«СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СТУПЕНЕЙ ГАЗОВЫХ ТУРБИН ЗА СЧЕТ ПРИМЕНЕНИЯ СОТОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ НА ОСНОВЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ...»

1

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

БРЯНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

на правах рукописи

Шилин Максим Андреевич

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СТУПЕНЕЙ ГАЗОВЫХ ТУРБИН

ЗА СЧЕТ ПРИМЕНЕНИЯ СОТОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ

НА ОСНОВЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

Специальность 05.04.12 (Турбомашины и комбинированные турбоустановки) Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор технических наук, профессор Буглаев В.Т.

Брянск –

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение………………………………………………………………………….. Глава 1. Совершенствование уплотнений в проточной части турбомашин………………………………………………………………………. 1.1. Способы снижения потерь энергии от протечек рабочего тела через уплотнения в проточной части……………………………………... 1.2. Процессы теплообмена в различных типах уплотнений проточной части ГТД………………………………………………………. 1.3. Задачи исследований………………………………………………….. Глава 2. Экспериментальное оборудование, методика проведения эксперимента и обработки опытных данных, оценка погрешности измерений………………… 2.1. Описание экспериментальной установки……………………………. 2.1.1. Экспериментальный стенд для исследования гидравлического сопротивления и теплообмена………………………… 2.1.2. Экспериментальный стенд для исследования влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения……………………………………………... 2.2. Система измерений……………………………………………………. 2.3. Методики проведения эксперимента………………………………… 2.3.1. Методика проведения экспериментальных исследований гидравлического сопротивления и теплообмена………………………… 2.3.2. Методика проведения экспериментальных исследований влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения поверхностей канала уплотнения... 2.4. Экспериментальные модели для исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в канале с сотовой структурой…………. 2.5. Методики обработки экспериментальных данных………………….. 2.5.1. Методика обработки экспериментальных данных при исследовании гидравлического сопротивления и теплообмена…… 2.5.2. Методика обработки экспериментальных данных при исследовании влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения……… 2.6. Оценка погрешности при проведении экспериментальных исследований……………………………………………………………….. 2.7. Апробация применяемой методики и экспериментального оборудования……………………………………………………………….. Глава 3. Гидравлическое сопротивление и теплообмен в каналах с сотовой структурой…………………………………………………………….. 3.1. Зависимость гидравлического сопротивления в канале с сотовой структурой от режима течения…….…………………………... 3.2. Влияние геометрических параметров сотовой структуры и канала на уровень интенсификации гидравлического сопротивления…………. 3.2.1. Влияние относительной глубины сотовой структуры на гидродинамическое сопротивление в канале………………………. 3.2.2. Влияние относительной высоты канала………………………… 3.3. Закон гидравлического сопротивления в канале с сотовой структурой на одной из поверхностей…………………............ 3.4. Влияние режима течения на теплообмен в канале с сотовой структурой…………………………………………………………………... 3.5. Влияние геометрических параметров сотовой структуры на уровень интенсификации теплообмена в канале уплотнения………... 3.5.1 Влияние относительной глубины сотовой структуры………….. 3.5.2 Влияние относительной высоты канала с сотовой структурой… 3.6. Взаимное влияние противоположных поверхностей канала с сотовой структурой………………………………………………………. 3.7. Закон теплообмена в канале с сотовой структурой на одной из поверхностей…………………………………………………………….. 3.8. Эффекты интенсификации теплообмена и гидравлического сопротивления в канале с сотовой структурой……………………............ 3.9. Энергетическая эффективность интенсификации теплообмена при помощи сотовой структуры применительно к уплотнениям газовых турбин………………………………………………………

3.10. Сопоставление эффективности интенсификации теплоотдачи в канале с сотовой структурой с эффективностью других способов интенсификации теплоотдачи……………………………………………... 3.11. Экспериментальное исследование влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление и эффективность Глава 4. Практическая реализация результатов экспериментального Список сокращений и условных обозначений…………………………………. Список использованных источников……………………………………............

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы Утечки рабочего тела через радиальные зазоры в проточной части (ПЧ) оказывают первостепенное влияние на КПД газовых турбин (ГТ).

Одним из перспективных направлений развития турбостроения является повышение экономичности и надежности работы газотурбинной установки за счет сокращения потерь энергии, связанных с утечками рабочего тела через различные зазоры между неподвижными и вращающимися деталями агрегата, а также обеспечения необходимого температурного режима элементов ПЧ.

В процессе эксплуатации ГТ вследствие нерасчетных силовых воздействий на ротор и статор, термических расширений элементов ПЧ, а также износа, радиальные зазоры могут изменяться в значительных пределах. В авиадвигателестроении и последних конструкциях стационарных турбин в уплотнениях широко применяют сотовую поверхность.

Использование сотовых уплотнений (СУ) в турбоустановках позволяет достичь определенного положительного эффекта за счет снижения утечек рабочего тела и повышения надежности работы уплотнения в случае касания элементов ротора и статора. Наилучший эффект может быть достигнут лишь при соблюдении оптимальных конструктивных параметров сотовой структуры (СС) и уплотнения в целом.

Сотовая поверхность также может быть использована для подачи в СУ охлаждающего воздуха (ОВ) с целью охлаждения его элементов и периферийной части рабочих лопаток. При этом существенное влияние на гидравлические характеристики уплотнения и эффективность охлаждения его поверхностей оказывают режим течения и конструктивные параметры СС. Поэтому исследование гидравлического сопротивления и теплообмена в СУ, а также эффективности охлаждения поверхностей канала уплотнения в случае подачи ОВ является актуальной задачей и представляет практический интерес.

Степень разработанности темы Проблемам совершенствования уплотнений турбомашин, а также вопросам охлаждения элементов проточной части, посвящены труды авторов А.В. Щегляева, В.Г. Орлика, Е.Н. Богомолова, В.Д. Венедиктова, В.Т. Буглаева, А.Я. Речкоблита. Существенный вклад внесли зарубежные ученые H.L. Stocker, T.W. Ha, V. Schramm и др.

Работы указанных авторов содержат фундаментальные основы физической сущности течения газа в уплотнениях, варианты организации охлаждения, а также экспериментальные данные по исследованию эффективности ступеней с СУ, что в значительной мере способствовало пониманию характера протекания теплогидравлических процессов в ступенях турбин.

Однако в этих трудах в недостаточной мере рассмотрены вопросы взаимодействия течений, их влияния на гидравлическое сопротивление и теплообменные процессы в уплотнениях.

В то же время, в литературе имеется ограниченное количество работ, посвященных сотовым уплотнениям, имеющим определенный потенциал совершенствования ступеней турбомашин.

Объектами исследования являются:

– прямоточное СУ;

– прямоточное СУ с системой подачи ОВ через сотовую поверхность.

Цель работы:

– Исследование влияния режимных и геометрических параметров на утечки и теплообмен в сотовом уплотнении радиального зазора турбинной ступени.

– Обеспечение охлаждения периферийной части рабочих лопаток и уплотнения.

Задачи исследования:

1. Создание экспериментального стенда с комплексом измерительных средств. Разработка методики исследований и обработки опытных данных.

2. Получение экспериментальных данных по гидравлическому сопротивлению и теплообмену в СУ с различными геометрическими параметрами.

3. Оценка энергетической эффективности применения СС на поверхности СУ.

4. Анализ влияния вдува ОВ и геометрических параметров СУ на гидравлическое сопротивление.

5. Оценка эффективности охлаждения поверхностей СУ охлаждающим воздухом, вдуваемым через СС.

6. Разработка практических рекомендаций по модернизации конструкций СУ ГТ.

Методы исследования Решение поставленных задач основывалось на расчетно-теоретическом анализе и экспериментальных исследованиях теплогидравлических параметров течения в СУ, использовании математического моделирования и теории подобия.

Достоверность полученных результатов подтверждается отработкой методики экспериментальных исследований, оценкой погрешностей результатов, проведением предварительных опытов и удовлетворительным согласованием полученных данных с результатами других авторов.

Научная новизна 1. Экспериментально изучено влияние режимных и геометрических параметров на гидравлическое сопротивление и теплообмен в СУ, получены критериальные зависимости.

2. Определена энергетическая эффективность применения СС на одной из поверхностей СУ.

3. Обнаружен эффект интенсификации теплоотдачи на гладкой стенке канала СУ, расположенной напротив поверхности с СС, величина которого зависит от геометрических характеристик СУ.

4. Изучено влияние коэффициента вдува m ОВ на гидравлическое сопротивление в СУ и глубину охлаждения его поверхностей.

5. Изучено влияние геометрических параметров СУ на гидравлическое сопротивление и глубину охлаждения его поверхностей в случае организации вдува ОВ через сотовую поверхность.

Теоретическая и практическая значимость 1. Разработана, создана и оснащена измерительной системой материально-техническая база для исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в СУ, как с подачей ОВ, так и без него.

2. Получены критериальные зависимости, отражающие влияние режимных и геометрических параметров на гидравлическое сопротивление и теплообмен в СУ.

3. Показана целесообразность применения СУ для уменьшения утечки рабочего тела через периферийное уплотнение рабочего колеса и повышения КПД турбинной ступени.

4. Даны рекомендации по модернизации СУ в ПЧ турбоагрегата ГТК-10-4.

Реализация и внедрение результатов работы Результаты работы могут быть использованы при проектировании новых и модернизации существующих газотурбинных двигателей.

Личный вклад автора состоит в разработке и выполнении программы исследований, создании экспериментального стенда и опытных моделей, проведении опытов, обработке, обобщении и анализе полученных данных.

Положения, выносимые на защиту:

– результаты экспериментальных исследований тепловых и гидравлических характеристик СУ и полученные в результате обработки опытных данных критериальные соотношения для описания закономерностей процессов течения и теплообмена;

– результаты экспериментальных исследований энергетической эффективности применения СС на поверхности канала СУ;

– результаты экспериментальных исследований влияния коэффициента вдува m ОВ, подаваемого через поверхность с СС, на гидравлическое сопротивление СУ и эффективность охлаждения его поверхностей;

– результаты экспериментальных исследований влияния геометрических параметров СУ на эффективность охлаждения его поверхностей в случае организации вдува ОВ через сотовую поверхность.

– разработанные рекомендации по модернизации СУ в ПЧ турбоагрегата ГТК-10-4.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались и обсуждались на семинарах и конференциях:

1. Региональная конференция «Достижения молодых учёных в развитии инновационных процессов в экономике, науке, образовании», Брянск, БГТУ, 11-13 октября 2010 г.

2. ХVIII Школа-семинар молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в новых энергетических технологиях», Звенигород, 23-27 мая 2011 г.

3. III Международная научно-практическая конференция «Достижения молодых ученых в развитии инновационных процессов в экономике, науке, образовании», Брянск, БГТУ, 10-12 октября 2011 г.

