переходного участка в виде зависимости ( и – средние диаметры проточной части на входе в канал и выходе из него соответственно) от (L – длина канала; – его высота на входе).

Так межтурбинные переходники, соединяющие проточные части турбины высокого давления и турбины низкого давления, выполнялись со значительной степенью диффузорности. Об этом свидетельствует представленная на рис.1.4 статистическая связь между углом раскрытия эквивалентного плоского диффузора и его степенью диффузорности. Из рис. 1.4 видно, что диапазон углов раскрытия и степеней диффузорности межтурбинных переходников достаточно широк – степень диффузорности изменяется в пределах от 1,1 до 2, а угол раскрытия от 2 до 21°. Однако, раскрытие межтурбинного переходника, складывается из двух составляющих: раскрытия в меридиональной плоскости и увеличения аксиальной площади за счет увеличения среднего диаметра.

Рис.1.3. Статистические данные по относительным размерам межтурбинных переходных каналов

Рис.1.4. Данные об углах раскрытия и степени диффузорности.

Статистические данные, представленные на рис.1.3 – 1.4 получены с помощью измерений геометрических параметров межтурбинных переходных каналов на опубликованных схемах и чертежах двигателей различных фирм. Целесообразность диффузорности переходного канала видится в том, что она позволяет увеличить аксиальную площадь проточной части турбины низкого давления, что обеспечивает увеличение углов поворота потока газа в ее лопаточных венцах и тем самым способствует повышению газодинамической эффективности лопаточных решеток за счет улучшения условий профили- рования лопаток.

Опыт разработки двигателей показывает, что требования к газодинамическому совершенству переходных каналов весьма высоки. Так рост потерь полного давления в межтурбинном переходном канале на 1 % дает ухудшение тяги, мощности и удельного расхода топлива на 1…1,5 %. Поэтому вполне обосновано стремление разработчиков двигателей к созданию гладких, не загроможденных аэродинамическими элементами переходных каналов, либо полной их ликвидации. Но далеко не всегда это удается. У турбовинтовых двигателей, морских и энергетических газотурбинных установок необходимость введения в проточную часть межтурбинных переходников обусловлена кроме всего прочего рядом конструктивных особенностей (например, необходимостью размещения силовых элементов).

Геометрические параметры межтурбинных переходных каналов промышленных ГТУ

Двигатель	q_m	q_r	q	L/h₁	θ, град.	γ_экв, град.
НК-38СТ	1,38	1,75	2,42	6,29	3,46	12,88
ДТ71	1,61	1,08	1,74	3,44	10,13	12,28
НК-14СТ	0,86	1	0,86	4,09	-1,96	-1,96
ГТД-4РМ	1,47	1,04	1,53	5,05	5,33	6,01
ДН-70	1	1,56	1,56	4,8	0	6,68
НК-37	1,17	1,37	1,6	2,25	4,33	15,19
ГТП-10/953	0,65	2,04	1,33	4,19	-4,78	4,51
НК-16СТ	1,29	1,29	1,66	6,42	2,59	5,89
ГТД-10РМ	1,11	1,75	1,94	9	0,7	5,98
ПС-90ГП2	1,27	1,22	1,55	3,95	3,91	7,97
GT10C	0,95	1,23	1,17	2,09	-1,37	4,66
ГТ-700-5	1,21	1,06	1,28	2	6,01	8,01

1.2 Параметры, определяющие эффективность переходных каналов

Для характеристики аэродинамических качеств диффузоров используются различные коэффициенты [2, 4, 5, 14].

Коэффициент внутренних потерь диффузора как участка магистрали с местным сопротивлением вычисляется по разности давлений полного торможения в долях от динамического давления во входном сечении канала:

(1)

Внутренние потери полного давления в кольцевом диффузоре с прямолинейными образующими включают потери на внутреннее трение, потери на вихреобразование вследствие торможения пристеночного слоя, потери на поворот потока в изогнутых каналах, а также потери, вызванные диссипацией кинетической энергии от поперечной составляющей скорости, имеющие место при наличии цилиндрического участка на выходе из диффузора.

Одной из основных оценок эффективности диффузоров, устанавливаемых на выходе из труб, газовых трактов или каких-либо устройств (турбомашин), является коэффициент полных потерь, который кроме внутренних потерь учитывает потери кинетической энергии с выходной скоростью:

, (2)

где – коэффициент потерь с выходной скоростью.

