«Совершенствование воздушно-конвективных систем охлаждения лопаток турбин с внутриканальным оребрением для энергетических газотурбинных установок большой мощности» тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.12, кандидат наук Байбузенко Игорь Николаевич

• Байбузенко Игорь Николаевич
• кандидат наук
• 2019

Оглавление диссертации кандидат наук Байбузенко Игорь Николаевич

ОГЛАВЛЕНИЕ

ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ ГОРЯЧЕГО ТРАКТА ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ТУРБОМАШИН

1.1 Энергетические газовые турбины

1.1.1 Современный технический уровень параметров газовых турбин

1.1.2 Тенденции совершенствования энергетических турбин. Повышение температуры газа на входе в турбину

1.1.3 Влияние отбора охлаждающего воздуха на КПД ГТУ

1.1.4 Обзор систем охлаждения турбин

1.2 Теплообмен в оребренных каналах

1.2.1 Физические основы интенсификации теплообмена

1.2.2 Структура течения за одиночным уступом и периодически расположенными выступами

1.2.3 Методы экспериментального исследования теплоотдачи в каналах систем охлаждения

1.2.4 Анализ и обобщение экспериментальных данных по интенсификации теплоотдачи в оребренных каналах систем охлаждения

1.3 Выводы по Главе

ГЛАВА 2. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ СТЕНД, ИЗМЕРИТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ, ОБРАБОТКА ДАННЫХ. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ

2.1 Постановка экспериментального исследования

2.1.1 Описание экспериментальной установки

2.1.2 Измерительное оборудование

2.1.3 Калибровка термохромных жидких кристаллов

2.1.4 Порядок проведения эксперимента

2.1.5 Методика обработки результатов измерений

2.1.6 Верификация экспериментальных измерений теплоотдачи. Теплообмен при течении в гладком канале

2.1.7 Оценка неопределенности

2.2 Численная модель течения и теплообмена

2.3 Выводы по Главе

Стр.

ГЛАВА 3. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ И ЧИСЛЕННОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ ТЕПЛООТДАЧИ И ГИДРАВЛИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ

3.1 Конфигурация исследуемых вариантов оребрения

3.2 Экспериментальные измерения теплоотдачи и гидравлический

коэффициент трения в оребренном канале

3.2.1 Теплоотдача при обтекании поперечного и наклонного одностороннего оребрения

3.2.2 Теплоотдача при обтекании поперечного и наклонного двустороннего оребрения

3.2.3 Теплоотдача при обтекании шевронного двустороннего оребрения

3.2.4 Гидравлическое сопротивление и сравнение различных конфигураций оребрения

3.2.5 Критериальные зависимости для теплоотдачи и гидравлического сопротивления при обтекании различных конфигураций оребрения

3.3 Численное моделирование теплоотдачи и гидравлического сопротивления в оребренном канале

3.4 Выводы к главе

ГЛАВА 4. РАСЧЁТ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ ОХЛАЖДАЕМЫХ ДЕТАЛЕЙ ТУРБИН

4.1 Подходы к расчету теплового состояния

4.2 Расчет теплового состояния соплового аппарата второй ступени энергетической турбины

4.3 Эффективность оребренного канала в конвективной системе охлаждения

4.4 Выводы к главе

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

5 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

151

ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

А — площадь поперечного сечения, м2;

Вх — постоянная неопределенность, %;

Ь — толщина стенки канала, м;

с р — удельная теплоемкость при постоянном давлении, Дж/(кг-К);

Э — гидравлический диаметр (по гладкому каналу), м;

е — высота оребрения, м;

е | Э — относительная высота оребрения;

2

дав — площадь поверхности, омываемой горячим газом, м ;

— гидравлического коэффициент трения в гладком канале

— гидравлический коэффициент трения в оребренном канале по Дарси

— гидравлический коэффициент трения в оребренном канале по Фаннингу

— расход воздуха, кг/с;

— относительный расход топлива, охлаждающего воздуха;

— высота канала, м;

— коэффициент температуропроводности, м2/с;

— длина канала, м;

— работа турбины, компрессора, Вт;

— мощность двигателя, Вт; т — функция расхода;

Р — шаг оребрения, м;

Р | е — относительный шаг оребрения;

^ — тепловой поток в стенку, Вт/(м );

— безразмерная координата;

Бх — статистическая неопределенность, %;

Т — температура, °С;

Тд — температура газа на входе в турбину, ° С;

— степень турбулентности, %;

— время, с;

— коэффициент Стьюдента;

— скорость течения, м/с;

— ширина канала, м;

— соотношение сторон канала;

— расстояние от входа в канал, м;

— длина участка канала, м;

— расстояние по нормали к стенке, м;

— коэффициент теплоотдачи,

Вт/(м-К);

— перепад давления воздуха, Па;

£ — глубина охлаждения;

£ — коэффициент гидравлического сопротивления;

П — КПД двигателя, эффективность охлаждения;

Пс — КПД двигателя с учетом отбора воздуха на охлаждение;

X — коэффициент теплопроводности, Вт/(мК);

ц — коэффициент динамической вязкости, Па/с;

v — коэффициент кинематической вязкости, м/с;

пк — степень повышения давления в компрессоре;

р — плотность, кг/м3;

rw — касательное напряжение на стенке, Па;

^ — угол установки оребрения, градус;

ш — частота вращения, рад/с;

Числа подобия

Re — число Рейнольдса;

Nu — число Нуссельта;

Рг — число Прандтля;

Ro — число Росби;

М — число Маха;