4. Международная молодежная научная конференция «ХХХIХ Гагаринские чтения», Москва, 2013 г.

Научно-технический семинар кафедры «Турбины, гидромашины и авиационные двигатели» ФГБОУ ВПО «СПбГПУ» (С.-Петербург, 2013).

Публикации. По результатам диссертационной работы были опубликованы тезисы докладов на различных конференциях, а также пять публикаций в изданиях из перечня ВАК.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и списка литературы. Она изложена на 127 страницах текста и содержит 67 рисунков, 4 таблицы и список литературы из 84 наименований.

ГЛАВА 1. СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ УПЛОТНЕНИЙ

В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБОМАШИН

1.1. Способы снижения потерь энергии от протечек рабочего тела В настоящее время в практике эксплуатации турбомашин все большее внимание уделяется совершенствованию уплотнений в ПЧ с целью снижения потерь энергии от протечек рабочего тела. Актуальность этого вопроса подтверждается большим количеством экспериментальных и теоретических работ, посвященных изучению физических явлений, происходящих при протечке рабочего тела через различные конструктивные схемы уплотнений. За длительный период времени изучения данного вопроса предложено большое количество методов расчета величин утечек для наиболее часто используемых типов уплотнений и способов их снижения [1,26,33,35,37,42,67 и др.].

Наиболее часто в литературе встречается информация о расходных характеристиках различных типов классических лабиринтных уплотнений с гребнями на роторе и статоре. Например, работа [46] посвящена анализу расходных характеристик одного из наиболее компактных осевых ступенчатых уплотнений. В работе проанализировано влияние геометрических параметров уплотнения на структуру течения газа в нем, проведено сравнение с данными подобных исследований и подтверждена возможность применения ряда эмпирических формул. Однако в настоящее время возможности совершенствования подобных конструкций уплотнений практически исчерпаны, поэтому работа носит уточняющий характер. Для достижения большей эффективности сопротивления утечке требуются принципиально новые подходы к решению этой задачи.

Работа [62] посвящена влиянию на КПД ступени вторичных течений и методам его ограничения в каналах лопаточных венцов осевых турбин. В ней предложены варианты конструктивных воздействий на вторичные течения.

Однако большинство рассмотренных способов являются технологически сложными и требуют серьезных конструктивных изменений.

Эффекты «запирания» радиальных зазоров в безбандажных турбинных ступенях могут комбинироваться с другими способами снижения потерь от утечек рабочего тела. Подробно этих способы описаны в монографии А.М. Топунова [63].

Теоретические исследования работы безбандажной ступени с СУ на периферии были выполнены А.Я. Речкоблитом [54-58]. Как полагает автор, основными факторами, влияющими на величину потерь энергии в ступени с СУ, являются следующие:

Сотовая конструкция создает дополнительное гидродинамическое сопротивление перетеканию газа через радиальный зазор, что несколько уменьшает потери энергии в ступени (это соответствует выводам, изложенным в работах [9,11]).

При вращении ротора в ячейках уплотнения происходят пульсации давления, вследствие чего возникают дополнительные радиальные перетекания газа через зазор, которые приводят к росту потерь энергии в ступени.

В работе [58] представлены результаты экспериментальных исследований ступени ГТ с гладким и двумя вариантами СУ, имевших высоту ячеек h я =3,2 мм, h я =8 мм и диаметр d я =2,8 мм. Испытания проводились при двух значениях перепада давления на ступень и нескольких радиальных зазорах, изменявшихся от =0,14 мм до =1,13 мм путем подрезки рабочих лопаток при сохранении положительной перекрыши у периферии ступени.

Исследования показали, что применение СУ с данными геометрическими параметрами по сравнению с гладким уплотнением приводит к снижению эффективности ступени при одних и тех же значениях радиального зазора. При этом наиболее существенное снижение КПД ступени было получено в области малых радиальных зазоров ( 1 мм. Отметим также, что величина зазора в процессе эксплуатации двигателя может увеличиваться и принимать значения >3 мм.

В работе [34] отражены некоторые результаты экспериментальных исследований влияния бандажирования рабочих лопаток на эффективность работы турбинной ступени, выполненных в ЛПИ им. М.И. Калинина под руководством И.И. Кириллова.

Рисунок 1.1. Зависимость КПД ступени от параметра u/C0 для различных конструкций радиальчто доказывает наличие эффекта от бандажирования рабочих лопаток.

Применение СУ в бандажных турбинных ступенях описано в техническом решении [80] (рисунок 1.2). Напротив каждого уплотнительного гребня на бандаже установлено сотовое кольцо, которое обеспечивает снижение утечек рабочего тела через радиальные зазоры.

зазоров на периферии и у корня ступеней газовой турбины [76] (рисунок 1.4). Ячейки наклонены в сторону области более высокого давления под углом около 45°. На валу выполнена рельефная насечка, создающая дополнительное гидродинамическое сопротивление потоку утечки.

кольцевым пазом в качестве турбулизатора на поверхности ротора В современных газотурбинных двигателях широко применяются лабиринтные уплотнения, состоящие из элементов с СС на статоре и тонких лабиринтных гребешков на роторе. Благодаря тому что сотовые кольца имеют тонкие стенки ячеек (0,05...0,1 мм), поверхность контакта между ними и гребешками ротора значительно уменьшается в сравнении с гладким кольцом статора. Это позволяет допускать беззазорную сборку узла уплотнения, и после приработки величина зазора не превышает 0,2...0,5 мм. Недостатком такого уплотнения является то, что уплотнительные гребешки тонкие и высокие. Такие гребешки просты по конструкции и надежны в работе, если температура рабочего тела относительно невысока и изменяется сравнительно медленно. Однако в современных высокотемпературных газотурбинных двигателях на переменных режимах работы изменение температуры газа происходит резко. Поэтому тонкий гребешок постоянной толщины быстро прогревается и принимает температуру рабочего тела, а массивное кольцо ротора, на котором закреплены гребешки, нагревается или охлаждается медленнее.

Такая разница температур между основанием и вершиной гребешка приводит к высоким термическим напряжениям и, вследствие этого, к образованию трещин на гребешках, что выводит деталь из строя.

В лабиринтном уплотнении радиального зазора турбомашины, приведенном в [40], гребешки выполнены цилиндрическими с толщиной, равной диаметру окружности, вписанной в ячейку сотового элемента. При этом наружная поверхность каждого гребешка выполняется зубчатой с образованием между зубьями кольцевых канавок (рисунок 1.5). Этим достигается значительная потеря давления перетекающего рабочего тела и, соответственно, снижение утечки. На переменных режимах работы двигателя допускается врезание гребешков в стенки сотовых ячеек.

Для уменьшения жесткости касания СУ иногда снабжаются упругими элементами, способствующими первоначальной приработке без разрушения структуры уплотнения [78] (рисунок 1.6). Использование такой конструкции в высокотемпературных газовых турбинах весьма эффективно, так как позволяет компенсировать значительное изменение радиальных зазоров из-за коробления обечаек статора на переменных режимах работы установок.

Рисунок 1.5. Сотовое уплотнение с уплотнительными Рисунок 1.6. Сотовое уплотнение с элементами демпфера пластины с сотовой структурой Накопленный опыт использования СУ – как одних из наиболее перспективных – в паровых и газовых турбинах, компрессорах, результаты отечественных и зарубежных лабораторных исследований обнаруживают хорошие уплотнительные свойства, повышенные прочностные характеристики СС в сочетании с минимальными затратами материала и технологичностью изготовления. Сотовая структура позволяет осуществить практически беззазорную сборку турбоагрегата, не опасаясь последствий возможных задеваний элементов ротора за СС. Благодаря высокой прочности СУ могут применяться при высоких перепадах давления без увеличения геометрических размеров уплотнения. По данным работы [54], площадь металлического контакта сот по сравнению с гладким корпусом (при dя = 3 мм) оказалась меньше в 8, раза. Согласно результатам работы [65], сотовая обойма диаметром 70 мм и толщиной стенок 0,15 мм обнаружила первые признаки разрушения лишь при перепаде давления в 45 МПа. По данным работы [14], СС изнашивается в 2,5 раза менее интенсивно, чем гребни лабиринтного уплотнения, при тех же условиях касания с поверхностью ротора. При касании поверхности ротора благодаря интенсивному отводу тепла СС не происходит локального разогрева ротора, так как площадь соприкосновения незначительна. Это позволяет без ущерба для надежной работы турбомашины уменьшить зазоры между ротором и статором.

Конструкция СУ облегчает выполнение в статоре турбины камер для подачи воздуха на охлаждение и «запирание» зазоров в периферийной области ступеней ГТ. Конструктивные отличия СУ от традиционных лабиринтных обусловливают изменение процесса течения рабочей среды через уплотнение и появление дополнительных эффектов. Одним из них, например, является экспериментально установленное отсутствие автоколебаний вала с СУ [10,37].

По данным, имеющимся в литературе, преимущества СУ обусловили их широкое применение в ГТ и компрессорах. В монографии Г.С. Скубачевского [60] приведена схема ПЧ авиационного двигателя J-79, в котором СУ используются для снижения утечек через радиальные зазоры безбандажных рабочих колес и утечек по валу между ступенями турбины.

Экспериментальные исследования вопросов применения СУ для снижения утечек рабочего тела через зазоры в ПЧ в разное время проводились на кафедре «Турбостроение» БГТУ. Результаты исследований нашли отражение в ряде публикаций [5, 12-17].

В работе [51] представлены результаты испытаний на статическом стенде лабиринтных уплотнений газотурбинного двигателя ПС-90А с гладкой и ячеистыми стенками статора. Уплотнения испытывались при перепаде давлений =1,2...3 и радиальных зазорах =0... 1 мм. В конструкции с сотовой стенкой осуществлялось врезание уплотнительных гребней в СС на глубину до 1 мм. Опыты показали, что при уменьшении радиального зазора, начиная с 0,3 мм, и врезании гребней до 1 мм расход газа через СУ остается практически постоянным. Авторы объясняют этот факт перетечкой воздуха через осевые зазоры между стенками сотовых ячеек и гребнями. На основе этих допущений была рассчитана величина эквивалентного радиального зазора, определяющего проходную площадь, которая для уплотнения с диаметром ячейки d я =3,5 мм оказалась постоянной в диапазоне изменения радиального зазора от 1,4 до 1,5 мм. Эти предположения подтвердились и при испытаниях уплотнения с уменьшенным диаметром ячейки d я =2,75 мм. Из результатов опытов видно, что изменение осевого положения гребней относительно стенок сотовых ячеек приводит к расслоению расходных характеристик уплотнения. Наибольшая эффективность наблюдается при установке гребней над перемычками сот.