В ряде случаев для оценки эффективности диффузорного канала используется КПД диффузора:

(3)

Степень совершенства процесса преобразования кинетической энергии потока в потенциальную можно оценить коэффициентом восстановления давления

, (4)

который связан с другими показателями соотношением:

(5)

Диффузоры кольцевой формы широко используются в газотурбинных двигателях. Примером являются переходные каналы между каскадами высокого и низкого давления компрессоров и турбин, диффузоры камер сгорания, выхлопные патрубки компрессоров и турбин. В осевых турбомашинах широко применяются кольцевые диффузоры с прямолинейными образующими (осекольцевые диффузоры). Находят применение также криволинейные диффузоры (S-образные переходные каналы, криволинейные выхлопные патрубки с осевым и диагональным выхлопом).

Схема осекольцевого диффузора и геометрические параметры, характеризующие форму меридионального сечения, представлены на рис. 1.5.

Рис. 1.5. Схема осекольцевого диффузора

Основными параметрами, определяющими характеристики кольцевых диффузоров, являются степень расширения q, которая непосредственно связана с уменьшением скорости, и безразмерная длина диффузора L/h₁, определяющая в комбинации с q величину градиента давления и, следовательно, развитие пограничного слоя. Общая диффузорность q=F₂/F₁=q_r·q_m формируется двумя составляющими: радиальной q_r=r_2ср/r_1ср, связанной с изменением среднего радиуса проточной части, и меридиональной q_m=h₂/h₁, обусловленной изменением высоты кольцевого сечения канала.

Важными параметрами являются углы наклона наружной и внутренней стенок диффузора, точнее их соотношение – плоский угол, который определяется выражением

(6)

Для характеристики кольцевого диффузора часто используется эквивалентный угол раскрытия, который определяется выражением

(7)

1.3Условия работы межтурбинных переходных каналов.

Область автомодельности по числу Рейнольдса для кольцевых диффузоров различных конфигураций определяется границей Re>(2…3)·10⁵ (рис. 1.6). Увеличение числа Рейнольдса сверх (2…3)·10⁵ практически не сказывается на величине внутренних потерь в межтурбинных переходных каналах.

Рис. 1.6. Зависимость внутренних потерь в диффузорах от числа Рейнольдса

1-3 – кольцевые выхлопные патрубки; 4 – конический диффузор

Приведенные скорости на входе в межтурбинные переходные каналы находятся на уровне λ₁=0,4…0,5 [2, 14]. Установлено, что при λ₁<0,6 внутренние потери в кольцевых диффузорах практически не зависят от входной скорости. Это позволяет проводить исследования межтурбинных переходных каналов в рамках допущения о несжимаемости рабочего тела (рис. 1.7).

Рис. 1.7. Зависимость внутренних потерь в диффузорах от числа Маха

1 – конический диффузор; 2 – радиальный диффузор; 3, 4 – кольцевые диффузоры

При наличии ступени турбомашины входное поле скоростей может быть существенно неравномерным. Межтурбинные переходные каналы часто работают в условиях входной закрутки потока. Угол выхода потока для двухступенчатых турбин высокого давления составляет α_ТВД=85°…95°. Для одноступенчатой турбины высокого давления достижение осевого выхода потока является затруднительным: минимальное значение угла выхода потока составляет α_ТВД=75°…80° [74] (рис. 1.8).

Рис. 1.8. Развертка кольцевого сечения лопаток ступени турбины высокого давления

Тенденция к повышению параметров в современных и перспективных газотурбинных двигателях, требование сокращения их массы и габаритов при обеспечении высокой эффективности явились основными причинами применения одноступенчатых высокоперепадных турбин газогенераторов [1, 2, 14]. Исследования В. Д. Венедиктова, В. И. Веревского [11] показывают, что в одноступенчатых высокоперепадных турбинах высокого давления углы выхода потока могут достигать α_ТВД=41°…77°.

Таким образом, закрутка потока на входе в межтурбинный переходный канал может изменяться в пределах 0°…50°. При этом распределение закрутки по радиусу может быть различным (рис. 1.9).

Рис. 1.9. Изменение угла выхода потока по радиусу турбинной ступени

Рис. 1.10. Изменение кинематических параметров закрученного потока в кольцевом диффузоре .

1.4 Изменение параметров потока в переходном канале.

Рис. 1.11. Зависимость коэффициентов внутренних потерь исследуемых диффузоров от величины входной закрутки

Результаты испытаний переходных каналов показали, что влияние входной закрутки (рис. 1.10) на аэродинамическую эффективность кольцевых диффузоров носит сложный и неоднозначный характер, что связано с особенностями течения закрученного потока вблизи наружной и внутренней стенок и с изменяющимся вкладом пристеночных течений в общие потери в канале. При этом доли потерь, генерируемых в пристеночных областях, различаются, что обусловливает существование оптимальной, с точки зрения потерь, входной закрутки потока при постоянной по радиусу входной закрутке (рис. 1.11). При этом оптимальная величина входной закрутки зависит от диффузорности канала. В то же время закрутка, увеличивающаяся к внутренней и наружной стенке, не приводит к появлению минимума потерь в исследуемых диффузорах, так как определяющей величину потерь является только одна из поверхностей у которой закрутка максимальная.

Рис. 1.12. Оптимальная по потерям входная закрутка в диффузорах ●, ▲, ■ – исследуемые диффузоры; 1-9 – опытные данные различных исследователей

Таким образом, установлена зависимость оптимальной, с точки зрения потерь, величины входной закрутки от диффузорности канала и типа распределения входной закрутки по радиусу (рис. 1.12). При постоянной по высоте закрутке, оптимальная величина закрутки на входе в диффузор увеличивается от 0° до 6° с увеличением диффузорности от 1 до 2,2. При закрутке, увеличивающейся к внутренней и наружной стенке, оптимальная величина закрутки на входе в диффузор практически не меняется с увеличением диффузорности канала и составляет соответственно 5° и 1°. Полученные результаты хорошо согласуются с опытными данными различных исследователей.

Рис. 1.12. Изменение угла закрутки в переходном канале

Изменение угла потока в пределах переходного канала зависит от его геометрических параметров. Оказалось, что с увеличением диффузорности выравнивающая способность канала уменьшается, а закручивающая – возрастает (рис. 1.12), причем величина изменения угла зависит еще и от характера изменения входной закрутки по радиусу, но его влияние существенно меньше, чем влияние диффузорности.

Рис. 1.13. Характеристика исследуемых диффузоров 1 – линия максимальных коэффициентов восстановления статического давления в диффузорах; 2 – граница начала отрыва в кольцевых диффузорах;

Зависимость изменения углов потока по длине диффузора от его геометрических параметров приведена на рис.1.13, где в скобках указано относительное изменение угла в канале.

В диффузорах, геометрические параметры которых находятся ниже линии начала отрыва, наблюдается выравнивание потока, а выше – дополнительное закручивание.

На сегодняшний день для оценки изменения углов закрутки потока в диффузорах существует единственная формула С. А. Довжика и В. М. Картавенко. Выполненная проверка показала, что расчет по этой формуле дает различие с экспериментом, как для всей области течения, так и для пристеночных областей. Для повышения точности расчета углов в формулу введен поправочный коэффициент, значения которого находятся в зависимости от диффузорности канала и типа входной закрутки для различных областей течения

, (8)

где А – поправочный коэффициент; q – общая диффузорность; q_r – радиальная диффузорность.

В результате появилась возможность оценивать изменение углов закрутки потока не только в канале в целом, но и в различных сечениях канала по высоте. Работоспособность формулы подтверждается хорошим совпадением с полученными экспериментальными данными и данными других авторов.

Несмотря на развитие численных методов газодинамики, проблема расчета потерь в диффузорах не решена и оценку уровня потерь целесообразнее осуществлять с помощью эмпирических соотношений. Большинство известных на сегодняшний день эмпирических формул для расчета потерь в каналах с закрученным потоком имеют одинаковую структуру (формулы А. В. Сударева, А. А. Халатова, Э. А. Болтенко). Отличие формул состоит в введении эмпирических коэффициентов в показатель степени при тангенсе угла закрутки.

Однако структура этих формул не позволяет учитывать геометрические параметры канала и характер распределения закрутки по радиусу.

Выполненная проверка показала, что расчет по этим формулам дает заниженные потери по сравнению с экспериментом . В предлагаемом соотношении учитываются геометрические параметры канала, величина и тип входной закрутки. Наряду с поправочным коэффициентом, введенным в формулу для оценки углов потока (8), в формуле для оценки потерь используется эмпирический коэффициент, учитывающий тип входной закрутки

, (9)

где ζ_Д – коэффициент внутренних потерь диффузора с закруткой потока;

ζ_Д0 – коэффициент внутренних потерь диффузора при осевом течении;

, – эмпирический коэффициент, учитывающий тип входной закрутки где n – параметр профилирования;

k – тангенс угла наклона линии тренда, аппроксимирующей распределение угла закрутки по радиусу в ядре потока.

Предлагаемая формула наиболее универсальна и дает хорошую сходимость с экспериментальными данными во всем значимом диапазоне изменения входной закрутки различного типа и геометрии канала.

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ

КУРСОВОЙ РАБОТЫ.

1. Выбор и согласование основных параметров ГТУ.

В качестве исходных данных к курсовой работе задаются следующие параметры и условия работы газотурбинной установки:

- назначение ГТУ ( по этому условию выбирается конструктивная схема турбины и уровень окружных скоростей турбины );

- развиваемая полезная мощность ( выбираемые параметры ГТУ и выбираемая турбина-прототип должны соответствовать величине мощности );

- эффективный КПД установки (выбираемые параметры ГТУ должны обеспечить уровень эффективного КПД не хуже заданного );

- температура газов на входе в турбину ( по этому параметру определяется удельный расход топлива ГТУ, число ступеней турбины и выбирается принципиальная схема системы охлаждения первой ступени турбины );

- массовый расход газа через турбину ( определяет габаритные размеры ГТУ и её массу );

- температура на выходе из турбины ( задаётся только для ГТУ, работающей по когенерационному циклу );

- атмосферные условия на входе в ГТУ ( определяют климатические условия работы ГТУ ).

Согласование параметров ГТУ осуществляется по любому из алгоритмов, изложенных в учебниках и учебных пособиях из списка рекомендованной литературы [2, 4, 6, 14]. В результате согласования параметров определяются все параметры, необходимые для расчёта турбины по среднему диаметру проточной части.

2. Распределение параметров по ступеням и расчёт турбины по среднему диаметру проточной части.

При распределении параметров по ступеням турбины необходимо руководствоваться принципами и рекомендациями изложенными в [1, 2, 12, 14].

Распределение нагрузок (теплоперепада) по ступеням турбины.

Часто предлагается распределять теплоперепад с наибольшим нагружением первых ступеней, так как это приводит к значительному снижению температуры газа в них, чем облегчается работа последующих ступеней. Это обстоятельство особенно должно учитываться при проектировании высокотемпературных охлаждаемых турбин, где, благодаря такому распределению теплоперепадов, может быть сокращено число охлаждаемых решеток, уменьшена глубина охлаждения лопаток и, как результат, снижены соответствующие потери. Если к тому же выбрать схему проточной части с постоянным наружным диаметром, то и окружные скорости на первых ступенях получаются наибольшими, что позволяет эффективно сработать в них повышенные теплоперепады. При увеличенном теплоперепаде на последних ступенях получается более плавное очертание меридионального профиля проточной части (уменьшаются скорости в первых и возрастают в последних ступенях). Кроме того, при прочих равных условиях несколько увеличивается КПД турбины, поскольку КПД последних ступеней обычно выше, чем у первых (меньше влияние радиальных зазоров и концевых потерь в длинных лопатках).В зависимости от распределения работы между ступенями будут определяться не только геометрические размеры проточной части турбины и форма ее в меридиональном сечении, но и эксплуатационные характеристики турбины и двигателя (изменение КПД турбины в зависимости от изменения частоты вращения, запуск двигателя, приемистость и др.). Так, например, чем больше нагружена первая ступень двухступенчатой турбины, тем легче при заданной работе всей турбины выполнить вторую ступень с осевым выходом газа и тем меньше будет температура ее рабочей лопатки, которая из-за большей длины претерпевает большие нагрузки от воздействия центробежных и, зачастую, газовых сил, чем лопатка первой ступени. При уменьшении перепада давлений в турбине в первую очередь уменьшается перепад давлений на последних ступенях. Поэтому при малых нагрузках, особенно на режимах двигателя, близких к режиму малого газа, вторая ступень настолько недогружается, что может попасть в так называемый компрессорный режим. И чем больше ступеней в турбине, тем в большей степени это проявляется. В многоступенчатой турбине последняя ступень может попасть в компрессорный режим даже при сравнительно небольшом уменьшении частоты вращения турбокомпрессора против его максимального значения, так как в этом случае объемный расход газа через первую ступень турбины изменяется очень мало, и чем больше степень повышения давления в компрессоре на максимальных оборотах, тем в большем диапазоне их уменьшения он остается неизменным.

Такая турбина будет иметь плохие пусковые характеристики, т.е. запустить двигатель будет трудно. Исходя из этих соображений, желательно нагружать последнюю ступень турбины больше, чем первые.

С другой стороны, перегрузка последних ступеней турбины может изменить обычный характер изменения КПД турбины при изменении частоты вращения так, что максимальное значение КПД будет не на максимальных, а на меньших оборотах. Разумеется, что распределение работы между ступенями турбины зависит и от схемы проточной части в меридиональном сечении. Если, например, принять схему проточной части с постоянным наружным диаметром, то ясно, что передать на последнюю ступень работу, большую или такую же, как на первую, не удастся без заметного снижения КПД турбины на расчетных максимальных оборотах.

Широко используемые на практике рекомендации по распределению теплоперепада связаны с обеспечением направления потока за турбиной, близкого к осевому, и достижением хотя бы небольшой положительной величины реактивности на втулке r_вт. Первое из этих требований является весьма серьезным с точки зрения работы затурбинного устройства двигателя, а второе продиктовано желанием повысить устойчивость потока против отрывных явлений в прикорневых сечениях лопаток и увеличить h_т^*. Учет этих взаимосвязанных требований налагает строгие ограничения на нагрузку последней ступени, ибо для получения в ней заданной величины r_вт необходима определенная величина r_ср, для которой, в свою очередь, при a_т» 90° требуется вполне определенное значение параметра нагруженности u_ср/с_ад, увеличивающееся с ростом r_ср. При умеренных величинах параметра нагруженности турбины это однозначно ведет к разгрузке последней ступени турбины по сравнению с предыдущими.

Опыт также показал, что перегрузка передних ступеней может дать и более сильный отрицательный эффект, чем получается по расчету. Из-за возникновения в них отрывных течений происходят значительные нарушения потока, воздействие которых на параметры турбины теоретически трудно предсказать. Рекомендации по снижению теплоперепада в последней ступени при обычном подходе к ее проектированию могут не способствовать получению благоприятных условий течения в турбине и максимальной ее эффективности. Необходимо перераспределять теплоперепад в сторону большего нагружения последней ступени и использовать ступень с пониженной на среднем диаметре степенью реактивности и с уменьшенным радиальным градиентом статического давления в межвенцовом зазоре. Для выравнивания статического давления по радиусу в осевом зазоре предлагается использовать наклонные или криволинейные (саблевидные) в тангенциальном направлении сопловые лопатки в сочетании с их обратной закруткой по углу a_1эф. Такие лопатки позволяют существенно уменьшить вероятность отрывных течений и снизить потери энергии в ступени.

Проектируются турбины и с одинаковой нагрузкой всех ступеней. В многоступенчатых турбинах влияние КПД первой ступени на КПД турбины быстро ослабляется по мере увеличения числа ступеней, причем относительное влияние КПД первой ступени на КПД турбины практически не зависит от p_т^*, несмотря на рост нагрузки первой ступени с ростом p_т^*. Однако при фиксированном значении p_т^* отрицательное влияние снижения КПД первой ступени усиливается с увеличением числа ступеней турбины, при этом при достаточно высоких значениях КПД первой ступени может существовать некоторое оптимальное значение степени понижения полного давления в первой ступени, соответствующее максимуму КПД турбины.

Следовательно, при распределении нагрузок по ступеням многоступенчатой турбины возможны самые разнообразные принципы:

- одинаковые доли теплоперепада на каждую ступень;

- разгрузки последних ступеней (для достижения близкого к осевому выхода из турбины);

- большего нагружения последней ступени (с использованием пониженной на среднем диаметре степенью реактивности и с уменьшенным радиальным градиентом статического давления в межвенцовом зазоре);

- равномерная нагруженность всех ступеней, то есть u/с_ад = idem;

- разгрузка первой ступени, так как она имеет короткие лопатки, а следовательно, увеличенные концевые потери;

- перегрузка первой ступени для уменьшения температуры газа перед последующими ступенями и, следовательно, улучшение их теплового состояния и т.д.

Дата добавления: 2021-12-10; просмотров: 56; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

12 3 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!