Индексы

* — параметр торможения;

О — гладкий канал;

air — воздух;

avg — среднее значение для межреберной поверхности;

ch — оребренный канал;

gas — горячий газ;

hub — втулочное сечение;

max — максимальное значение;

in — входной участок ;

out — выходной участок;

rot — вращающаяся система;

stat — статическая система;

st — статический параметр;

tip — периферийное сечение;

w — стенка;

ш — шахматное расположение;

Аббревиатуры

ГТУ — газотурбинная установка;

ПГУ — паротурбинная установка; ССОД — система сбора и обработки данных;

CFD — вычислительная газодинамика;

PIV — цифровая трассерная визуализация

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему ««Совершенствование воздушно-конвективных систем охлаждения лопаток турбин с внутриканальным оребрением для энергетических газотурбинных установок большой мощности»»

Актуальность диссертационной работы

Газотурбинные установки (ГТУ) получили широкое распространение в различных отраслях промышленности, на воздушном, наземном, водном транспорте, используются в гражданских и военных целях; энергетические ГТУ стали неотъемлемой частью тепловых электрических станций. ГТУ прошли большой путь развития от первых образцов с температурой газа перед турбиной 8 О О К, КПД 1 8 % и мощностью 4 М В т до современных установок, для которых агрегатная мощность составляет более , КПД 40 , а расход воздуха

через проточную превышает . Столь высоких параметров удалось

достичь благодаря росту температуры газа на входе в турбину и степени повышения давления в компрессоре, что в свою очередь потребовало применения эффективных систем охлаждения лопаточных аппаратов турбин. К системам охлаждения предъявляются требования по минимизации расхода отбираемого воздуха при обеспечении заданного уровня температуры металла. Одним из наиболее распространенных способов воздушного охлаждения лопаточных аппаратов турбин является конвективно-пленочное, эффективность которого во многом зависит от степени совершенства внутреннего конвективного охлаждения.

В применении для энергетических турбомашин большой мощности наибольшее распространение получила продольно -петлевая конфигурация внутренних каналов охлаждения. Выбор такой схемы характерен для лопаток с большой хордой. Интенсификация теплоотдачи обеспечивается посредством оребрения стенки канала поперечными (по отношению к направлению потока) интенсификаторами различных конфигураций. Воздействие на течение преимущественно локализуется в области пограничного слоя. При течении за ребром происходит отрыв пограничного слоя, и далее реализуется течение на начальном участке, что обеспечивает интенсификацию теплоотдачи. При этом в зоне смешения основного потока и отрывного течения за ребром генерируются

турбулентные пульсации, которые переносятся в область присоединения, тем самым дополнительно интенсифицируя теплоотдачу.

Данный способ интенсификации теплоотдачи известен достаточно давно. Многочисленные экспериментальные исследования, представленные в доступных публикациях, свидетельствуют о его детальном изучении. Однако большинство исследований выполнены в диапазоне значений числа Рейнольдса ,

рассчитанного по гидравлическому диаметру внутреннего канала системы охлаждения. Данные представлены преимущественно в виде интегральных характеристик по теплоотдаче для оребренной поверхности. Для энергетических турбин рост единичной мощности связан в том числе с увеличением расхода горячего газа в проточной части турбины. В связи с этим для современных и перспективных энергетических турбин течение во внутренних каналах характеризуется значениями числа Рейнольдса в диапазоне ,

приведенная скорость составляет .

Формальная экстраполяция результатов предыдущих исследований в данную область неправомочна. Кроме того, если для лопаток с малой хордой допустима оценка теплового состояния на основе интегральных данных по теплоотдаче для оребренной поверхности, то при больших геометрических размерах лопаток необходимо учитывать локальные характеристики.

К настоящему моменту в России сложился спрос на модернизацию существующих генерирующих мощностей и ввод новых. В рамках программы импортозамещения принята энергетическая стратегия на период до года,

целью которой является достижение конкурентоспособности отечественных турбомашин.

В данной работе представлены результаты исследования тепло -гидравлических характеристик оребренных каналов систем охлаждения в диапазоне значений числа Рейнольдса , что соответствует

современным мощным и перспективным энергетическим ГТУ. Обобщенные материалы исследования базируются на локальных значениях коэффициента теплоотдачи для межреберных участков поверхности теплообмена канала

лопатки. Полученные данные позволяют совершенствовать системы охлаждения турбин, а именно выбирать эффективную конфигурацию оребрения и повышать достоверность расчета теплонапряженного состояния лопаток турбин.

Цель работы — исследование влияния конфигурации и относительных геометрических параметров оребрения на распределение локальных значений коэффициента теплоотдачи для оребренной стенки и гидравлическое сопротивление в канале при значениях числа Рейнольдса в диапазоне Яе = ; разработка рекомендаций по выбору рациональной конфигурации оребрения канала для системы охлаждения лопаток турбин с учетом среднеинтегральных и локальных характеристик теплоотдачи, что позволит повысить эффективность и ресурс энергетических ГТУ. Для достижения указанной цели необходимо решить следующие задачи:

1. На основе анализа известных опубликованных данных выявить ключевые геометрические факторы влияния оребрения на теплообмен и обосновать выбор типа оребрения.

2. Разработать методику проведения и обработки эксперимента, выбрать тип используемого экспериментального оборудования, разработать и изготовить экспериментальный стенд.

3. Провести физический эксперимент и выявить факторы влияния различных типов оребрения на локальные и интегральные характеристики теплообмена и гидравлического сопротивления в канале при числах Рейнольдса в диапазоне .