Авторы [51] делают вывод, что использование сотовой поверхности статора с врезанием уплотнительных гребней до 0,6 мм позволяет уменьшить утечку газа для сот с d я =3,5 мм в 1,5 раза, а с d я =2,75 мм – в 2 раза по сравнению с гладкой стенкой. Однако уменьшение диаметра сотовых ячеек и врезание уплотнительных гребней может привести к повышенному износу последних. Поэтому были испытаны другие конструкции СУ, позволяющие снизить утечку газа: с утолщенной до размера половины шага сотовой ячейки кромкой гребня, с переменным шагом гребней, равным t d я ( z 0,5 ), где z – целое число из ряда чисел 1...10, с наклоненными навстречу потоку ячейками, соты с легко вырабатываемым заполнителем. Однако никаких данных о характеристиках этих конструкций в работе не приводится.

Целью работы [77] являлось установление связи между параметрами потока и пространственной структурой течения в сотовом лабиринтном уплотнении.

На рисунке 1.7 показан продольный разрез исследуемой модели уплотнения, увеличенной в четыре раза для удобства проведения измерений.

Исследования проводились при трех величинах зазора. Отношение давлений на входе и выходе уплотнения составляло =1,03…1,60.

Рисунок 1.7. Геометрические параметры сотового Было установлено, что в пространстве сотовых ячеек располагаются вихревые зоны, интенсивность и форма которых изменяется в зависимости от геометрических параметров сотового массива, позиции СС относительно уплотнительных гребней и геометрии уступа на статоре (рисунок 1.8).

В результате анализа полученных данных авторами было отмечено, что более высокие значения степени интенсификации гидравлического сопротивления в случае прямоточного СУ по сравнению со ступенчатой конструкцией могут быть вызваны различной структурой потока в исследованных моделях. При использовании прямоточного лабиринтного уплотнения основной поток располагается в непосредственном контакте с СС на статоре на числа Рейнольдса на величину утечРисунок 1.8. Структура потока в ступенки в лабиринтном уплотнении. В речатом сотовом уплотнении зависимость безразмерного коэффициента расхода от общего коэффициента давления.

В работах [71,72] авторы исследовали течение потока между двумя параллельными сотовыми пластинами, расположенными друг напротив друга с небольшим зазором. Коэффициенты сопротивления изменялись от 0, до 0,13594. Экспериментальные исследования показали сильную зависимость величины утечки от геометрических параметров СС и уплотнения в целом, а также значительное влияние режима течения на коэффициент сопротивления в определенных случаях, в том числе резкое увеличение и уменьшение коэффициента сопротивления, подробно описанное также в работе [69]. Наблюдался скачок гидравлического сопротивления, при котором вследствие нестационарного взаимодействия между потоком и сотовыми ячейками усиливалось влияние СС на течение в зазоре, выраженное в деформации основного потока. Подобное влияние, сопровождающееся сильными акустическими явлениями, также наблюдается в течениях над каверной [75].

В работе [65] в результате численного моделирования было установлено, что в ячейках с относительной глубиной h я 3,86 находятся два противоположно вращающихся вихря (рисунок 1.9). При увеличении числа Re первый вихрь занимает все больший объем ячейки. При определенном числе Re первичный вихрь достигает основания ячейки, и дальнейшее увеличение числа Re не влияет на качественный характер потока в ячейке.

Рисунок 1.9. Структура вихрей в сотовых ячейках при различных Наиболее комплексное исследование структуры потока в ступенчатом лабиринтном уплотнении и влияния на нее СС, выполненное численными методами, представлено в работе [74].

Авторами рассмотрено влияние величин зазора уплотнения, диаметра сотовых ячеек, глубины ячеек, скорости вращения ротора и перепада давления на величину расхода утечки в сотовом ступенчатом уплотнении, показанном на рисунке 1.10.

Рисунок 1.10. Конструкция сотозначениях относительной глубины сотового уплотнения вых ячеек показана на рисунке 1.11. Отмечается, что исследуемые сотовые лабиринтные уплотнения имеют оптимальные характеристики при диаметре сотовых ячеек, равном величине шага лабиринтного уплотнения (рисунок 1.12), а также при отношении глубины ячеек к диаметру, равном 0,93 (рисунок 1.13). Исследуя влияние частоты вращения ротора на величину утечки, авторы установили, что величина утечки остается примерно постоянной в диапазоне частот вращения 0…3000 мин-1.

При этом дальнейшее увеличение частоты вращения приводило к снижению утечки через уплотнение (рисунок 1.14). Увеличение перепада давления на рабочем участке при фиксированных геометрических параметрах уплотнения приводило к возрастанию расхода утечки (рисунок 1.15), но не влияло на качественную картину течения.

Рисунок 1.11. Поле скоростей в сотовом лабиринтном уплотнении при различных значениях относительной глубины сотовых ячеек: а – h 1,9 ; б – h 1,0 ; в – h 0, Рисунок 1.12. Зависимость величины Рисунок 1.13. Зависимость величины утечки через СУ от диаметра ячеек утечки через СУ от глубины ячеек Рисунок 1.14. Зависимость величины Рисунок 1.15. Зависимость величины утечки через СУ от частоты враще- утечки через СУ от перепада давлений В работе [83] приводятся результаты экспериментального определения коэффициентов сопротивления в щелевом прямоугольном канале с четырьмя уплотнительными гребнями при различных геометрических параметрах СС. Результаты испытаний показали, что, как правило, коэффициенты сопротивления являются почти постоянными или незначительно уменьшаются по мере увеличения числа Re, что характерно для турбулентного течения в трубе.

В экспериментах изменялись величина зазора в уплотнении и диаметр сотовых ячеек. Авторы обнаружили значительное влияние СС на утечку, при этом сильное влияние оказывали геометрические параметры СС. При больших величинах зазора СС вызывала снижение утечки до 21% по сравнению с конструкцией с гладкой поверхностью статора. Однако при уменьшении зазора рабочие характеристики уплотнения ухудшались, в то время как конфигурация уплотнения с гладким статором имела при малых зазорах лучшую эффективность. Для уменьшения величины утечки через сотовое лабиринтное уплотнение авторы рекомендовали выбирать толщину уплотнительного гребня ротора большей или равной диаметру сотовой ячейки.

Авторами было отмечено, что при некоторых геометрических параметрах наблюдается резкое снижение и дальнейшее повышение коэффициентов сопротивления по мере увеличения числа Re. На основании экспериментальных данных было установлено, что скачок коэффициента сопротивления не связан с переходом от ламинарного режима течения к турбулентному и происходит при числах Re, равных 1,5 104...3,0 104. Явление скачка коэффициента трения авторы объясняют особенностями течения потока в пространстве сотовых ячеек при определенных режимных и геометрических параметрах. Полученные спектры пульсаций давления внутри сотовых ячеек показывают, что во время скачка коэффициента сопротивления присутствуют колебания давления с повышенной амплитудой, которые возникают в пространстве ячеек и распространяются в зазор, интенсифицируя при этом течение из основного потока в ячейки.

В статье [13] приводятся результаты экспериментальных исследований, выполненных на кафедре «Турбостроение» БГТУ. Целью работы являлось повышение эффективности уплотнений турбомашин вследствие применения СУ с оптимизированными конструктивными параметрами СС. Рассмотрены вопросы изменения расходных характеристик уплотнения и распределения давления в зазоре и на гладкой поверхности под сотовым пакетом, имитирующей ротор, в зависимости от геометрических параметров ячеек.

Конструкция рабочего участка экспериментальной установки позволяла изменять величину зазора в уплотнении, а также глубину сотовых ячеек для двух вариантов конструкции: с гребнями на противоположной сотовому пакету стенке и при их отсутствии. Сотовый пакет изготавливался из жести и имел ячейки с диаметром d я =40 мм.

Отмечается, что на всех исследованных зазорах наибольшее снижение расхода утечки (на 20…30%) соответствует относительной глубине ячеек h 0,2...0,3, при значении h 0,75 влияние глубины ячеек на изменение расхода утечки незначительное (7...8%).

По результатам измерения статического давления на поверхности под сотовым пакетом авторы делают вывод, что установка СС способствует возникновению некоторого демпфирующего эффекта, в большей степени проявляющегося для уплотнения с гладким ротором, чем для случая ротора с гребнями.

При пониженных величинах радиальных зазоров в используемых СУ возможно снизить неравномерность распределения величин зазоров по окружности. Эта неравномерность способствует возникновению в уплотнениях аэродинамических сил, дестабилизирующих ротор, как отмечается в [45,48,59].

Комплексные исследования по определению гидродинамических, прочностных и динамических характеристик СУ компрессоров были выполнены во ВНИИКомпрессормаш [65]. Было изучено влияние конструктивных параметров – радиального зазора, высоты ячеек, длины уплотнения – и режимных параметров, таких как частота вращения ротора, уплотняемый перепад давления, физические свойства уплотняемой среды.

Отмечено, что увеличение радиального зазора от 0,05 до 0,26 мм приводит к возрастанию коэффициента расхода в 1,5 раза (рисунок 1.16). Высота сот имеет оптимальное значение, равное расстоянию между параллельными гранями ячейки. Число ячеек уплотнения не влияет на коэффициент расхода.

Сравнительные испытания лабиринтных и СУ в идентичных условиях свидетельствуют в пользу сотовых: коэффициент расхода у них на 10...15% ниже.

Влияние вращения сказывается только при очень малых зазорах (< 0,07 мм), не имеющих места в реальных конструкциях.

Рисунок 1. 16. Зависимость расходных характеристик сотового уплотнения от геометрических параметров при n=14900 мин- Сотовая структура допускает врезание уплотнительных гребней, т.е.

приработку (рисунок 1.17). Это позволяет назначать уменьшенные величины зазоров в уплотнениях, добиваясь тем самым снижения их окружной неравномерности. Вследствие конструктивных особенностей СС также уменьшает закрутку потока в уплотнении, что сказывается на изменении углов выхода потока в сравнении с гладким уплотнением [16].

Рисунок 1.17. Схема приработки сотовой структуры при Это может способствовать предотвращению развития низкочастотной вибрации ротора. Такой вывод подтверждается в [66], где выявлено, что СУ обеспечивают лучшую динамическую устойчивость ротора, чем классические лабиринтные.

Таким образом, вопрос снижения потерь от утечек рабочего тела через радиальные зазоры ПЧ турбомашин между ротором и статором является достаточно сложным. Значительное число предлагаемых способов решения указанного вопроса или не оправдывают себя в должной степени, или являются технологически сложными. Часть этих способов при их реализации могут потребовать осуществления дополнительных мероприятий по обеспечению допустимого теплового режима элементов конструкции, что подразумевает необходимость охлаждения таких элементов. Исследования обнаружили наличие у СУ специфических свойств, которые могут дать возможность выйти на более высокий качественный уровень решения проблемы уменьшения потерь от утечек через зазоры между ротором и статором турбомашин.

1.2. Процессы теплообмена в различных типах уплотнений Одним из наиболее эффективных методов повышения КПД современной ГТУ является увеличение начальной температуры газа. Препятствует этому сложность выбора конструкционных материалов, способных надежно и продолжительно работать при предельных начальных температурах газа.

Один из путей, позволяющий в определенной степени преодолеть это затруднение, – использование различных способов принудительного охлаждения наиболее теплонапряженных элементов ПЧ турбин. Таковыми являются обечайки, направляющие и рабочие лопатки (особенно их тонкие кромки и бандажные полки рабочих лопаток), обоймы, элементы уплотнений. Большая часть этих элементов расположены на периферии ПЧ.

Наиболее эффективно конвективно-пленочное охлаждение, однако возрастание потерь, свойственных данным типам охлаждения и связанных с увеличенным расходом теплоносителя, ограничивает область его применения.

Распространенным и эффективным способом охлаждения периферийных элементов ПЧ турбоустановок, как показали исследования большого числа схем охлаждения, является способ воздушного завесного охлаждения.

Для принятия эффективных мер по обеспечению допустимых тепловых нагрузок элементов ПЧ высокотемпературных ГТД требуется глубокое изучение физического процесса теплообмена газа и этих элементов. Исследования в этом направлении ведутся длительное время многими отечественными и зарубежными исследователями, предлагаются различные пути решения проблемы.

В работе [30] представлены результаты исследований теплообмена в лабиринтных уплотнениях, проведенных авторами на статических моделях ступенчатого уплотнения ЦВД турбины К-300-240 ЛМЗ. Траверсирование потока в прямоточном уплотнении показывает, что в камерах между гребнями вследствие возвратного вихревого течения распределение температуры вне пограничного слоя достаточно равномерное. Иначе говоря, по длине уплотнения изменение температуры является кусочно-постоянным.

В работе указывается на отсутствие влияния геометрической характеристики /h на число Нуссельта для условий развитого турбулентного течения. Выявлено, что основное влияние на коэффициент теплоотдачи оказывает критерий Re0,8, как и для пластины в неограниченном потоке. Значительно меньшее влияние оказывает шаг между гребнями, при этом его увеличение снижает коэффициент теплоотдачи. Это можно объяснить большим гашением скорости потока в более длинной камере, т.е. снижением турбулизации потока.

Отмечается, что для ступенчатого уплотнения, в отличие от прямоточного, наблюдается возрастание числа Нуссельта по мере увеличения относительного зазора. При этом показатель степени при числе Рейнольдса для турбулентного режима течения обладает более низкой величиной. В работе этот факт объясняется влиянием вихрей, обтекающих в ступенчатом уплотнении кормовую и лобовую поверхности выступов, а также часть поверхности между выступами.

Отмечено, что при значениях характеристики /h 0,17 число Нуссельта оказывается автомодельным по отношению к этому параметру.

В результате исследований теплообмена в лабиринтных уплотнениях [38] установлено, что средняя величина теплоотдачи для осевых поверхностей каждой ячейки уплотнения в подавляющем большинстве случаев постоянна. Это утверждение справедливо для различных конструкций лабиринтных уплотнений.

Данные работы дают возможность проанализировать теплообмен в классических лабиринтных уплотнениях. В них устанавливается связь между теплоотдачей и геометрическими характеристиками уплотнения, однако отсутствуют конкретные предложения по решению проблем соблюдения допустимого теплового режима и уменьшения возникающих термических напряжений.

Актуальность приведенных выше работ становится понятной из [47], где наглядно показаны величины возможных тепловых деформаций корпусов турбин, дан вариант расчета таких деформаций.

Многие работы, например [3-6,21,27,28,31,43,44], посвящены изучению смерчевого способа интенсификации теплообмена на поверхности с луночным рельефом. Работы представляют интерес в связи с наличием некоторого подобия аэродинамических процессов течения потока вблизи поверхности с лунками и СС, применяемой в конструкциях уплотнений ряда авиационных и наземных ГТД.

Информация об упорядоченной системе сферических углублений на обтекаемых поверхностях как о новом способе интенсификации теплообменных процессов впервые появилась в 80-х годах из Института атомной энергии (ИАЭ) им. И.В. Курчатова от коллектива исследователей, возглавляемого Г. И. Кикнадзе. Этим коллективом были изучены особенности обтекания жидкостями одиночных сферических углублений и регулярных рельефов из них, нанесенных на исходно гладкую поверхность изотермических или нагреваемых тел [31,32].

Исследования гидродинамической структуры потока прямыми измерениями и визуализацией (как над одиночными лунками, так и над их упорядоченной системой) обнаружили самоорганизующиеся динамические структуры, истекающие из лунок поперек потока в виде струй столбообразной смерчевой формы с продольным размером, существенно превосходящим поперечный. Струи осуществляют интенсивное всасывание и вынос в ядро потока среды из лунки и тонкого пристенного слоя на поверхности, окружающей лунку. Показано, что линейные размеры этого ареала заметно превосходят диаметр лунки [31].

Опытные исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в щелевом канале с системами лунок на одной из его широких стенок были выполнены сотрудниками НКИ и ЛПИ [6,7]. Опыты проводились на специальном воздушном стенде. Модельный канал имел прямоугольное поперечное сечение с отношением сторон ВН=(844)10-3 м, а его общая длина составляла L=0,4 м. В опытах были задействованы 2 теплообменные поверхности – с 1 и 6 поперечными рядами лунок, причем ось первого ряда лунок в обоих случаях располагалась на расстоянии L=0,14 м от начала пластины (входа в канал или начала обогрева). Диаметр, радиус сферической поверхности и поперечный шаг расположения лунок в обоих случаях были одинаковыми. Расположение лунок в системе с 6 поперечными рядами было принято шахматным с продольным шагом, равным поперечному Sx=l,8·10-2 м (рисунок 1.18).

Рисунок 1.18. Геометрические параметры пластин Как показали результаты опытных исследований расходных характеристик различных вариантов модельных каналов, размещение в канале системы лунок снижает пропускную способность канала, причем величина этого снижения зависит от количества лунок в системе (рисунок 1.19).

В опытном исследовании ЦИАМ [52] представлены результаты опытов по теплообмену и гидравлике в канале прямоугольного поперечного сечения с лунками. При постоянной ширине Рисунок 1.19. Изменение приведенного расхода воздуха через модельный щедлину L=0,16 м, а длина измерительного левой канал в зависимости от отношений давлений на входе и выходе канала при различном числе лунок на одной из ным D 3,0 103 м, относительная глубина лунок h принимала два значения – 0,1 и 0,2, а плотность расположения лунок f – четыре значения: 0,2;

0,35; 0,61 и 0,78. Как показал анализ результатов опытов, наибольшая энергетическая эффективность рассмотренного способа интенсификации теплообмена наблюдалась при максимально возможной плотности расположения лунок f=0,78 и минимальной относительной глубине лунок h =0,1. Обобщающие критериальные соотношения для теплообмена и гидравлического сопротивления для этого варианта «олуненной» поверхности имели вид Nu 0,061Re 0,74 и 0,364 Re 0,18.

Следует отметить, что коэффициенты гидравлических сопротивлений для поверхностей с мелкими лунками ( h =0,1) оказались практически одинаковыми с аналогичными для поверхностей с гладкими стенками, а в каналах с глубокими лунками ( h =0,2) коэффициенты гидравлических сопротивлений примерно в 2 раза превышали таковые для каналов с гладкими стенками.

В работах [2,3] представлены результаты экспериментального исследования теплообмена и гидравлического сопротивления в прямых щелевых каналах с лунками на поверхности. Геометрические характеристики экспериментальных моделей для обоих экспериментов практически не отличались.

Рельеф формировался в виде лунок с различными значениями радиуса сферы Rсф (0,8 10...11,5 10 м), диаметра отпечатка D ( 1,4 10...6,0 10 м ), ( 2,2 103...9,6 103 м ). Набор экспериментальных образцов позволил исследовать гидравлическое сопротивление при следующих значениях определяющих параметров: относительной плотности размещения лунок на поверхности F до 0,67; относительной глубины лунок h 0,07...1,0 ; относительной высоты канала над поверхностью с лунками H 0,33...2,1. Авторами были получены законы трения на поверхности с лунками глубиной h 0,3 для переходной и автомодельной областей режимов течения соответственно:

Авторы отмечают, что в области переходных режимов течения ( Red Red кр ) коэффициент трения на поверхностях исследованных рельефов всегда пропорционален числу Red в степени n 0,25, как и для случая гладкой поверхности. Однако исключение составлял рельеф с лунками большой относительной глубины h 1,0. Для него коэффициент трения во всем исследованном диапазоне Red 2 104...1,2 105 оказался практически независимым от Red. Данное явление представляет интерес в связи с тем, что рельеф с лунками такой относительной глубины имеет схожие геометрические параметры с СС.

Для исследования характеристик теплообмена был использован метод калориметрирования в жидкометаллическом термостате, основанный на измерении величины тепловых потоков по толщине накристаллизовавшегося слоя металла на наружной поверхности модельного канала, погруженного в расплав чистого металла, и продувке через канал охладителя – воздуха.

Результатами работы явились эмпирические критериальные зависимости средней и локальной теплоотдачи на стенках щелевых каналов прямоугольного поперечного сечения с лунками на поверхности, учитывающие влияние как режимных, так и геометрических параметров. Закон теплообмена на поверхности с лунками в щелевом канале был сформирован в виде В результате исследований также было установлено, что лунки, размещенные на одной из поверхностей канала, способны значительно (до 2 раз) интенсифицировать теплообмен и на противоположной гладкой поверхности щелевого канала. При этом уровень интенсификации зависит прежде всего от ее относительной удаленности от поверхности с лунками и плотности размещения лунок в рельефе. Из опытных данных следует, что эффекты интенсификации теплообмена на гладкой поверхности канала возникают и увеличиваются только при приближении к ней противоположной поверхности с лунками. Увеличение относительной плотности размещения лунок в рельефе также ведет к росту теплоотдачи.

Следует отметить, что, несмотря на некоторое подобие, течение в каналах с сотовой поверхностью отличается от течения в щелевидных каналах с лунками. Это отличие обусловлено не только малой глубиной лунок ( h =0,1...0,5) по сравнению с сотами ( h =0,5...5,0), но и различием физической сущности процесса течения.

В соответствии с моделью течения [21] поток, оторвавшись от стенки над выемкой, присоединяется к стенке непосредственно за выемкой. От точки присоединения до следующей выемки формируется внутренний пограничный слой, который обновляется за каждой выемкой. Течение между двумя соседними выемками (по потоку) автономное и повторяющееся вдоль канала. На этом участке стенки канала взаимодействие потока со стенкой определяется внутренним пограничным слоем.

В СУ поток, оторвавшийся от кромки ячейки, не присоединяется к сотовой поверхности. Этому способствует также вихревая структура в пространстве сотовой ячейки, которая активно воздействует на поток в канале.