4. Провести численное моделирование течения в оребренном канале для изучения структуры потока и особенностей вторичных течений.

5. Разработать рекомендации по использованию обобщенных результатов экспериментального исследовании для проектирования систем охлаждения лопаток турбин.

Научная новизна заключается в том, что: 1. Получены новые экспериментальные данные по локальному распределению значений коэффициента теплоотдачи на оребренной

поверхности при обтекании поперечных, наклонных и шевронных ребер-интенсификаторов для при относительных

геометрических параметрах характерных для систем охлаждения деталей горячего тракта энергетических турбомашин. Указаны характерные особенности рассмотренных типов оребрения.

2. На основании экспериментальных данных для оребренной поверхности был расширен диапазон критериальных зависимостей в виде числа Нуссельта как функции числа Рейнольдса и приведены значения гидравлического коэффициента трения в оребренном канале, указаны рекомендации по применению оребрения для создания эффективных систем охлаждения

3. На примере расчета теплового состояния охлаждаемого соплового аппарата турбины ГТУ большой мощности показано, что для повышения точности предсказания температуры металла, а следовательно, и ресурса необходимо в качестве конвективного граничного условия для оребренного канала задавать локальное распределение коэффициента теплоотдачи (вместо традиционного подхода, когда используется осредненное значение для межреберной поверхности).

Достоверность и обоснованность полученных результатов обеспечивается применением современных средств измерений при проведении экспериментальных исследований, оценкой неопределенностей измерений, повторяемостью экспериментов и согласованностью результатов настоящей работы с полученными ранее данными других авторов для сходных условий эксперимента.

Теоретическая и практическая значимость работы заключается в том, что полученные экспериментальные и расчетные данные для теплоотдачи и гидравлического сопротивления в оребренных каналах могут быть использованы при проведении расчетов теплонапряженного состояния систем охлаждения энергетических турбомашин, что повысит точность и позволит разрабатывать эффективные системы охлаждения. Результаты исследования раскрывают

локальные особенности теплообмена при обтекании ребер -интенсификаторов и расширяют представление о физическом содержании рассмотренных процессов. Разработанный экспериментальный стенд используется в учебном процессе на кафедре газотурбинные и нетрадиционные установки МГТУ им. Н.Э. Баумана для проведения лабораторных работ по курсу «Системы охлаждения».

Апробация результатов работы. Основные результаты исследований, изложенные в диссертации, были представлены и получили и одобрение на: трех Международных Форумах Двигателестроения «Научно -технический Конгресс по двигателестроению» (г. Москва, 2014, 2016, 2018 гг.), заседаниях кафедры газотурбинные и нетрадиционные установки МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 2018 г.), Всероссийской научно-технической конференции молодых ученых и специалистов «Новые решения и технологии в газотурбостроении», ЦИАМ им. П.И. Баранова (г. Москва, 2015 г.), Пятой Российской национальной конференции по теплообмену «РНКТ5», МЭИ (ТУ) (г. Москва, 2010 г.), Второй Всероссийской конференции молодых ученых и специалистов «Будущее машиностроения», МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 2009 г.), Тринадцатой Всероссийской межвузовской научно-технической конференции «Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели», МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 2008 г.). Положения работы были отмечены дипломом за лучшую научную работу по направлению Энергомашиностроение на Второй Всероссийской конференции молодых ученых и специалистов «Будущее машиностроения», МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 2009 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 10 научных работ (5 статей, 5 тезисов докладов и материалов конференций), из них 3 статьи в журналах из списка ВАК РФ, включая 1 в журнале, цитируемом в базах Web of Science, Scopus, 1 издана на английском языке, общим объемом 1.87 п.л.

Личный вклад автора заключается в постановке цели и задач исследования, анализе опубликованных данных, проведении экспериментального исследования и математического моделирования теплоотдачи и трения для течения в канале при различных конфигурациях ребер-интенсификаторов для систем охлаждения

лопаток газовых турбин. Диссертационная работа выполнена в лаборатории кафедры газотурбинные и нетрадиционные установки МГТУ им. Н.Э. Баумана.

Автором была разработана экспериментальная установка, включающая компактный электрический нагреватель для обеспечения равномерного подогрева воздуха по сечению, системы измерения параметров, программное обеспечение для синхронизированного сбора данных датчиков и визуальных изображений цифровой видеокамеры. На основании серии проведенных экспериментальных и численных исследований теплоотдачи и трения в каналах с различными конфигурациями ребер-интенсификаторов выполнено обобщение и анализ результатов.

Положения, выносимые на защиту:

1. Экспериментально полученные локальные характеристики теплоотдачи при течении в оребренном канале при варьировании следующих геометрических параметров:

• угла установки ребер-интенсификаторов;

• количества оребренных стенок;

• формы ребер-интенсификаторов (шевроны).

2. Критериальные зависимости для теплоотдачи и значения коэффициентов трения при течении в оребренном канале для диапазона

180'000

3. Данные и рекомендации по применению ребер-интенсификаторов для систем охлаждения турбомашин.

Благодарность

Автор выражает благодарность научному руководителю — почетному работнику высшего специального образования, к.т.н., доценту кафедры газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки МГТУ им. Н.Э. Баумана Иванову Вадиму Леонидовичу; сотрудникам кафедры: член-корр. РАН, д.ф.-м.н., профессору, зав. каф. Алексею Юрьевичу Вараксину, к.т.н., зав. каф. 1998-2010 г.

Михаилу Ивановичу Осипову, инж. Андрею Анатольевичу Седлову, к.т.н., доценту Александру Николаевичу Арбекову; сотрудникам НИИ механики МГУ:

к.т.н., с.н.с. Андрею Геннадьевичу Здитовцу, с.н.с. Марку Моисеевичу Стронгину, вед. спец. Дмитрию Евгеньевичу Хазову - за всестороннюю помощь, содействие, ценные советы и замечания.

ГЛАВА 1. СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ ГОРЯЧЕГО ТРАКТА

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ТУРБОМАШИН

1.1 Энергетические газовые турбины

По данным Международного Энергетического агентства [2] на сегодняшний день более новых вводимых энергетических мощностей основаны на

газотурбинных технологиях. Ежегодно вводится 300 новых энергетических турбин общей мощностью порядка 6 О ГВт и стоимостью 1 О млрд . долларов США. Согласно прогнозам такая тенденция сохранится ближайшее десятилетие. Рис. 1.1 показывает номенклатуру газовых турбин по мощности и области применения. Основными параметрами, характеризующими облик газовой турбины, помимо области применения, являются единичная мощность и КПД. Для современных энергетических газовых турбин единичная мощность превышает 3 О О МВт [1], а КПД — , в случае комбинированных парогазовых установок КПД достигает . На сегодняшний день турбины большой и средней мощности занимают существенную долю рынка по стоимости. На машины мощностью более МВт приходится 4 3 . 6 % по стоимости (см. Рис. 1.2, [4]), а с учетом диапазона от МВт — .4%.

Основными производителями энергетических газовых турбин большой и средней мощности являются ведущие мировые компании: «Силовые машины», General Electric, Mitsubishi, Siemens, Ansaldo. Энергетические турбины условно разделяются по классам. Турбины класса E разработаны в 80 -х годах, имеют КПД , при этом обладают высокой надежностью и умеренной стоимостью жизненного цикла. Турбины класса F, разработанные в 90-х, характеризуются уровнем КПД 3 5 — 3 9%. Класс G(H) соответствует передовым разработкам, для которого КПД составляет .

Автомобили

30 -100 кШ

Грузовики

ВСУ мини ГТУ

100 - 1000 кШ

50 - 250 кШ

30 - 100 кШ

Микро турбины

Транспорт

Мех. привода

Электрогенерация

Газотурбовозы [100 кШ -

Судовые установки

Авиационные двигатели £ 500кШ - 50 МШ

Мех. привода

Промышленные турбины ГТУ

1 - 100 МШ

1 - 70МШ ни

1 - 100 МШ

ТЭЦ

50 - 500 МШ

Турбины большой и средней мощности

ГТУ

ПГУ

100 -400МШ

100 -1000 МШ

1 кВт 100 кВт 1 МВт 100 МВт 1ГВт

Рис. 1.1. Номенклатура газовых турбин по мощности и применению [2]

До 3 МВт

I от3 Ю1Вт до 1 0 МВт от 10 МВт до 20 МВт I от20 МВт до 50 МВт I от50 МВт до 12о МВт от 125 МВт до 180 МВт I от 180 МВт и выше

а)

б)

Рис. 1.2 Доли рынка энергетических газовых турбин по состоянию на 2015 г. [2]; а) доля рынка по количеству турбин; б) доля рынка по стоимости

1.1.1 Современный технический уровень параметров газовых турбин

Для рынка энергетических турбин характерна высокая конкуренция. Рис. 1.3 иллюстрирует представленные на рынке турбины. Лидеры отрасли выпускают турбины во всех классах и продолжают выводить новые разработки на рынок. 42.0

1=

40.0

38.0

36.0

34.0

32.0

30.0

6FA SGT-1000F

SGT6000G SGT6-5000F Д

9H

M701G2 фР

>i_

SGT4000F

GT13E2

M501F3 GT24

GT26 С 9FA

□ L SGT5-3000E M701DA 7FA

л> Од SGT5-2000E

M501DA

GT8C2

7FA

□

9E

SGT8000H

• Alstom □ GE

О Mitsubishi a Siemens

0

100

200

300

400

Мощность, МВт Рис. 1.3. КПД и мощность энергетических турбин [4]

В качестве примера Таблица 1 показывает основные параметры мощных энергетических турбин. Степень повышения давления пк соответствует уровню пк = 2 0 , а температура газа на входе в турбину достигает = 1 5 0 0°С. Данный уровень параметров требует применение развитой системы охлаждения деталей горячего тракта камеры сгорания и турбины.

На Рис. 1.4 и Рис. 1.5 показаны продольные разрезы энергетических турбин большой: General Electric 9H, Ansaldo AE94.3, Mitsubishi M701, Siemens SGT4000, Alstom GT26, и средней мощности: «Силовые Машины» V94.2 (по лицензии Siemens), «Силовые машины» проект; Alstom GT13E2, «НПО «Сатурн» ГТД-110. Прежде всего, стоит отметить существенную схожесть технического облика турбин ведущих производителей. Для данных машин характерна простая

одновальная безредукторная схема. Воздух сжимается в многоступенчатом компрессоре и подается в кольцевую или трубчатую камеру сгорания.

Таблица 1.