Изменение глубины, диаметра ячейки и радиального зазора приводит к нарушению механизма образования вихревой структуры в пространстве ячейки.

Несмотря на существование некоторой схожести процессов на «олуненной» и сотовой поверхностях, результаты работ [2,3,21,27,28,31,43,44] могут являться лишь поводом к исследованию термодинамических процессов, происходящих в СУ турбомашин, поскольку служат частичным подтверждением специфичности данных процессов, требующих дополнительного изучения. Необходимо отметить, что результаты подобных исследований для СУ призваны помочь усовершенствовать конструкцию таких уплотнений, что, в свою очередь, должно положительно сказаться на показателях экономичности и надежности турбоагрегатов с СУ.

В работе [64] рассмотрено экспериментальное исследование пограничного слоя, формирующегося на сотовой поверхности при натекании ламинарного потока. Результаты обнаруживают значительное отличие характеристик пограничного слоя на сотовой поверхности от случая обтекания потоком гладкой поверхности, заключающееся в том, что на границе пограничного слоя, соприкасающейся с сотовой поверхностью, продольная скорость не равна нулю и увеличивается вниз по потоку. Скольжение потока и малая заполненность профиля скорости приводят к снижению сопротивления тела с сотовой поверхностью и должны способствовать снижению конвективного теплообмена тела с потоком. К сожалению, в работе отсутствуют сведения о влиянии геометрических параметров СУ на характер протекающих процессов.

Результаты работы [41] показывают возможности комбинирования системы внутреннего охлаждения рабочих лопаток с СУ, которое в данном случае выполняет роль акустического пульсатора теплообмена. Применение акустических пульсаторов оптимальных размеров и формы (рисунок 1.20) для СУ, поэтому для определения эффективности использования СУ в таком качестве треРисунок 1.20. Конструкция акустического буется проведение дополнипульсатора Работа [83] посвящена исследованию влияния СС на теплообмен в сотовом ступенчатом уплотнении (рисунок 1.7). Коэффициенты теплоотдачи были получены как для гладкого статора, так и для статора с СС. Эксперименты охватывали широкий диапазон коэффициентов давления и величин зазора, типичных для условий эксплуатации авиационного двигателя.

Авторы отмечают, что наличие СС вызывает резкое уменьшение локальных коэффициентов теплоотдачи на поверхности статора в пять и более раз по сравнению с конструкцией с гладким статором (рисунок 1.21; 1.22).

При этом происходит равномерное распределение ( 200 Вт/м2К) коэффициентов теплоотдачи, что, в свою очередь, не характерно для гладкого статора. Авторы объясняют данное явление наличием рабочего тела, находящегося в пространстве сотовых ячеек. По их мнению, отделенное от основного потока рабочее тело у основания ячеек действует как дополнительное термическое сопротивление и снижает тем самым конвективный перенос тепла к поверхности статора.

Рисунок 1.21. Локальные коэффициенты те- Рисунок 1.22. Числа Нуссельта плоотдачи на поверхности статора при =1,5 для статора Вследствие изменения общего поля скоростей при наличии СС теплоотдача снижается также и на поверхности ротора, однако по сравнению с поверхностью статора это менее выражено (рисунок 1.23; 1.24).

Рисунок 1.23. Локальные коэффициенты Рисунок 1.24. Числа Нуссельта для ротеплоотдачи на поверхности ротора при тора =1, Исследования различных вариантов организации охлаждающей газовой завесы ведутся достаточно давно [8]. Это свидетельствует об актуальности данного вопроса. В источнике [8] Е.Н. Богомоловым систематизирован значительный объем информации по вопросам аэродинамики и термодинамики процессов в охлаждаемых турбинах.

В работе В.Д. Венедиктова [19] рассмотрены газодинамические особенности течения потока в проточной части высокотемпературных охлаждаемых газовых турбин. Ряд рассмотренных вопросов представляет особый интерес, связанный с возможностью совершенствования систем вдува ОВ при использовании СС уплотнения.

В статье [17] представлены результаты экспериментального исследования модели периферийной части турбинной ступени с СУ радиального зазора при ОВ в камеру надбандажного уплотнения при различных величинах радиального зазора и относительного расхода охлаждающего теплоносителя.

Целью работы являлось определение зависимостей эффективности охлаждения поверхности бандажной полки от расхода ОВ, а также некоторых геометрических параметров СУ. Подвод ОВ осуществлялся через ряды сотовых ячеек в камеру между гребнями бандажного уплотнения (рисунок 1.25).

Рисунок 1.25. Модель надбандажного уплотнения По результатам экспериментов было установлено, что использование СУ с различными по величине зазорами между СС и гребнями на бандаже ( 1 > 2 ) при определенном коэффициенте вдува m может значительно интенсифицировать теплообмен на поверхности бандажа, позволяет сократить расход ОВ, а также получить более равномерное распределение температуры на поверхности бандажа. Следует отметить, что в статье отсутствуют данные об интенсивности охлаждения бандажной полки при различных геометрических параметрах самой СС.

В статье [5] отмечается, что при использовании оптимальных соотношений геометрических параметров сотовых ячеек, позволяющих организовать активное взаимодействие потоков в зазоре и пространстве ячеек, может быть достигнуто повышение теплоотдачи от сотовой поверхности более чем в 2,0…2,5 раза.

Рассмотренные в [5,8,17,19] вопросы представляются перспективными для дальнейших исследований с целью совершенствования конструкций и способов организации охлаждения элементов проточной части высокотемпературных осевых ГТ. При этом видится перспективным использование в этих конструкциях сотовой структуры со всеми ее положительными свойствами.

Выполненный обзор литературных источников показывает, что имеется большое количество теоретических и экспериментальных исследований поставленной проблемы. Однако существует ряд вопросов, решение которых требует продолжения исследований в данной области.

Оценивая возможности повышения эффективности ступеней высокотемпературных ГТ, а также надежности отдельных их элементов, следует в первую очередь сосредоточить внимание на возможности увеличения КПД за счет уменьшения величин радиальных зазоров в периферийных уплотнениях и организации подачи ОВ в СУ.

Приведенный выше обзор обосновывает актуальность, научную новизну и практическую значимость рассматриваемых вопросов и позволяет сформулировать следующие основные задачи исследований:

– создать экспериментальный стенд с комплексом измерительных приборов;

– исследовать гидравлическое сопротивление и теплообмен в моделях СУ с различными геометрическими параметрами;

– оценить энергетическую эффективность применения СС на поверхности СУ;

– исследовать влияние подачи ОВ на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения поверхностей при различных геометрических параметрах СУ;

– на основе анализа выполненных исследований предложить рекомендации по совершенствованию конструкции периферийных уплотнений рабочего колеса ГТ.

ГЛАВА 2. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ,

МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТА И ОБРАБОТКИ

ОПЫТНЫХ ДАННЫХ, ОЦЕНКА ПОГРЕШНОСТИ ИЗМЕРЕНИЙ

В данной главе приводятся описания экспериментальной установки и рабочего участка, методика проведения экспериментов, расчетные формулы и зависимости, с помощью которых обрабатывались опытные данные, а также сравниваются результаты экспериментальных исследований с известными расчетными зависимостями и экспериментальными данными других авторов.

Как уже отмечалось в главе 1, задача исследования течения в СУ является весьма сложной, как с точки зрения происходящего физического процесса, так и с точки зрения математического его описания, поскольку относится к классу задач с пространственными отрывными течениями.

Аналитическое решение такой задачи представляется весьма затруднительным, поскольку требует решения полной системы дифференциальных уравнений Навье-Стокса. Поэтому задачу по оптимизации геометрических параметров СУ приходится решать экспериментально.

В связи со сложностью натурного эксперимента приходится применять модельные установки, руководствуясь требованиями современной теории газодинамического подобия [39].

Воспроизведение в модели физического процесса, происходящего в натурных условиях, весьма затруднительно. Очень малые величины радиальных зазоров и ячеек СУ обусловливают значительное увеличение геометрических размеров модели. Поэтому влияние пограничного слоя на процесс, протекающий в уплотнении работающей турбины, будет более существенным, чем в увеличенной модели.

Процессы, воспроизводимые в модели и происходящие в натуре, относятся к одному и тому же классу физических явлений – струйному течению с отрывными явлениями и возможным влиянием пульсационных колебаний газа.

Выбор плоской модели уплотнения в ряде опытов обусловлен невозможностью моделирования диаметра вала, так как это привело бы к значительному увеличению размеров модели. В то же время, как показано в ряде работ, аэродинамические свойства плоской настильной струи вполне совпадают со свойствами струи, движущейся через кольцевую щель с параметрами D/H >70 [50].

Отметим также, что тождественность краевых условий на плоской модели тоже не соблюдается, так как в натуре одна из стенок уплотнения (поверхность вала) движется. Но, как отмечалось в первой главе, влиянием фактора вращения вала на величину протечки через уплотнение допустимо пренебречь при окружной скорости, характерной для исследованных ступеней.

2.1. Описание экспериментальной установки 2.1.1. Экспериментальный стенд для исследования гидравлического Экспериментальные исследования гидравлического сопротивления и теплообмена при вынужденной конвекции газа в плоском прямоугольном канале, одна из поверхностей которого представляет собой СС, были проведены в потоке воздуха на разработанной и созданной экспериментальной установке, функциональная схема которой изображена на рисунке 2.1. Установка представляет собой аэродинамическую трубу 10 разомкнутого типа, работающую на всасывание от вентилятора низкого давления 13 с приводом от электродвигателя.

Рисунок 2.1. Функциональная схема экспериментальной установки: 1 – термометр ртутный ТЛ-4; 2 – отборы статического давления на входе в рабочий участок (pвх); 3 – рабочий участок (канал с сотовой структурой); 4 – сотовая структура; 5 – набор термопар; 6 – отборы статического давления на выходе из рабочего участка (pвых); 7 – термометр сопротивления; 8 – мост постоянного тока МО-62 с наружным гальванометром М 195/3; 9 – термометр ртутный ТЛ-4; 10 – аэродинамическая труба; 11 – расходомерное устройство (диафрагма);

12 – ресивер; 13 – вентилятор низкого давления; 14 – перепускной вентиль; 15 – микроманометр ММН-250; 16 – водяной дифманометр;

17 – теплоизоляция; 18 – электрический нагревательный элемент; 19 – блок переключения термопар; 20 – потенциометр ПП-63;

21 –вольтметр; 22 – амперметр; 23 – регулятор напряжения ЛАТР 1М 220V 9А Экспериментальная установка состоит из следующих участков и систем:

1. Участка стабилизации, предназначенного для гидродинамической подготовки потока перед входом в экспериментальный участок и представляющего собой канал прямоугольного сечения шириной B=60 мм и высотой, регулируемой в зависимости от высоты рабочего канала 3. Входная часть участка выполнена в форме лемнискаты с целью обеспечения быстрой стабилизации и безотрывного течения потока.