Основные показатели мощных энергетических турбин [4]

Фирма СЕ ЛЫош 81ешеш М^иЫзЫ

Турбина - 9H GT26 SGT5-400F M701G2

Мощность МВт 282 289 286 334

Схема - 18+4 22+1+4 15+4 14+4

Расход воздуха кг/с 685 640 690 750

Температура газа перед °С 1440 1234 1315 1500

турбиной

КПД ГТУ % 39.5 39.1 39.5 39.5

КПД ПГУ % 60 58.5 58.2 59.5

Мощность ПГУ МВт 480 410 - 489

Первый пуск год 2001 1996 1998 1998

Компрессор имеет несколько ступеней с регулируемыми направляющими аппаратами для адаптации к работе на режимах частичной мощности. В камере сгорания организована подготовка и сжигание гомогенной топливо -воздушной смеси. Горение гомогенной смеси обеспечивает соответствие лимитам по выбросам вредных веществ (N0^ СО). Основным топливом является природный газ. Однако в качестве резервного может использоваться жидкое топливо. Компрессор, четырехступенчатая турбина и генератор находятся на одном валу. Ротор в большинстве случаев сборный, за исключением АМот GT26, которая имеет сварной ротор. Большинство турбин работают по термодинамическому циклу Брайтона, за исключением турбины Alstom GT26, в которой организовано последовательное сгорание: две камеры сгорания разделены одной ступенью турбины. Высокий уровень температуры газа требует применения развитой системы охлаждения деталей турбины. Первые две (три) ступени турбины выполняются охлаждаемыми.

а)

д)

Рис. 1.4.

_ ОП ODDfLo

Турбины большой мощности. а) General Electric 9H [11], б) Ansaldo AE94.3 [15] в) Mitsubishi M701 [1], г) Siemens SGT4000 [1], д) Alstom GT26 [1]

Рис. 1.5. Турбины средней мощности: а) «Силовые машины» V94.2 (по лицензии Siemens) [1], б) «Силовые машины» [4], в) Alstom GT13E2 [1], г) «НПО «Сатурн» ГТД-110 [1]

Охлаждающий воздух отбирается от компрессора, при этом для различных ступеней предусмотрены соответствующие уровню давлений точки отбора. Данная мера позволяет минимизировать снижение КПД ГТУ, связанное с отбором воздуха от компрессора.

1.1.2 Тенденции совершенствования энергетических турбин. Повышение

температуры газа на входе в турбину

На Рис. 1.6 показаны схема и термодинамический цикл Брайтона одновальной энергетической газовой турбины [5]. Процесс 1-2' - сжатие воздуха в компрессоре, 2'-3 - подвод тепла в камере сгорания при сжигании топлива, 3-4' -расширение в турбине. Мощность, вырабатываемая в турбине, расходуется на привод электрогенератора и работу компрессора.

/1

т

чшн

41)

а) б) з

Рис. 1.6. Энергетическая турбина: а) схема, б) термодинамический цикл Брайтона

На Рис. 1.7 показан КПД ГТУ п в зависимости от степени сжатия пк и температуры газа на входе в турбину . Данные получены на основании упрощенного расчета КПД цикла ГТУ по методике [6]. Расчет проводился для заданных политропического КПД компрессора и турбины, а также гидравлических потерь в камере сгорания без учета отбора воздуха для охлаждения турбины. Увеличение температуры газа является одним из наиболее действенных способов дальнейшего совершенствования турбин. Повышение температуры газа перед турбиной сопровождается повышением оптимальной

степени повышения давления за компрессором. Первая ГТУ, произведенная фирмой Brown-Boveri, Швейцария, Баден [12], [14] (в последствии фирма была вошла в состав ABB, затем в Alstom и в настоящее время разделена между GE и Ansaldo), работала при температуре газа на входе в турбину Тд = 5 5 0 °С, развивала мощность 4 МВт при КПД 1 8 %.

Рис. 1.7. КПД ГТУ в зависимости от степени повышения давления в компрессоре и температуры на входе в турбину

Таблица 2 показывает рабочие температуры, характерные для энергетических ГТУ, по годам на основании обобщенных данных МЭИ [9]. Прослеживается общая тенденция к повышению температуры газа на входе в турбину. Характерной особенностью является то, что температура газа превысила жаропрочность материала деталей проточной части турбины.

На Рис. 1.8 показан уровень температур газа по годам на основании данных корпорации Mitsubishi Heavy Industry [12]. За тридцатилетний период с 1985 по 2015 г.г. температура газа перед турбиной M701 была повышена с 1 1 5 0 °С до 1 60 0 °С, что сопровождалось повышением КПД до 4 0 %. При этом прослеживается тенденция к дальнейшему росту параметров. По данным Mitsubishi [20] планируется повышение температуры. Повышение на 5 0 °С

планируется реализовать засчет развития термобарьерного покрытия, на 1 О О °С — засчет совершенствования системы охлаждения.

Таблица 2.

Параметры энергетических ГТУ по годам [9]

Параметр 1960 1970 1980 1990 2000

Температура газа перед турбиной °С 700 800 900-1000 1100-1250 1300-1400

Жаропрочность материалов лопаток турбины °С 700 750 800 850 900

КПД ГТУ % 24-25 26-27 28-30 32-34 38-40

1800

и 1700

? 1600 s

п. 1500

>•

Ш 1400

О)

0 1300

со

™ 1200

S. 1100

S. 1000

О)

1 900

£

800

1960 1970 1980 1990 2000 2010 2020 Рис. 1.8. Температура на входе в турбину на примере турбин Mitsubishi [12]

К настоящему моменту газовые турбины достигли высокой степени совершенства. Как упомянуто выше, современные турбины выпускаются мощностью более 3 0 0 МВт при КПД 4 0 %. При этом температура газа перед турбиной достигает 1400 °С и более. Достигнутый уровень параметров требует применения развитых систем охлаждения деталей горячего тракта. Следует отметить, что при повышении температуры газа перед турбиной возрастает и

M501J M701J

M5( )1H м- 701F5

GO M501G О M70 1F2

M501F q О M701F

О M :111

M501DC Э О M701D

О M501B

•-) M501AA

оптимальная степень сжатия в компрессоре, что ведет к снижению хладоресурса подаваемого в систему охлаждения воздуха [5].