2. Экспериментального (рабочего) участка 3, представляющего собой канал прямоугольного сечения шириной B=60 мм и длиной L0=230 мм с СС на одной из стенок. Высота канала H изменялась от 6 до 12 мм за счет передвижения нижней стенки рабочего участка. Основными элементами экспериментального участка являются сменные металлические пластины с напаянной СС 4.

3. Системы нагрева опытных образцов, включающей в себя электрический нагревательный элемент 18, тщательно покрытый асбестовой теплоизоляцией 17 с целью минимизации потерь энергии в окружающую среду.

Напряжение, подаваемое на нагревательный элемент, регулировалось лабораторным автотрансформатором 23, при этом подведенная мощность контролировалась с помощью вольтметра 21 и амперметра 22.

4. Расходомерного участка, состоящего из нормального суживающего устройства (диафрагмы) 11 и участков стабилизации, выбранных в соответствии с правилами установки суживающих устройств при угловом способе измерения перепада давления [22,23]. Длина участка трубы перед диафрагмой составляла 1000 мм (20D), за диафрагмой – 350 мм (7D).

5. Системы прокачки рабочего тела через рабочий и расходомерный участки, состоящей из ресивера 12, вентилятора низкого давления 13 и перепускного вентиля 14, при помощи которого изменяется величина массового расхода рабочего тела.

2.1.2. Экспериментальный стенд для исследования влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление Для исследования влияния подачи ОВ в канал СУ через систему отверстий в пластине с СС на эффективность охлаждения поверхностей канала и гидравлическое сопротивление взамен системы нагрева опытных образцов устанавливалась система нагрева и подачи воздуха (рисунок 2.2), которая состоит из входного устройства 13, объемного компрессора 12, обеспечивающего массовый расход вдуваемого ОВ Gохл 0...0,016 кг/с, регулирующего вентиля 9, расходомерного устройства (сопла) 8, а также расположенного в трубе 4 электронагревателя 7. Мощность электронагревателя изменялась при помощи регулятора напряжения 5, напряжение на электронагревателе измерялось вольтметром 6. В экспериментальных исследованиях в качестве обоих теплоносителей использовался воздух, в результате чего стало возможно выполнить эксперимент зеркально («охлаждающий» воздух являлся горячим теплоносителем). Основной теплоноситель подавался в осевом направлении, ОВ – через систему отверстий в СС перпендикулярно к направлению движения основного потока. В процессе опытов варьировалась величина расхода ОВ, чем обусловливалось изменение тепловых режимов. Постоянство температуры вдуваемого ОВ t охл при различных значениях его расхода G охл обеспечивалось изменением количества подводимой к нему теплоты. Нагретый до температуры t вд =400…420 К воздух поступал в ресивер 2, где распределялся по всему его объему, а затем направлялся в рабочий канал через систему отверстий в пластине с СС. Температура воздуха в ресивере измерялась ртутным термометром ТЛ-4 1. Внешняя поверхность ресивера 2 заизолирована асбестовыми листами 3 с целью минимизации потерь энергии в окружающую среду.

Рисунок 2.2. Функциональная схема экспериментальной установки для исследования вдува теплоносителя через сотовую поверхность:

1 – термометр ртутный ТЛ-4; 2 – ресивер; 3 – теплоизоляция; 4 – труба подвода вдуваемого воздуха; 5 – регулятор напряжения ЛАТР 1М 220V 9А; 6 – вольтметр; 7 – электрический нагревательный элемент; 8 – расходомерное устройство (сопло); 9 – регулирующий вентиль;

10 – микроманометр ММН-250; 11 – водяной дифманометр; 12 – объемный компрессор; 13 – входное устройство; т.1, т.2, т.3 – места установки термопар В ходе экспериментальных исследований гидравлического сопротивления и теплообмена в СУ измерялись следующие величины: массовый расход воздуха, температура воздуха на входе и выходе из рабочего участка, температура рабочих поверхностей пластин с СС, давление на входе в канал и перепад давления по длине канала, а также сила тока и напряжение на электронагревателе.

При исследовании влияния вдува ОВ измерялись массовые расходы и температуры потока утечки и вдуваемого теплоносителя, температуры поверхностей канала с СС, давление на входе в канал и перепад давления по его длине.

Массовый расход рабочего тела измерялся в интервале 0,007…0,08 кг/с при помощи трех стандартных диафрагм (d=18; 32; 37 мм), каждая из которых применялась в определенном интервале скоростей. Для измерения перепада давления на диафрагме использовались чашечный микроманометр типа ММН-250 (класс 0,6) или U-образный водяной дифманометр 16 – в зависимости от величины измеряемого перепада (рисунок 2.1). Расход рабочего тела через рабочий участок регулировался с помощью установленного в ресивере 12 перепускного вентиля 14, обеспечивающего перепуск воздуха из атмосферы.

Необходимая точность определения величины расхода воздуха в широком диапазоне измерений обеспечивалась строгим соблюдением нормативов при изготовлении и поверке соответствующих измерительных устройств.

Температура потока воздуха на входе в рабочий участок измерялась лабораторным ртутным термометром ТЛ-4 1 с ценой деления 0,1°С, температура за рабочим участком – медным термометром сопротивления 50М 7. Сопротивление термометра измерялось мостом постоянного тока МО-62 (класс 0,1) с наружным гальванометром М-195/3 8. Также температура на выходе дополнительно контролировалась лабораторным ртутным термометром ТЛ- 9 с ценой деления 0,1°С. Температура поверхности теплообмена (основания пластин с СС) измерялась хромель-копелевыми термопарами 5, установленными посередине опытного образца на всем его протяжении. Величины термоЭДС термопар измерялись компенсационным методом на потенциометре ПП-63 (класс 0,05) 20, подключенном к блоку двухполюсных переключателей 19. Термопары предварительно тарировались в воздушном термостате по эталонному лабораторному ртутному термометру с ценой деления 0,1С.

Гидравлическое сопротивление в исследуемом канале с СС измерялось как разность статических давлений до и после рабочего участка. Пластины с СС, формирующие рабочий канал, препарировались отборами статического давления p потока в двух фронтальных сечениях канала: на расстоянии 20 10 м до начала контрольного участка длиной L=0,17 м (pвх) 2 и на выходе из него на расстоянии 20 10 м (pвых) 6. В каждом сечении устанавливалось шесть отборов статического давления – по три на каждой противоположной стороне. Для измерения перепада давления на рабочем участке использовались чашечный микроманометр 15 типа ММН-250 (класс 0,6) или Uобразный водяной дифманометр 16 – в зависимости от величины измеряемого перепада.

2.3. Методики проведения экспериментальных исследований 2.3.1. Методика проведения экспериментальных исследований гидравлического сопротивления и теплообмена Экспериментальные исследования гидравлического сопротивления и теплообмена при вынужденной конвекции газа в прямоугольном канале с СС проводятся следующим образом:

1. Осуществляется запуск вентилятора низкого давления 13 (рисунок 2.1); воздух, всасываемый из атмосферы, проходит участок стабилизации экспериментальной установки, попадает в рабочий участок 3 (канал с СС), затем поступает на расходомерное устройство (диафрагму) 11. Расход рабочего тела через экспериментальный участок регулируется с помощью перепускного вентиля 14, обеспечивающего перепуск воздуха из атмосферы.

2. После того как в рабочем участке установлена необходимая скорость потока, включается электрическая система нагрева опытных образцов.

Напряжение, подаваемое на нагревательный элемент, регулируется лабораторным автотрансформатором 23. Значения напряжения и силы тока фиксируются по показаниям вольтметра 21 и амперметра 22. Температура опытных образцов контролируется по показаниям потенциометра 20 и по графической зависимости температуры от величины термоЭДС. Выход установки на стационарный режим контролируется по стабилизации показаний потенциометра 20 и гальванометра 8.

3. После установления стационарного режима измеряется расход воздуха через расходомерное устройство 11, а также перепад давления на рабочем участке при помощи водяных дифманометров 16 или микроманометров 15 (в зависимости от величины измеряемого перепада).

4. Проводится последовательный опрос всех включенных в систему термопар 5 при помощи блока двухполюсных переключателей 19.

5. После проведения всех необходимых измерений экспериментальная установка выводится на следующий режим. С помощью перепускного вентиля 14 регулируется расход воздуха через рабочий участок, и далее повторяются последовательно пункты 2…4.

Выключение стенда выполняется в следующем порядке: напряжение в системе электрического нагрева опытных образцов плавно уменьшается до минимума и отключается от сети питания, выключается вентилятор низкого давления 13, а также все приборы, работающие от электрической сети.

2.3.2. Методика проведения экспериментальных исследований влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения поверхностей канала уплотнения Экспериментальные исследования гидравлического сопротивления и эффективности охлаждения при вдуве ОВ в канал с СС проводятся следующим образом:

1. Осуществляется запуск основного вентилятора и компрессора (рисунок 2.2), при этом расход вдуваемого теплоносителя изменяется при помощи регулирующего вентиля 9.

2. После достижения в рабочем участке необходимого режима течения включается электрическая система нагрева вдуваемого воздуха.

3. По достижении температуры вдуваемого теплоносителя t вд =400…420 К он подается в ресивер 2, затем через систему отверстий в пластине с СС – в рабочий канал экспериментальной установки. Величина расхода вдуваемого ОВ G охл изменяется в пределах Gохл 0...0,016 кг/с, что позволяет обеспечить значения степени вдува m=0…40%.

4. Выход установки на стационарный режим характеризуется стабилизацией показаний ртутного термометра 1, а также постоянными значениями перепадов давления на расходомерных устройствах.

5. После выхода установки на стационарный режим измеряются величины общего расхода Gосн рабочего тела, расхода вдуваемого ОВ G охл, перепада (потерь) давления р в рабочем канале, температуры вдуваемого воздуха t охл и поверхностей пластины с СС и противоположной гладкой стенки канала t изм.

6. После проведения всех необходимых измерений экспериментальная установка выводится на следующий режим. С помощью регулирующего вентиля 9 изменяется величина расхода вдуваемого ОВ G охл, и далее повторяются последовательно пункты 3…5.

2.4. Экспериментальные модели для исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в канале с сотовой структурой Для исследования гидравлического сопротивления в канале с СС были изготовлены восемь экспериментальных образцов – пластин с СС. Рабочие участки представляли собой каналы прямоугольного сечения одинаковой ширины B 60 10 м и протяженности L 0,23 м, но различные по высоте Н (от 6 10 до 12 10 м). Одинаковая по всей длине высота Н канала обеспечивалась установкой в качестве опор нижней стенки канала тарированных по толщине металлических прокладок. Деформация нижней стенки канала, изготовленной из органического стекла, и изменение высоты Н канала во время гидравлических испытаний моделей исключались благодаря жесткому креплению металлических прокладок и самой пластины к корпусу экспериментальной установки. Экспериментальные образцы для исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в канале с СС, представляющие собой стальные пластины толщиной 2,5 103 м с напаянной СС, изображены на рисунке 2.3. Сменные сотовые пластины, имеющие 5 рядов по 14 ячеек в каждом, были изготовлены путем штамповки заготовок шестигранного профиля из листа меди толщиной 0,3 мм и последующей пайки заготовок между собой и основанием из стали.