Таким образом, каждый следующий температурный уровень требует более совершенной системы охлаждения деталей горячего тракта. Лопаточные аппараты первых ступеней газовых турбин работают при температурах значительно выше температуры термической стабильности материалов, поэтому для гарантии надежной работы этих компонентов в течение длительного периода эксплуатации необходима разработка все более эффективных систем охлаждения, а также методов их расчета и оптимизации. Создание высокотемпературных газотурбинных установок нового поколения ставит задачу разработки высокоэффективных систем охлаждения лопаточных аппаратов газовых турбин для достижения высокого уровня по КПД и обеспечения продолжительного ресурса. Совершенствование систем охлаждения в настоящее время является безальтернативным направлением при создании современных и перспективных высокотемпературных турбин.

1.1.3 Влияние отбора охлаждающего воздуха на КПД ГТУ

Для охлаждения деталей горячего тракта турбины может потребоваться значительная доля от расхода воздуха за компрессором, что снижает мощность турбины и эффективность работы ГТУ в целом. Мощность двигателя N определятся по зависимости (1.1) как разность между работой £ совершаемой турбиной, с учетом относительного расхода охлаждающего воздуха и

относительного расхода топлива и работой, затрачиваемой на привод компрессора .

N = £ с ( 1 + 0 с (1.1)

На Рис. 1.7 показан КПД ц без учета отбора воздуха на охлаждение турбины. Однако работа турбины при высоких температурах требует повышенного расхода воздуха на охлаждение, что необходимо учесть в расчете. На Рис. 1.9 показаны результаты расчета нормированного значения КПД с учетом охлаждения ц/ц в

зависимости от относительного расхода охлаждающего воздуха дс0 0 г (приведенного к расходу на входе в компрессор). Значение цс нормировано на КПД без учета охлаждения ц. Расчет проводился для степени сжатия пк = 2 0 и температур газа на входе в турбину Тд = 1 1 0 0 ° С, Т д = 140 0 ° С . Оценка проведена в упрощенной постановке, а именно, воздух, отбираемый за компрессором, не совершает работы в турбине. В реальной конструкции охлаждающий воздух, проходя через внутренние каналы, выбрасывается в проточную часть и совершает работу в последующих ступенях турбины (более подробно см. раздел 1.1.4). Тем не менее, подобная оценка показывает, что отбор охлаждающего воздуха оказывает существенное влияние на КПД турбины, что, в конечном счете, ограничивает рост температуры газа, т.е. без совершенствования систем охлаждения становится нецелесообразным повышение параметров термодинамического цикла.

Рис. 1.9. Влияние отбора воздуха на КПД турбины (оценка без учета возврата охлаждающего воздуха в проточную часть)

Поэтому одной из главных задач является интенсификация теплоотдачи в системах охлаждения турбины, решение которой позволит снизить расход воздуха, отбираемого на охлаждение.

1.1.4 Обзор систем охлаждения турбин

При проектировании системы охлаждения необходимо удовлетворить множеству требований и ограничений. На примере турбины АшаМо АЕ94.3 (см. Рис. 1.10, Рис. 1.11 [15]) рассмотрим систему охлаждения и, так называемую, вторичную систему подачи и распределения воздуха. Воздух отбирается от компрессора в пяти местах. Три отбора снабжены трубопроводами, которые выведены через корпус, для двух других течение организовано через роторные полости. Места отборов соответствуют потребному уровню давления для минимизации негативного эффекта на КПД ГТУ.

Рис. 1.10. Система отбора охлаждающего воздухатурбины АшаМо АЕ94.3 [15]

Например, для охлаждения рабочих лопаток 2 и 3, 4 ступеней турбины воздух отбирается за 13 и 11 ступенями компрессора соответственно. Затем воздух направляется в изолированные роторные полости, под действием центробежных

сил попадает в междисковые полости и далее через питающие отверстия в диске поступает в замки лопаток. Подача охлаждающего воздуха для сопловых аппаратов организована по аналогичному принципу. Для этого полость вокруг корпуса турбины разделена за зоны разного давления. Для охлаждения лопаток и сопловых аппаратов первой ступени отбирается воздух максимального давления (за компрессором).

Отбор 1 за ¿¡Отбор 3 за

компрессором пром. ступ. К

Рис. 1.11. Система охлаждения турбины AE94.3 [15]

Камера сгорания имеет небольшое гидравлическое сопротивление. В связи с этим лопатки первой ступени работают в условиях ограниченного перепада давления.

Для первой ступени характерно применение конвективно-пленочного охлаждения. Для охлаждения входной кромки используется струйное натекание как наиболее эффективное при малом располагаемом перепаде давления. Для охлаждения пера лопатки организовано радиальное течение охлаждающего воздуха в петлевых каналах. Для охлаждения тонкой выходной кромки используются штырьки. Данное конструктивное решение позволяет распределить

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Байбузенко Игорь Николаевич, 2019 год

// \\ //

3.4 3.2 3.0 2.8 2.6

О

z 2.4

:з

■Z.

2.2 2.0

1.8

1.6 0.070

0.060

0.050

0.040

0.030

0.020

1 II II II

тип q> e наклон. 60

''

g

с

\ О шеврон. о 60

♦ s

s

\ 4

1 к \

Л vj 4 4

s s.

4

Ч

ч 4

N

s

Y

s.

-4 1

►

( 1

• V.

i

О < >

О 99

-i y

n Л 0>

«

3.4

3.2

3.0

2.8

2.6

2.4

2.2

2.0

1.8

1.6 0.070

0.060

0.050

0.040

0.030

0.020

Г II II II тип (P

\

D > наклон. 45 шеврон, о 45

S, 1 о Хеврон. о 45

2 ■ \ .иа хм ат н. 45

\ 99 9

> \

f с k- 9/ 4 NH

a,

V S S

i К f к v,

r s s

N M

ч>

4 К

1

ч

V

«

* — < ►

■Р О = < ►

e л

e. < > ч

• •

• —

• С* »

в *

0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.60 0.70 0.80 0.9 0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.60 0.70 0.80 0.90 Re х10-5 Re х10-5

Рис. 1.266 Значение нормир ованного числа N и для оребренной стенки и гидравлический коэффициент трения для канала: W /Н = 1 . 0 , е/ D = 0.003, двусторонее оребрение при регулярном и зе ркальном расположении наклонного оребрения и варьировании угла установки шевронных ребер [45] (J.C. Han и др., 1991)

ф=90°

д фl90°5

• ф145°

• <6=60^ :

А ф=45 5

А ф=60 °b

/"77

LÍL

4.3 4Л 3.9 2.7 3.5 3.3 l.l [.э

2.7

2.Ü

2.1

2.1

1.9 0.060

0.050

0.040

0.030

0.020

0.010

V

• 90 А 90 О

• 45 А 45 О

• (60 А 60 О

0.000

гт) Ш-

« <ср=45° 4.3 • <ф=60°

0.1

3.9

А <ф1460Ь1 3.7 31 <ф=60°Ь1

и и 35

I.1

« <фк4]°b2 ♦ <фк60°b2 2[

ir7J

i 27

2.3

2.1

1.9 0.060

0.050

0.040

0.030

0.020

0.010

0.000

4.3

4.1

3.9

3.7

3.5

3.3

3.1

2.9

2.7

2.5

2.3

2.1

1.9 0.060

0.050

0.040

0.030

0.020

0.010

0.000

\

ч-

ш

ф тип

® шевронюе -оребрение b 1 [[ 60° b2

A4

1

1

6 [

i к V, -

О Л

V

- -

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 Re xlO-5

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 Re xlO-5

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 Re x10"5

Рис. 1.27. Значение нормированного числа N u для оребренной стенки и гидравлический коэффициент трения для канала: W/Н = 1.0, е/D = 0.О бЗ , двусторонее оребрение при варьировании угла установки для сплошных и дискретных ребер, в т.ч. шверонных [46] (.LG Han и др., 199922)6

3.0 2.8 2.6 2.4 2.2 2.0 1.8 1.6

"О-гг

2-у сто р.. _□_

1 стор. _□_

мм • 2-стор • 1-стор

о

\

\

N

\

\

\

\

< •

ч

3

N

4

4 и

с

Г

2 0 3 0 4 0 5 0 Ре, х .6 0 ю-5 7 0 8 0 9 1

0.06

0.05

0.04

0.03

0.02

0.01

0.00

рГ

ИМИ

• — •

• 2-стор

• 1-стор

ММММ

0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.С 1.0

Ре х10-5

Рис. 1.28. Значение нормированног о числа N и для оребренной стенки и гидравлический коэффициент трения для канала: = 90° , И/ Н = 1.0, е/£ = 0. 08 3,р/ е = 1 0 при варьировании числа оребрешшх стенок [47] (М.Е. Taslim и др., 1987)

4.0 3.8 3.6 3.4 3.2 3.0 2.8 2.6 2.4 2.2 2.0

0.14 0.12 0.10 0.08 0.06 0.04 0.02 0.00

О регуля)н. • шахматн.

0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.с 1.0 Ре х10-5

0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.с 1.0 Ре х10-5

Рис. 1.29. Значение нормированного числа N и для оребренной стенки и гидравлический коэффициент трения для канала: при = 9 0 ° , И/Н = 1 . 0 , е/Л = 0 . 1 6 7 , р / е = 1 0, двусторонее, при противоположном и шахматном расположении оребрения на противоположных стенках [48] (М.Е. Taslim и др., 1988)

Выше были рассмотрены отдельные работы, в которых были проведены исследования по выявлению влияния различных параметров на теплоотдачу и гидравлическое сопротивление. Весьма интересно сравнить результаты различных исследователей, полученные с применением различных методик для одной и той же или по крайней мере сходной конфигурации оребрения. Больше всего данных опубликовано для поперечного ( = 9 0 °) и наклонного оребрения ( = 4 5 °). На Рис. 1.30, Рис. 1.31 показано соответствующее сравнение. Диапазон значений по числу Рейнольдса в основном ограничен Re < 80000, и только в нескольких работах опубликованы данные для больших значений. Данные по интенсификации теплоотдачи собраны для квадратных каналов с относительным шагом оребрения р / е = 1 0 при небольшой вариации по относительной высоте ребра. При низких значения числа Рейнольдса разброс составляет до , по мере роста числа Рейнольдса разброс снижается до . Данное отклонение является приемлемым для теплообменной характеристики.

Как уже отмечалось, рассмотренные работы были посвящены исследованию осредненных характеристик теплоотдачи. Однако при обтекании системы ребер характерна неравномерность распределения коэффициента теплоотдачи на межреберной поверхности. Существенно меньшее число опубликованных работ посвящено изучению локальных характеристик теплообмена. В работе R. Bunker [49] проведены измерения локальных характеристик теплоотдачи для прямоугольного канала с наклонным оребрением. На Рис. 1.32 показано распределение поля значений коэффициента теплоотдачи на оребренной стенке, полученного для атмосферных условий эксперимента. Обнаружена высокая степень неравномерности коэффициента теплоотдачи за ребром, отношение значений теплоотдачи в областях вблизи входной и выходной кромок достигает . На Рис. 1.33 показаны результаты экспериментальных исследований локального распределения коэффициента теплоотдачи для конкретных примеров систем охлаждения лопаток. Однако использовать такие данные для последующих расчетов

затруднительно в виду отсутствия данных о геометрии каналов. Подобные публикации вероятно служат демонстрационным целям.

3.6 3.4 3.2 3.0 2.8 2.6 2.4 2.2 2.0 1.8 1.6 1.4 1.2 1.0

Ф w/h р/е е/Р стор.

О 90 1,0 10 0.063

• 90 1,0 10 0.047

• 90 1,0 10 0.063

•

□ 90 1.0 10 0.063

♦ 90 1.0 10 0.100

0.0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0

Ке, х10-5

Автор ЮЫпНап 1991 ЮЫп На7 19)838 .СИт Наш 19)835 .СИт Наш 1984 С.М.Ыгщ 1994

Рис. 1.30. Значение нормированного числа N и для оребренной стенки канала при 0 = 90° по данным различных авторов

Ф w/h р/е е/Р стор. Автор год.

• 45 1.0 10 0.0930 2 .1.С1еп Наш 2001

о 45 1.0 10 0.060 2 .ГСЫп Наш 1931

• 45 1.0 10 0.040 2 .СИт Наш 19783

• 45 1.0 10 0.060 2 .СИт Нап 193!,

♦ 45 1.0 10 0.100 2 ш. 0.(4/1.Ига 2005

▲ 45 2.0 10 0.100 2 ш. М.Е. ТаБИт 20033

▲ 45 1.0 10 0.040 2 0.5. Рагк 1992

.31. Значение нормированного числа N и для оребренной стенки канала при 1 = 4 5° по данным различных авторов

Рис. 1.32. Экспериментальное исследование локального распределения поля значений коэффициента теплоотдачи в канале при = 4 5 °, IV/ Я = 2 , е / Б = 0 . 1 , р / е = 1 0 , шахматное расположение ребер [49]

Рис. 1.33. Примеры экспериментальных исследований локального распределения коэффициента теплоотдачи для систем охлаждения лопаток: а) [51], б) [50], в) [52]

Выше были рассмотрены характеристики теплоотдачи для условий отсутствия действия массовых сил, т.е. в применении для охлаждения статорных деталей. При течении в каналах систем охлаждения рабочих лопаток на воздушный поток

воздействует сила Кориолиса. При изучении влияния вращения на характеристики теплоотдачи был выделен критерий Росби Ro (см. (1.8)), показывающий соотношение сил Кориолиса и инерции.

Ro = w D/(1.8) Для газовых турбин большой мощности частота вращения составляет ш = 3 1 4 р ад/с , поэтому характерны низкие значения числа Ro = 0 .0 1 — 0 . 0 5. В работах Johnston, Wagner, Arts, Kim, Abdel-Wahab и др. [62]—[69] были проведены исследования изменения характеристик теплоотдачи в зависимости от частоты вращения для системы охлаждения рабочей лопатки. На Рис. 1.34 приведена зависимость числа Нуссельта во вращающемся оребренном канале (нормированное на значение числа Нуссельта для случая без вращения N u s tаt) от числа . Приведенные данные показывают, что для систем охлаждения турбин большой мощности диапазон характерных чисел соответствует области, в которой влиянием вращения на интенсификацию теплоотдачи можно пренебречь.

2.0 1.8 1.6 1.4 1.2 1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0.0

□

□ ■ ■

"о.- • "1 .......•.....„.....

•

>*д

..................... р.....................

................ ♦ а

• te □ ■

• [68]

А [69]

Я [69]

п [69]

о [70]

Л [71]

Ro

-0.5

0.0 0.5 1.0

вращающемся оребренном

канале системы

-1.0

Рис. 1.34. Число Нуссельта во

охлаждения лопатки (нормированное на значение числа Нуссельта для случая без вращения) при различных числах Ro (T. Arts [69])

Еще одной особенностью конвективных каналов системы охлаждения являются условия входа. В реальных конструкциях встречаются различные компоновочные решения для подвода воздуха в канал. В работе Krishnendu Saha, Sumanta Acharya [73] было проведено исследование влияния условий входа на теплоотдачу в оребренном канале. Измерения были проведены для следующих конфигураций входа: развитое течение, S-образный участок, колено, переменное соотношение сторон. На Рис. 1.35 показана экспериментальная установка и значения чисел Нуссельта N и/ N и 0, нормированных на значение N и 0 (см. зависимость (1.6)) в гладком канале, для четырех вариантов подвода. Влияние условий входа в канал на нормированное значение находится в пределах .

2.5

"i

А

Inline air

S-shape ехН

Diverter valve

Thermocouple data recorder

Flow meter

heater

Diverted air

S-shape entry Computer

Thermocouples

Test section

<f R V

XX

Fluorescent light

CCD Camera

1.5

0.5

—