Для проведения экспериментальных исследований влияния подачи ОВ через поверхность с СС на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения поверхностей канала СУ в сотовых пластинах выполнялась система из 70 отверстий диаметром 1 мм. За счет этого обеспечивался равномерный по всей площади СС вдув ОВ в канал СУ перпендикулярно основному потоку рабочего тела.

Геометрические характеристики всех экспериментальных моделей для исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в канале с СС приведены в таблице 2.1.

Рисунок 2.3. Экспериментальные образцы для исследования гидравлического Геометрические параметры канала и СС в моделях для исследования гидравлического сопротивления, теплообмена и эффективности охлаждения Примечание. Символом отмечены модели каналов, для которых проводились экспериментальные исследования гидравлического сопротивления и эффективности охлаждения поверхностей канала при подаче охлаждающего воздуха.

Для формирования сотовой поверхности использовались массивы ячеек с диаметром вписанной окружности d я 12 103 м и различной глубиной h я ( 2,4...24,0 ) 10 3 м.

Набор изготовленных пластин с СС обеспечил выполнение экспериментальных исследований гидравлического сопротивления и теплообмена во всем диапазоне величин определяющих факторов, актуальных с точки зрения интенсификации коэффициентов теплоотдачи и сопротивления: h 0,2...2,0 ;

H 0,5...1,0.

При этом существовала возможность исследования независимого влияния на показатели гидравлического сопротивления и теплообмена каждого из определяющих факторов.

– группы экспериментальных моделей 4…27 обеспечили исследование независимого влияния относительной высоты СС h в условиях H idem и Re d idem ; сравнение результатов испытаний тех же моделей дало возможность оценить влияние относительной высоты канала H в условиях h idem и Re d idem ;

– сравнение результатов испытаний групп моделей 4…27 и 1…3 позволило определить степень интенсификации трения и теплообмена в канале с СС по сравнению с гладкостенным каналом в условиях H idem и Re d idem.

2.5. Методики обработки экспериментальных данных 2.5.1. Методика обработки экспериментальных данных при исследовании гидравлического сопротивления и теплообмена Экспериментальные исследования гидравлического сопротивления и теплообмена в канале с СС выполнялись в соответствии с эмпирической моделью которая в полной мере отражает роль в теплообмене Nu и гидравлическом сопротивлении режимных параметров потока (Re, Pr,Tc,Tп ) и геометрических характеристик СС ( hя, d я ) и самого канала ( H, d г ), представленных в модели (2.1) в виде следующих геометрических комплексов:

Исследование теплообмена в модельных каналах выполнялось стационарным методом, при котором необходимо определить величину теплового потока q Q F через исследуемую поверхность и перепад температур t между потоком и стенкой.

Теплообмен исследовался в условиях постоянства теплового потока через поверхность опытного образца qc 1,5 104 Вт/м2 при температурном напоре T Tc Tп 50...110 К и температурном факторе Т с Tc Т п 1, ( Tc, Tп – средние температуры стенки и потока соответственно). В качестве рабочего тела использовался осушенный воздух.

Набор изготовленных пластин с СС позволил исследовать теплообмен в канале при следующих значениях определяющих параметров: относительная глубина СС h =0,2…2,0; относительная высота канала H =0,5…1,0. Также он позволил выявить влияние каждого из этих факторов в отдельности.

Такое сочетание конструктивных параметров опытных образцов и стенда обеспечивало исследование теплообмена в диапазоне режимов течения Red 104...105.

Исходными данными для обработки результатов измерений для каждого стационарного режима, отличающегося расходом воздуха через рабочий участок, являются:

температура воздушного потока на входе в рабочий участок t вх, °С;

температура воздушного потока за рабочим участком tвых, °С;

температура, давление воздуха и перепад давления на расходомерной диафрагме t Д, °С; Р Д, Па; Р Д, Па;

перепад давления по длине L рабочего участка и давление на входе в рабочий участок Руч, Па; Руч, Па;

температура по длине опытных образцов (в 10 точках) t1...t10 ;

барометрическое давление В, Па;

геометрические параметры рабочего участка и опытных образцов.

На основе измеренных величин определяются следующие параметры:

1. Средняя температура стенки определяется как средневзвешенная температура. Для этого при помощи ЭВМ по десяти измеренным значениям температуры стенки производится интерполяция локальным сплайном с целью получения уравнения сглаженной кривой изменения температуры стенки по ее длине. Затем выполняется интегрирование по полученной кривой методом Симпсона с целью определения площади под кривой St. Среднее интегральное планиметрическое значение температуры стенки, °С, при этом определяется как где L – длина опытного образца.

2. Среднелогарифмический температурный напор между стенкой и рабочей средой, °С:

3. Средняя по длине канала температура воздуха, °С:

4. По средней температуре потока определяются теплофизические свойства воздуха.

5. Массовый расход воздуха G определяется по измеренным значениям температуры и давления перед расходомерной диафрагмой и перепаду давления на ней. Используемое расчетное выражение имеет вид где G – массовый расход воздуха;

k – постоянная расходомерной диафрагмы;

PД – перепад давления на расходомерной диафрагме;

PД – давление перед расходомерной диафрагмой;

T Д – температура воздуха на расходомерной диафрагме.

6. Общий тепловой поток, проходящий через поверхность экспериментального образца, для контроля точности измерений определяется двумя способами:

а) по изменению температуры воздуха на входе и выходе из рабочего участка Q м, Вт:

где G – массовый расход воздуха;

с р – теплоемкость воздуха при средней температуре в рабочем участке, кДж/кг·К;

б) по величине электрической мощности нагревателя с учетом потерь Qэ, Вт:

где I – сила тока в цепи электронагревателя;

Qп – величина потерь тепла через асбестовую изоляцию.

Величина Qп определялась при проведении специальных квалификационных опытов. Величины Q м и Qэ в опытах отличались не более чем на 7,5%.

7. Плотность теплового потока через поверхность опытного образца определяется по формуле где F – площадь поверхности опытного образца.

Площадь поверхности опытных образцов для случая гладкой пластины определяется по формуле где B – ширина пластины; L – длина пластины.

Площадь поверхности опытных образцов – пластин с СС где n и m – количество рядов ячеек и число ячеек в каждом ряду соответственно.

При этом относительная площадь, занимаемая сотовыми ячейками на поверхности исследуемого образца, равна где S x – поперечный шаг сотовых ячеек;

S у – продольный шаг сотовых ячеек.

8. Средний коэффициент теплоотдачи, Дж ( м2 К ) :

где q – средняя плотность теплового потока через поверхность экспериментального образца.

9. Среднерасходная скорость воздуха в рабочем участке, вычисленная по исходной площади поперечного сечения канала (без учета влияния СС), м/с:

где Н – высота канала;

– плотность воздуха в рабочем участке.

10. В качестве характерного размера в вычислениях используется гидравлический диаметр, м:

где Fк – площадь поперечного сечения канала;

П – смоченный периметр;

11. Число Рейнольдса Red определяется по среднерасходной скорости и гидравлическому диаметру канала:

где – динамический коэффициент вязкости при средней температуре воздуха.

12. Число Нуссельта Nu d определяется по зависимости где в – коэффициент теплопроводности для воздуха.

13. Для каждой испытанной модели формируются зависимости где Тс Tc Т п – температурный фактор.

14. Одной из целей экспериментальных исследований является определение коэффициента гидравлического сопротивления контрольного участка канала с СС на одной из поверхностей:

где G – величина массового расхода рабочего тела;

Fк – площадь поперечного сечения канала;

L – длина контрольного участка канала;

d г – гидравлический диаметр канала;

– плотность рабочего тела;

p ( pвх pвых ) – изменение (потери) статического давления в потоке рабочего тела на контрольной длине L канала.

Из формулы (2.18) следует, что реализованное в моделях препарирование датчиками давления и температуры в совокупности с измерением массового расхода G потока рабочего тела в полной мере обеспечивает определение искомой величины.

Гидравлические испытания моделей выполнялись в изотермических условиях (без теплообмена) продувкой исследуемых моделей осушенным воздухом, температура которого мало отличалась от температуры окружающей среды.

Измеренные в испытаниях величины коэффициента гидравлического сопротивления на контрольных участках L канала представлялись в виде зависимости от числа Red, в котором величины массовой скорости и гидравлического диаметра определялись так же, как и в исследованиях теплообмена.

2.5.2. Методика обработки экспериментальных данных при исследовании влияния подачи охлаждающего воздуха на гидравлическое сопротивление и эффективность охлаждения Результаты экспериментальных исследований эффективности охлаждения поверхностей канала СУ при подаче ОВ через поверхность СС представлены в виде зависимости глубины охлаждения от коэффициента вдува где Tизм – измеряемая температура поверхности канала, К; Tохл – температура вдуваемого воздуха, К; Tосн – температура основного потока (в отсутствие вдуваемого теплоносителя), К; – массовый расход ОВ, кг/с;

Gобщ G ут Gохл – общий массовый расход рабочего тела через СУ, кг/с;

G ут – массовый расход утечки через СУ, кг/с.

Коэффициент гидравлического сопротивления определяется по формуле (2.18). Общий массовый расход рабочего тела Gобщ рассчитывался по формуле (2.5). Массовый расход ОВ Gохл определяется по измеренным значениям температуры и давления перед расходомерным устройством (соплом) и перепаду давления на нем. Используемое расчетное выражение имеет вид где k – постоянная расходомерного устройства (сопла);

Pсопл – перепад давления на расходомерном устройстве;

Pсопл – давление перед расходомерным устройством;

Tсопл – температура воздуха на расходомерном устройстве.

При определении искомых величин имеют место систематические и случайные погрешности. Систематические исключаются из рассмотрения в связи с тем, что исследования предусматривают сравнительный анализ результатов эксперимента.

Погрешности экспериментального определения коэффициента гидравлического сопротивления и коэффициента теплоотдачи в канале с СС были оценены в соответствии с рекомендациями [25,49,53].

Средний коэффициент теплоотдачи определяется из уравнения (2.12):

на основании которого можно получить выражение для расчета суммарной максимальной величины относительной ошибки в виде Количество тепла, переданного от поверхности с СС к воздуху, определялось на основании измеренных величин расхода воздуха G через экспериментальный участок и изменения температуры воздуха t tвых tвх по формуле (2.6):

с относительной ошибкой, равной сумме относительных ошибок измерений расхода EG и измерения температуры E t :

Массовые секундные расходы рабочего тела G находились по измеренным давлениям PД и температурам Т Д воздуха перед мерной диафрагмой, а также перепадам статических давлений PД на ней:

где k – коэффициент расхода мерной диафрагмы.

Перепад давления на диафрагме h измеряется с помощью водяных U-образных дифманометров или чашечного микроманометра типа ММН- с относительной погрешностью Eh 0,4...1,0%. В связи с этим максимальная погрешность измерения расхода не превышала величины EG 1,0%.

Температура воздуха на входе и выходе из рабочего участка измерялась лабораторным ртутным термометром с ценой деления 0,1С. Абсолютная погрешность при определении средних значений температуры воздуха составила t 0,2 С. Относительная погрешность измерения при минимальных значениях нагрева воздуха (7С) составляла:

Суммарная относительная погрешность измерения переданной теплоты при минимальных значениях нагрева воздуха составляла:

Площадь теплоотдающей поверхности СС с диаметром вписанной окружности d я 12 0,05 мм и наименьшей высотой h я 2,4 0,05 мм определяется с точностью Относительная ошибка при минимальных значениях температурного напора (50С) составляла:

Таким образом, суммарная относительная погрешность экспериментального определения коэффициента теплоотдачи при наименьших значениях нагрева воздуха и температурного напора составила:

Гидродинамическое сопротивление в канале с СС, определяемое по разности статических давлений до и после экспериментального участка с помощью отборов давления и чашечного микроманометра типа ММН-250 или U-образных дифманометров, имело относительную погрешность в измерении, не превосходящую 1,0…1,5%.

Погрешности величины коэффициента вдува m и глубины охлаждения при проведении экспериментальных исследований оценивались, согласно рекомендациям [25,49,53], при помощи методики оценки среднего квадратического отклонения с использованием распределения Стьюдента для учета конечного числа измерений.

На основании уравнений (2.19) и (2.20) можно получить выражение для расчета максимальных суммарных величин относительных ошибок:

где Gохл и Gобщ – абсолютные погрешности измерения массового расхода ОВ и общего расхода через СУ соответственно, кг/с.

Максимальная суммарная относительная погрешность глубины охлаждения определяется на основании выражения (2.19):

где Т осн, Tохл и Т изм – абсолютные погрешности измерения соответственно температур основного потока, ОВ и поверхности канала с СС, К.

Исходя из расчетов максимальная погрешность измерения коэффициента вдува m не превышала величины Em 4,0%, глубины охлаждения поверхностей – E 6,5%.

Выполненный расчет величин погрешностей результатов экспериментальных исследований свидетельствует об удовлетворительной точности проведенных опытов и достоверности полученных экспериментальных данных.

Набор изготовленных объектов исследований (таблица 2.1) включал в себя три квалификационные модели 1–3, которые не отличались от остальных групп экспериментальных моделей по ширине В, протяженности L и высоте H канала, но были выполнены из гладкостенных пластин (без СС). Эти модели использовались для технологической отладки стенда, их испытания проводились перед каждой серией опытов с моделями 4–27 и являлись квалификационными для измерения величин коэффициентов теплоотдачи 0 на гладких стенках канала. Измеренные в квалификационных испытаниях моделей 1–3 величины 0 являлись базовыми при определении степени интенсификации теплообмена Nu Nu 0 на поверхности канала с СС в моделях 4–27 в условиях Re d idem и H idem.

Результаты квалификационных измерений коэффициентов теплоотдачи 0 в гладкостенных каналах 1–3 показаны на рисунке 2.4. Они сравнивались с аналогичными экспериментальными данными, рекомендуемыми в литературе [61] для расчета теплообмена в коротких гладких каналах:

где Х – продольная координата по длине канала.

Рисунок 2.4. Результаты экспериментального исследования теплообмена в квалификационных гладкостенных моделях при различной относительной высоте канала: – H 1,0 ; – H 0,75 ; – H 0, Удовлетворительная сходимость результатов измерений 0 в моделях 1–3 с известными из литературы данными свидетельствует о достаточном уровне достоверности выполненных в настоящей работе экспериментальных исследований теплообмена в канале с СС.

Данные о величинах гидравлического сопротивления 0 в гладкостенных каналах в испытаниях групп экспериментальных моделей 4–27, необходимые для определения искомых величин интенсификации гидравлического сопротивления в канале с СС, были получены из испытаний гладкостенных моделей 1–3. Эти модели имели те же, что и в моделях 4–27, ширину В, протяженность L и высоту H канала, но были выполнены из пластин с гладкими поверхностями (без СС). Поэтому измеренные в этих испытаниях моделей 1–3 величины коэффициентов сопротивления соответствовали величинам коэффициентов гидравлического трения 0 на гладких поверхностях канала.

Результаты измерений коэффициентов гидравлического сопротивления 0 в гладкостенных каналах, выполненных в испытаниях моделей 1–3, представлены на рисунке 2.5 в виде зависимости 0 от числа Red. На этом же графике показана известная экспериментальная зависимость Блазиуса рекомендуемая для расчета гидравлического сопротивления в гладкостенных каналах в переходной области чисел Red 103...105. Следует отметить, что зависимость 0 f ( Re d ) для гладкого канала состоит из двух характерных участков: степенного (вида 0 C Red с n 0 ) в области Red < Red кр и автомодельного (вида 0 кр const ) в области Red > Red кр.

Гладкостенные модели 1–3 использовались для технологической отладки экспериментальной установки и испытывались перед каждой серией опытов с объектами исследования 4–27. Результаты выполненных в этих испытаниях измерений 0 являлись базовыми для определения степени интенсификации гидравлического сопротивления в исследуемых каналах с СС в моделях 4–27 в условиях Re idem и H idem.

Рисунок 2.5. Результаты измерения коэффициента гидравлического сопротивления контрольных участков гладкостенных каналов различной относительной высоты: – H 1,00 ;

В целом выполненная апробация используемой методики и стендов показала, что созданный экспериментальный стенд пригоден для исследования гидравлического сопротивления в прямоугольных каналах с СС.

ГЛАВА 3. ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ И ТЕПЛООБМЕН

В КАНАЛАХ С СОТОВОЙ СТРУКТУРОЙ

С учетом результатов предварительных опытов, а также данных из работ других авторов, более детальные экспериментальные исследования гидравлического сопротивления и теплообмена, а также математическая обработка полученных данных были проведены для моделей каналов прямоугольного сечения шириной В=60 мм при варьировании высоты канала в диапазоне от 6 до 12 мм при следующих значениях безразмерных геометрических комплексов: h 0,2...1,0 ( h 0,2...1,25 – при исследовании теплообмена); H 0,5...1,0. Согласно результатам предварительных экспериментов, в указанном интервале геометрических параметров СС и канала эффекты интенсификации гидравлического сопротивления и теплообмена имеют наибольшие значения-экстремумы, значительно снижаясь при дальнейшем увеличении относительной глубины СС.

Геометрия исследованных каналов показана на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1. Схема канала с сотовой структурой на одной из стенок:

H – высота канала; В – ширина канала; L0 – общая длина рабочего участка;

L –длина участка с СС; dя – диаметр ячейки сотовой структуры; hя – глубина ячейки СС 3.1. Зависимость гидравлического сопротивления в канале Выполненные испытания экспериментальных моделей с различной относительной глубиной ячеек h показали, что размещение сотовой поверхности на одной из стенок прямоугольного канала неизбежно приводит к увеличению коэффициента гидравлического сопротивления на поверхности с сотовыми ячейками и коэффициента гидравлического сопротивления канала в целом при любых исследованных значениях геометрических параметров СС ( h ) и канала ( H ) по сравнению с аналогичными характеристиками для канала с гладкими стенками во всем диапазоне чисел Red. Полученные значения коэффициента гидравлического сопротивления f ( Re d ) показаны на рисунке 3.2.

На том же рисунке приведены аналогичные экспериментальные данные 0 f ( Re d ) для гладких поверхностей, полученные в квалификационных испытаниях моделей 1–3 (линия а на рисунке 3.2).

Данные квалификационных измерений 0 f ( Re d ) в гладкостенных каналах показали:

– в диапазоне Red Red кр. Критическая величина числа Red Red кр, превышение которой изменяет характер зависимости f ( Red ) от степенного к автомодельному, определяется сочетанием величин геометрических показателей h и H рельефа и канала и составляет (за исключением образца с h =0,5) Red кр ( 3,2...3,8 ) 104. Следует отметить, что при экспериментальных исследованиях гидравлических сопротивлений каналов с лунками авторы [2] описали подобное явление на образцах с большой относительной глубиной лунок ( h =1,0; F =0,35), для которых коэффициент сопротивления во всем исследуемом авторами диапазоне чисел Red 2 104...1,2 105 оказался практически независимым от Red (линия б на рисунке 3.2).

Зависимость коэффициента сопротивления канала с сотами при H 1,0 для образца с h =0,5 при Red 3,2 104 имеет такой же, как для остальных образцов, начальный участок, однако затем возрастает и входит в зону автомодельности при Red кр 105. Данное явление можно объяснить особенностями течения в канале и характером вихреобразования в сотовой ячейке указанной относительной глубины.

Также принципиально иной характер зависимости f ( Red ) можно наблюдать при уменьшении относительной высоты канала H до 0, (группа 2 на рисунке 3.2 б). При увеличении числа Red коэффициент гидравлического сопротивления увеличивается, кроме образца с относительной глубиной ячеек h 1,3. Увеличение сопротивления канала может быть связано с изменением характера вихреобразования в сотовых ячейках вследствие влияния на течение в зоне смешения вблизи сот противоположной стенки канала.

2. В области переходных режимов течения, при Red Red кр, коэффициенты гидравлического сопротивления для всех исследованных моделей каналов с СС при H 1,0 всегда пропорциональны числу Red в той же степени n 0,25, что и для гладких поверхностей в законе Блазиуса 0 0,3164 Red 0,25.

3. Во всем исследуемом диапазоне Red 104...105 коэффициенты гидравлического сопротивления каналов с СС всегда превышают аналогичные коэффициенты сопротивления 0 в гладкостенных каналах, а также коэффициенты сопротивления для рельефов со сферическими углублениями (линии б, в на рисунке 3.2). Степенью этого превышения является показатель интенсификации гидравлического сопротивления / 0 в условиях Re d idem, зависящий только от сочетания параметров рельефа и канала ( h и H ). Указанные особенности экспериментальных зависимостей коэффициента гидравлического сопротивления f ( Red ) дают возможность находить закон сопротивления в каналах с СС в виде зависимости Учитывая известные зависимости гидродинамического сопротивления в гладких каналах для переходной ( Red Red кр ) и автомодельной ( Red Red кр ) областей режимов течения можно записать: