Наведено результати тривимірного розрахунку теплового стану соплової лопатки першого ступеня високотемпературної газової турбіни за допомогою пакетів Thermal&Hydraulic Analysis і ANSYS Fluent. Розбіжність розрахункових і дослідних даних по тепловому стану соплової лопатки не перевищує 5%. Дано рекомендації щодо вдосконалення конвективно-плівкового системи охолодження високотемпературної турбіни за рахунок вибору раціональної геометрії матриці штирів, розташованої в околиці задньої кромки соплової лопатки. Вони розроблені на основі методики визначення параметрів матриці штирів по заданому приросту опору, що забезпечують максимальну інтенсифікацію теплообміну. В результаті модернізації геометрії матриці температурний перепад на кориті лопатки зменшений на 50 ° С, що сприяє зниженню термонапруженого на її поверхні.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Кривоносова Вікторія Володимирівна, Кортиков Микола Миколайович


Analysis and improvement of the cooling system of a gas turbine nozzle vane

The paper presents the results of three-dimensional calculation of the thermal state of the first-stage nozzle of a high-temperature gas turbine based on Thermal & Hydraulic Analysis and ANSYS Fluent packages. The discrepancy between the calculated and experimental data on the thermal state of the nozzle blade does not exceed 5%. Recommendations are given to improve the convective film cooling system of a high-temperature turbine by choosing a rational geometry of the pin array located in the vicinity of the trailing edge of the nozzle vane. The recommendations are obtained through applying the technique for determining the parameters of the matrix of pins for a given increase in resistance (or intensification of heat transfer), which ensure maximum intensification of heat transfer. As a result of modernization of the matrix geometry, the temperature gradient on the pressure side of the blade is reduced by 50 ° C, which in turn reduces the thermal stresses on its surface.


Область наук:
  • Механіка і машинобудування
  • Рік видавництва: 2018
    Журнал: Науково-технічні відомості СПбПУ. Природничі та інженерні науки

    Наукова стаття на тему 'АНАЛІЗ І УДОСКОНАЛЕННЯ СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ соплову ЛОПАТКИ ГАЗОВОЇ ТУРБІНИ'

    Текст наукової роботи на тему «АНАЛІЗ І УДОСКОНАЛЕННЯ СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ соплову ЛОПАТКИ ГАЗОВОЇ ТУРБІНИ»

    ?DOI: 10.18721 /JEST.240307 УДК 532.529: 536.24

    В.В. Крівоносова1, М.М. Кортіков2

    1 - ТОВ «Сіменс», Технології газових турбін, Горелово, Ленінградська обл., Росія 2 - Санкт-Петербурзький політехнічний університет Петра Великого, Санкт-Петербург,

    Росія

    АНАЛІЗ І УДОСКОНАЛЕННЯ СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ соплову ЛОПАТКИ ГАЗОВОЇ ТУРБІНИ

    Наведено результати тривимірного розрахунку теплового стану соплової лопатки першого ступеня високотемпературної газової турбіни за допомогою пакетів Thermal&Hydraulic Analysis і ANSYS Fluent. Розбіжність розрахункових і дослідних даних по тепловому стану соплової лопатки не перевищує 5%. Дано рекомендації щодо вдосконалення конвективно-плівкового системи охолодження високотемпературної турбіни за рахунок вибору раціональної геометрії матриці штирів, розташованої в околиці задньої кромки соплової лопатки. Вони розроблені на основі методики визначення параметрів матриці штирів по заданому приросту опору, що забезпечують максимальну інтенсифікацію теплообміну. В результаті модернізації геометрії матриці температурний перепад на кориті лопатки зменшений на 50 ° С, що сприяє зниженню термонапруженого на її поверхні.

    Ключові слова: високотемпературна газова турбіна, сопловая лопатка, ковектівно-плівкова система охолодження, чисельне моделювання, матриця штирів, інтенсифікація теплообміну.

    Посилання при цитуванні:

    В.В. Кривоносова, М.М. Кортиков. Аналіз і вдосконалення системи охолодження соплової лопатки газової турбіни // Науково-технічні відомості СПбПУ. Природничі та інженерні науки. 2018. Т. 24. № 3. С. 80-90. DOI: 10.18721 / JEST.240307.

    V.V. Krivonosova1, N.N. Kortikov2

    1 - LLC «Siemens», Technologies of gas turbines, Gorelovo, Leningrad region, Russia 2 - Peter the Great St. Petersburg polytechnic university, St. Petersburg, Russia

    ANALYSIS AND IMPROVEMENT OF THE COOLING SYSTEM OF A GAS TURBINE NOZZLE VANE

    The paper presents the results of three-dimensional calculation of the thermal state of the first-stage nozzle of a high-temperature gas turbine based on Thermal & Hydraulic Analysis and ANSYS Fluent packages. The discrepancy between the calculated and experimental data on the thermal state of the nozzle blade does not exceed 5%. Recommendations are given to improve the convective film cooling system of a high-temperature turbine by choosing a rational geometry of the pin array located in the vicinity of the trailing edge of the nozzle vane. The recommendations are obtained through applying the technique for determining the parameters of the matrix of pins for a given increase in resistance (or intensification of heat transfer), which ensure maximum intensification of heat transfer. As a result of modernization of the matrix geometry, the temperature gradient on the pressure side of the blade is reduced by 50 ° C, which in turn reduces the thermal stresses on its surface.

    Keywords: high-temperature gas turbine, nozzle vane, convective-film cooling system, numerical simulation, pattern matrix, heat transter intensification.

    Citation:

    V.V. Krivonosova, N.N. Kortikov, Analysis and improvement of the cooling system of a gas turbine nozzle vane, St. Petersburg polytechnic university journal of engineering science and technology, 24 (03) (2018) 80-90, DOI: 10.18721 / JEST.240307.

    В даний час основною тенденцією як у вітчизняному, так і зарубіжному газотурбобудування є зростання параметрів робочого тіла (особливо температури) на вході в турбіну, завдяки чому відбувається підвищення ККД і питомої потужності установки, зниження питомої маси і габаритів. Зростання початкової температури газу породжує проблему забезпечення працездатності елементів газотурбінних установок (ГТУ), схильні до впливу високих температур газу в поєднанні з великими зовнішніми навантаженнями. Ця проблема вирішується, з одного боку, вдосконаленням конструкційних матеріалів і технології виготовлення деталей ГТУ, що контактують з високотемпературним робочим тілом, з іншого, - розробкою і впровадженням різних систем охолодження [10-13]. З усіх елементів високотемпературного тракту в найбільш напружених умовах працює лопатковий апарат турбіни [1].

    Лопатки першого ступеня високотемпературної турбіни мають розвинену КОНВЕКТА-

    но-плівкову схему охолодження, в якій охолоджувач подається через ряди перфораций на поверхні лопатки, а також кореневу і периферійну полки (рис. 1). Витрата охолоджуючого повітря на вінець може становити більше 9,0% від витрати повітря на вході в компресор. Тому так важливо підвищувати ефективність використання охолоджуючого повітря за рахунок інтенсифікації теплообміну.

    Поширеним способом організації охолодження соплових лопаток першого щабля є двуполостной схема. З першої порожнини через ряди отворів перфорації охолоджуючий повітря видувається на поверхню лопатки, формуючи струйное загородження на її зовнішній поверхні. Повітря на охолодження передньої порожнини відбирається безпосередньо за компресором з мінімальними втратами тиску так, щоб забезпечити наявність надлишкового тиску в порожнині лопатки, необхідне для видування охолоджуючого повітря в зону вхідної крайки. При цьому рівень конвективного теплообміну в передній порожнини мінімальний.

    Ребра першої порожнини

    матриця штирів

    Ребра другий порожнини

    Ребра вихідний кромки

    Мал. 1. Схема течії охолоджуючого повітря в порожнині першої соплової лопатки високотемпературної турбіни Fig. 1. Flow diagram of cooling air in the cavity of the first nozzle blade of a high-temperature turbine

    а)

    Hi

    Ml 1? ! If

    1 L- --4

    б)

    в)

    В

    Мал. 2. Конструкція щілинного каналу в зоні вихідний кромки соплової лопатки: а - матриця штирів з гантелями в каналі змінної висоти (Hi, H2 - висоти на вході і виході каналу, rg - радіус округлення гантелі); б - шахове розташування штирів з характерними позначеннями: 5! і S2 - відповідно поздовжній і поперечні кроки, d - діаметр штиря; в - розміри каналу з матрицею штирів (L - довжина, B - ширина, H - висота)

    Fig. 2. Design of a slotted channel in the zone of the trailing edge of the nozzle blades: aa matrix of pins with dumbbells in a channel of variable height (Hi, H2 - height at the inlet and the outlet of the channel, rg is the radius of the fillet dumbbell); б - staggered arrangement of pins with the characteristic symbols: Si and S2 - longitudinal and transverse steps, respectively, d - diameter of pin; в - the dimensions of the channel matrix of pins (L - length, B - width, H - height)

    У другій порожнини повітря подається в простір між оребренними стінками лопатки і дефлектором через отвори в носовій і кормовій частинах дефлектора. Інтенсифікація теплообміну всередині соплової лопатки здійснюється за допомогою оребрення поверхні каналів та матриці штирів (рис. 2). На практиці розрахунок пропускної спроможності системи охолодження лопатки, параметрів охолоджуючого повітря і теплообміну в каналах порожнини лопатки виконується по одновимірної моделі.

    При математичному описі одновимірної моделі течії використовуються закони збереження маси і енергії, аналогічні за своєю математичної формулюванні першого і другого закону Кірхгофа для електричної

    ланцюги, а також додаткові замикають співвідношення. Як замикаючих співвідношень застосовуються залежності, які характеризують взаємозв'язок між падінням тиску, гідравлічним опором і витратою, отримані експериментальним шляхом. Для моделювання течії в системі каналів, що складається з великого числа елементів, використовується математичний апарат, розроблений в теорії графів, який реалізований в програмному комплексі «Thermal&HydraulicAnalysis »(THA) [2].

    Сучасні пакети (зокрема, ANSYSFLUENT, STAR-CCM +) [3, 4] мають можливість вирішення 3D-задач, що включають в себе моделювання течії газу в межлопаточном каналі і охолоджуючого повітря всередині

    r

    g

    лопатки з одночасним вирішенням пов'язаною завдання теплообміну, яка має на увазі рівність теплових потоків і температур на кордоні «тіло - газ».

    Зв'язаних підходом до моделювання температурного поля лопатки називають рішення задачі, що включає в себе моделювання зовнішнього течії газу і зовнішнього теплообміну, течії охолоджуючого повітря всередині лопатки і внутрішнього теплообміну, а також розрахунок теплопровідності за профілем лопатки [5]. Однак такий метод дуже ресурсномісткий за часом побудови моделі і по обчислювальних ресурсів.

    Більш економічний підхід називають полусопряженним, так як він припускає чисельне моделювання течії в гарячому тракті турбіни і рішення пов'язаною завдання теплообміну на зовнішньому профілі лопатки в поєднанні з граничними умовами третього роду в каналах охолодження лопатки, які розраховані по емпіричних залежностях із застосуванням методів одновимірного гідравлічного моделювання [ 6, 7]. Однак його використання накладає додаткові вимоги щодо верифікації кожного етапу при чисельному моделюванні тривимірного теплового стану лопатки.

    Метою роботи є верифікація полусопряженного підходу при чисельному моделюванні тривимірного теплового стану соплової лопатки і вдосконалення конвективно-плівкового системи охолодження високотемпературної турбіни за рахунок вибору раціональної геометрії матриці штирів, розташованої в околиці задньої кромки соплової лопатки.

    Залежності для розрахунку опору і теплообміну в порожнині лопатки з матрицею штирів

    Застосування интенсификаторов теплообміну призводить до зростання гідравлічного опору в тракті охолодження. Для зіставлення різних способів інтенсифікації

    теплообміну вводиться поняття теплогідравлі-чеського якості, або ефективності інтенсифікації, теплообміну [8], яке описуючи-

    Е Мі / Мі гл у

    ється виразом Е = ---- = -, де

    Ф

    Ф =?, / ?, гл - коефіцієнт зростання гідравлічних втрат в каналі, у = Мі / Міглей - коефіцієнт інтенсифікації теплообміну (нижній індекс «гл» у числа Нуссельта і у коефіцієнта гідравлічного опору \ відноситься до каналу з гладкими стінками).

    Розрахунок втрат тиску в зоні стовпчиків-турбулизаторов здійснювався за допомогою залежності для коефіцієнта опору ^ [9]:

    С = 0,07Яе-0,07 / кяе

    (1)

    яка справедлива в наступних діапазонах параметрів: Б1 / ї = 1,043-4,0; БГ / ї = 1,25-4,0; Н / ї = 0,6-8; число Рейнольдса Яе = 1000-60000. Коефіцієнти кяе, до $ г, до $ \, кн додатково враховують впливу відповідно числа Рей-нольдса, поперечного та поздовжнього кроків шахового пучка матриці штирів і висоти каналу. Для розрахунку коефіцієнтів тепловіддачі застосована залежність Мецгера [15]

    Ми = СЯеІ8х,

    (2)

    де параметри С = 0,135, п = 0,69

    Г б Т0,34,. , Г 2Н у31 г, й V0,69

    і 8т = И ^ ^ = И Г1 -] .

    На рис. 3 наведені результати розрахунків параметрів Е, ф і у, для наочності приведені до значень Ег, фг і уг, які справедливі для матриці штирів з характерними розмірами Б1 / ї = БГ / ї = Н / ї = 2. Потрібно відзначити, що найбільший негативний вплив на зростання гідравлічного опору і зниження ефективності інтенсифікації робить зменшення поперечного крок БГ матриці штирів. Ця обставина пов'язана з різким зростанням гідравлічного опору каналу, при цьому інтенсифікація теплообміну значно відстає.

    1,5 1,25 1

    0,75 0,5

    wVi --___ ** '

    // 4E / Ei

    / "Ф / Ф

    2 1,5 1

    0,5

    # 1 • wVi E / Ei

    \ \ \

    / Ф / ф2

    2 1,5 1

    0,5

    * Ч V, E / E2

    \\

    / 2 У.

    2

    4

    H / d

    0

    Si / d

    0

    Si / d

    Мал. 3. Вплив геометричних параметрів матриці штирів на гідравлічний опір, інтенсифікацію теплообміну і її ефективність

    Fig. 3. Influence of geometrical parameters of the matrix of pins on hydraulic resistance, heat transfer intensification and its efficiency

    При зниженні щільності матриці штирів в поздовжньому і поперечному напрямках підвищується ефективність інтенсифікації теплообміну; це пов'язано з тим, що зменшення гідравлічного опору відбувається швидше, ніж зниження інтенсифікації теплообміну. Зростання відносної висоти каналу призводить до зниження ефективності інтенсифікації теплообміну.

    На основі залежностей (1) і (2) розроблений алгоритм пошуку оптимальних параметрів матриці штирів при заданому перепаді тиску або інтенсифікації теплообміну; створена в середовищі ІаМСай програма розрахунку, за допомогою якої проведено оптимізацію параметрів матриці штирів.

    Для наочної демонстрації цього алгоритму побудовано номограми (рис. 4), які дозволяють визначити геометричні параметри матриці штирів, відповідні максимальної ефективності інтенсифікації теплообміну при заданих значеннях ф (приріст опору) або у (приріст інтенсифікації теплообміну). Як і графіки на рис. 3, величини ефективності охолодження, коефіцієнт зростання гідравлічних втрат і коефіцієнт інтенсифікації теплообміну приведені до їх значень для матриці штирів з характерними розмірами Sl / d = 52 / й = Н / ї = 2.

    На рис. 4, а, в показані ізолінії ф2 і у2, за якими, задавшись значенням приросту опору або інтенсифікації теплообміну-

    на, можна визначити поперечний крок 52, що забезпечує максимальну ефективність теплообміну Е2. Графіки на рис. 4, б, г призначені для визначення величини поздовжнього кроку. Лінії зі стрілками вказують напрямки пошуку геометрії матриці штирів.

    За описаним алгоритмом виконана оптимізація матриці штирів в щелевом каналі вихідний кромки соплової лопатки першого ступеня турбіни зі змінною висотою Н1 / Н2 = 4,0 (див. Рис. 2). Довжина каналу Ь = 0,106 м, ширина - В = 0,11 м. Діаметр стовпчиків-турбулизаторов - й = 1,5 мм. Стовпчики-турбулізатори виконані з галтелями радіусом г% = 1мм.

    На кориті лопатки виконаний ряд отворів для забезпечення низької температури в зоні вихідний кромки корита. Однак завесное охолодження з боку корита лопатки має низьку ефективність через нестабільність прикордонного шару на увігнутій поверхні лопатки. Більш раціональним способом зниження температури лопатки є проведення інтенсифікації теплообміну з внутрішньої сторони лопатки.

    Стовпчики-турбулізатори підібрані виходячи з вимоги забезпечення температури стінки лопатки на рівні 890 ° С при температурі газу тисячі чотиреста вісімдесят два ° С. Товщина стінки лопатки - 8 = 1,5 мм, теплопровідність жароміцного сплаву ЧС-70У при температурі 800 ° С - Хт = 20 Вт / (мК). Розрахунок числа Нуссельта в порожнині лопатки виконаний по залежності (2) для каналу з постійною висотою Н = 3,8 мм.

    0

    а)

    1,1

    1,0

    0,9

    0,8

    * * = 0,8

    / / 1

    s * / / 0,

    * / 1,0

    / / Г 1,1-

    / /

    Re = Re = 10000 50000

    1,5

    2,0

    2,5

    S2 / d

    в) E2

    1,0

    0,5

    Re = 10000

    Re = 50000

    1,0

    2,0

    3,0

    Si / d

    б)

    Sx / d

    2,5

    2,0

    1,5

    1,0 1,5

    г) Si / d

    3.0

    2,0

    1,0

    0 1,0

    2,0

    2,5

    Si / d

    V ^ 0,8

    1, 0,9 0

    1,1

    2,0

    3,0

    Si / d

    Мал. 4. Номограма розрахунку геометрії матриці штирів по заданому приросту інтенсифікації теплообміну Fig. 4. Nomogram to calculate the geometry matrix of pins for a given increase of heat exchange intensification

    За даними [13, 14] наявність галтелів у стіл-Биков-турбулизаторов і звуження каналу призводять до зниження теплообміну в матриці штирів. Тому при пошуку геометричних параметрів матриці штирів значення критерію Нуссельта збільшено на 25% і становить 900.

    Наведемо результати розрахунку геометричних параметрів матриці штирів (й = 1,5 мм) і режимні характеристики охолоджувача:

    S1 / d ............................................... .... 1,787

    &/ Й ................................................ ... 2,072

    Ар, кПа ............................................ 23,64

    в, кг / с ............................................. . 0,077

    Яе ................................................. .... 45000

    ....................................................... 2,14

    Ми ................................................. ... 900

    Оптимізована матриця штирів включена в гідравлічну модель системи охолодження лопатки.

    Верифікація гідравлічної моделі системи охолодження лопатки

    Одновимірна гідравлічна модель вимагає верифікації, яка ґрунтується на результатах експериментальних досліджень (продувок).

    Ізотермічні продувки в атмосферу. На даному етапі виключені впливу епюри тиску на поверхні лопатки і підігріву холодного повітря по тракту лопатки. У зовнішніх вузлах отворів перфорації і вихідний кромки гідравлічної моделі лопатки задано атмосферний тиск. У зовнішніх вузлах підведення охолоджуючого повітря тиск задано відповідно до режиму випробувань.

    Ізотермічні продувки в умовах зносить потоку. На цьому етапі при формуванні розрахункової моделі в зовнішніх вузлах отворів перфорації і вихідний кромки гідравлічної схеми задано локальне значення тиску, по-

    2

    0

    лучанин за результатами газодинамічного розрахунку обтікання профілю, виконаного за допомогою комерційного CFD пакету ANSYS Fluent.

    Неізотерміческімі умови під час продування в зносить потоці. На даному етапі в гідравлічній моделі врахована не тільки епюра тиску на зовнішньому профілі лопатки, а й підігрів охолоджуючого повітря в каналах в порожнині лопатки. При цьому в гідравлічній моделі температура стінок каналів коригується з урахуванням результатів термометрірованія. Результати верифікації представлені на рис. 5, де дані значення наведеного витрати в залежності від ставлення тиску на вході в лопатку (РЛ) до тиску за пакетом лопаток (РСТ) і тиску в лобовій точці в умовах зносить потоку (Ро).

    Як демонструють графіки на рис. 5, отримано хороше збіг експериментальних і розрахункових характеристик системи охолодження соплової лопатки. За верифицированной гідравлічної моделі виконані розрахунки течії в порожнині соплової лопатки першого ступеня на експериментальних і робочих режимах.

    а)

    приведена витрата

    Верифікація полусопряженного підходу і чисельної моделі

    В рамках комерційного пакету ANSYS Fluent [3] для стисливих течій досконалого газу реалізований алгоритм розв'язання рівнянь Нав'є - Стокса і енергії, усереднити-них по Рейнольдсу. В якості моделі турбулентності обрана модель Ментера (k-ш SST). Розрахунок теплопереносу в потоці газу і теплопровідності в твердому тілі виконаний за умови рівності температур і теплових потоків на кордоні сполучення областей газу і твердого тіла.

    Дискретизація розрахункової області межлопаточного каналу проведена з використанням багатоблокової змішаної сітки. Область межлопаточного каналу містить 6,095 млн контрольних обсягів, область пера і полиць - 2,56 млн; канали перфорації - 560 тис. Загальний розмір розрахункової області - 9,225 млн контрольних обсягів. Величина y + змінювалася в діапазоні від 1 до 6 уздовж обводу профілю лопатки.

    б)

    Приведена витрата G * T0,5

    400

    200

    Зносять потік заходная кромка і спинка Атмосферний

    засунений

    зносять потік

    1

    в)

    Тиск, Па 180000

    60000

    Вихідна кромка 1,6

    300

    200

    tv = 70 tv = 200 О (тент) Перша порожнину

    mm 1 номінальний режим експериментальний режим

    Рп / Рст

    Рп / Р0

    40000

    20000

    00000

    г)

    приведена витрата

    g't ''

    tv = 70

    tv = 200 (тент) (тент) Друга порожнину

    номінальний режим - експериментальний режим

    0,6

    0,8 Пріведеннаяддіна 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8

    Мал. 5. Верифікація гідравлічної моделі: а, б, г - зіставлення результатів розрахунку наведеного витрати і досвідчених даних в залежності від перепаду тиску РЛ / Рст; в - зіставлення розрахункових (пакет ANSYS Fluent) та досвідчених даних по розподілу тиску на поверхні лопатки в залежності від приведеної довжини Fig. 5. Verification of the hydraulic model: а, б, г - comparison of the results of the calculation of the flow rate and experimental data depending on the pressure drop Р / Рст; в - comparison of the calculated (ANSYS Fluent package) and experimental data on the pressure distribution on the blade surface depending on the given length

    P "/ Po

    Р

    Р

    500

    300

    400

    100

    0

    1,2

    1,4

    1,05

    1,1

    1,15

    Р

    200

    Для чисельного моделювання обраний експериментальний режим, найбільш близький до номінального по перепаду тиску на вхідний кромці і температурному напору. На вході в межлопаточную канал задані повний тиск Р0 * = 1,73 бар і температура Т * = 1078 K, на виході з розрахункової області задано тиск Pi = 1,075 бар і умова equilibrium - поле тиску формується за результатами розрахунку. Ступінь турбулентності потоку на вході приймається рівною 3%.

    На вході в отвори перфорації задані витрата і температура охолоджуючого повітря. Умови теплообміну на ділянках з ребрами-му (зона дефлектора і вихідна кромка) наведені з поправкою на коефіцієнт оребрено-ня. Граничні умови для теплообміну в порожнині лопатки і на вході в отвори пров-

    фораціі розраховані по одновимірної гідравлічної моделі в програмі ТНА.

    Теплообмін на зовнішньому обводі профілю розраховується з умови рівності теплових потоків і температур газу і металу на кордоні сполучення. Моделювання теплового стану лопатки на номінальному режимі роботи ГТУ виконано з граничними умовами, які враховували радіальну нерівномірність температури газу на вході в вінець і тиску на виході з вінця.

    В результаті чисельного моделювання течії гарячого газу в межлопаточном каналі і охолоджуючого повітря, видуває на поверхню профілю, отримано температурне поле перфорованої направляючої лопатки, представлене на рис. 6.

    а)

    0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 Номер термопари Рис. 6. Температурне поле охолоджувальної лопатки (а) і глибина охолодження профілю

    на номінальному режимі (б) Fig. 6. The temperature field of the cooled blade (a) and the cooling depth of the profile

    at the nominal mode (б)

    420

    Мал. 7. Температурне поле соплової лопатки першого ступеня зі зміненою геометрією матриці штирів: а - з боку спинки лопатки; б - з боку корита лопатки

    Fig. 7. The temperature field of the nozzle blade of the first stage with the changed geometry of the matrix of pins: a - from the back of the blade; б - from the trough of the blade

    Температурне поле на номінальному режимі перфорованої направляючої лопатки (рис. 6, а) показує, що зона максимальних температур профільної частини лопатки (Тшах = 887 ° С) розташована на кориті в середній частині по висоті профілю. Зона мінімальної температури профільної частини лопатки (Тшш = 618 ° С) знаходиться на спинці лопатки за останнім рядом перфорації.

    Зіставлення розрахункової глибини охолодження і даних термометрірованія показало, що розбіжність результатів розрахунку з дослідними даними становить 0,05 (менше 20 ° С), т. Е. Укладається в допустимий діапазон похибки визначення глибини охолодження.

    На рис. 7 представлено температурне поле соплової лопатки першого ступеня високотемпературної турбіни з коефіцієнтом тепловіддачі в порожнині лопатки в зоні вдосконаленою штирькової матриці (таблиця).

    Як випливає з рис. 7, після модернізації геометрії матриці температурний перепад на кориті лопатки може бути зменшений на 50 ° С, що сприяє зниженню термонапруженого на її поверхні.

    висновок

    Розроблено і верифицирована тривимірна чисельна модель розрахунку теплового стану соплової лопатки на основі пакетів Thermal&Hydraulic Analysis і ANSYS Fluent. Розбіжність розрахункових і дослідних даних по тепловому стану соплової лопатки не перевищує 5%.

    Дано рекомендації щодо вдосконалення системи охолодження в зоні вихідний кромки соплової лопатки першого ступеня турбіни. Вони отримані на основі застосування методики визначення параметрів матриці штирів по заданому приросту опору, що забезпечують максимальну інтенсифікацію теплообміну.

    СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

    1. Севдюрев С.І., Тихонов А.С., Самохвалов Н.Ю., Хайрулін В.Т. Створення, апробація і впровадження трехпо-лостной схеми охолодження соплової лопатки для високотемпературних турбін перспективних двигунів //

    Авіадвигуни XXI століття. Москва 24-7 листопада 2015 р Збірник тез доповідей. М .: ЦИАМ, 2015. С. 316-318. 2. Тарасов А.І., Литвиненко О.А., Михайлова І.А.

    Обгрунтування методу обліку стисливості потоку при

    течії в діафрагмах з гострими крайками // Вюнік Нацюнального техшчного унiверситету «XIII». Серiя: Енергетічнi та теплотехшчш процеси й устаткування. 2018. № 13 (тисяча двісті вісімдесят дев'ять). С. 9-14.

    3. ANSYS FLUENT. User's Guide / ANSYS. Inc. Release 14.0.

    4. STAR CCM + .User's Guide / CD Adapco. 2015. Release 10.02.

    5. Кортиков М.М., Кузнєцов Н.Б., Садовникова Т.Ю.

    Удосконалення підходів до моделювання теплового стану перфорованих лопаток високотемпературних газових турбін // Теплоенергетика. 2012. № 1. С. 15-21.

    6. Кривоносова В.В., Хоменок Л А, Золотогоров М.С., Миколаїв А.Г., Єгоров І.М. [та ін.]. Експериментально-розрахункові дослідження охолоджуваних лопаток ГТЕ-65 / // Теплоенергетика. 2008. № 1. С. 42-46.

    7. Krivonosova V., Lebedev A., Simin N., Zolotogorov M., Kortikov N. Experimental and numerical analysis of high temperature gas turbine nozzle vane convective and film cooling effectiveness // Proceedings of ASME Turbo Expo - 2011. June 6 10, 2011. Vancouver, Canada. GT- 2011 - 45294. 9 p.

    8. Леонтьєв А.І., Олімп В.В. Теплофізика і теплотехніка перспективних интенсификаторов теплообміну (огляд) // Известия Академии наук. Енергетика. 2011. № 1. С. 7-31.

    9. Кортиков М.М., Кривоносова В.В. Залежності для розрахунку гідравлічного опору та інтенсифікації теплообміну в каналах зі стовпів-

    ками-турбулізаторами і вихровий матрицею // Науково-технічні відомості СПбДПУ. 2012. № 3-2 (154). С. 178-185.

    10. Otto M., Fernandez E., Kapat J.S. Rib Turbulated Pin Fin Array for Trailing Edge Cooling // ASME Paper GT2017 - 63044. 2017. 12 p.

    11. Kan R., Tian S. Impingement Numerical Investigation of Heat Transfer in a High Aspect Ratio Double Wall Channelwith Pin Fin and Jet Array Impingement // ASME Paper GT2016 - 56642. 2016. 10pp.

    12. El-Jummah A.M., Andrews G.E., Staggs J.E.J. Impingement Jet Cooling with Ribs and Pin Fin Obstacles in Co-flow Configurations: Conjugate Heat Transfer Computational Fluid Dynamic Predictions // ASME Paper GT2016 - 57021. 2016. 15 p.

    13. Shevchenko I.V., Rogalev N.D., Kindra1 V.O., Osipov S.K., Rostova D.M. Numerical analysis of the influence of turbulators constructive features on heat transfer in gas turbine blade cooling channels. International Journal of Applied Engineering Research. 2017. Vol. 12, no. 17. P. 6853-6861.

    14. Vikulin A.V., Yaroslavtsev N.L., Zemlyanaya V.A. Estimation of Efficiency of the Cooling Channel of the Nozzle Blade of Gas-Turbine Engines // Thermal Engineering, 2018. Vol. 65, no. 2. P. 88-92.

    15. Кривоносова В.В. Розробка ефективної системи охолодження енергетичної газотурбінної установки середнього класу потужності із застосуванням сучасних розрахунково-експериментальних методів: Автореф. дис. ... канд. техн. наук. СПб., 2013. 18 с.

    ВІДОМОСТІ ПРО АВТОРІВ

    Кривоносова Вікторія Володимирівна - кандидат технічних наук керівник групи ТОВ «Сіменс» - технології газових турбін E-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.

    Кортик Микола Миколайович - доктор технічних наук професор Санкт-Петербурзького політехнічного університету Петра Великого E-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.

    Дата надходження статті до редакції: 05.07.2018

    REFERENCES

    [1] Sendyurev S.I., Tikhonov A.S., Samokhvalov N.Yu., Khayrulin V.T. Sozdaniye, aprobatsiya i vnedreniye trekhpolostnoy skhemy okhlazhdeniya soplovoy lopatki dlya vysokotemperaturnykh turbin perspektivnykh dvigateley, Aviadvigateli XXI veka: Sbornik tezisov dokladov. Moskva 2427 noyabrya 2015 g. M .: TsIAM, 2015. S. 316-318. (Rus.)

    [2] Tarasov A.I., Litvinenko O.A., Mikhaylova I. A.

    Obosnovaniye metoda ucheta szhimayemosti potoka pri techenii v diafragmakh s ostrymi kromkami. Visnik Natsionalnogo tekhnichnogo universitetu «XIII». Seriya: Yenergetichni ta teplotekhnichni protsesi y ustatkuvannya. 2018. № 13 (тисяча двісті вісімдесят дев'ять). S. 9-14. (Rus.)

    [3] ANSYS FLUENT. User's Guide / ANSYS. Inc. Release 14.0.

    [4] STAR CCM + .User's Guide / CD Adapco. 2015. Release 10.02.

    [5] Kortikov N.N., Kuznetsov N.B., Sadovnikova T.Yu.

    Sovershenstvovaniye podkhodov k modelirovaniyu teplovogo sostoyaniya perforirovannykh lopatok vysokotemperaturnykh gazovykh turbin. Teploenergetika. 2012. № 1. S. 15-21. (Rus.)

    [6] Krivonosova V.V., Khomenok LA, Zolotogorov M.S., Nikolayev A.G., Yegorov I.N. [I dr.]. Eksperimentalno-raschetnyye issledovaniya okhlazhdayemykh lopatok GTE-65. Teploenergetika. 2008. № 1. S. 42-46. (Rus.)

    [7] Krivonosova V., Lebedev A., Simin N., Zolotogorov M., Kortikov N. Experimental and numerical analysis of high temperature gas turbine nozzle vane convective and film cooling effectiveness. Proceedings of ASME Turbo Expo - 2011. June 6-10, 2011. Vancouver, Canada. GT- 2011 - 45294. 9pp.

    [8] Leontyev A.I., OBmpiyev V.V. Teplofizika i teplotekhnika perspektivnykh intensifikatorov teploobmena (obzor). IzvestiyaAkademii nauk. Energetika. 2011. № 1. S. 7-31. (Rus.)

    [9] Kortikov N.N., Krivonosova V.V. Zavisimosti dlya rascheta gidravlicheskogo soprotivleniya i intensifikatsii teploobmena v kanalakh so stolbikami - turbulizatorami i vikhrevoy matritsey. Nauchno-tekhnicheskiye vedomosti SPbGPU. 2012. № 3-2 (154). S. 178-185. (Rus.)

    [10] Otto M., Fernandez E., Kapat J.S. Rib

    Turbulated Pin Fin Array for Trailing Edge Cooling. ASME Paper GT2017 - 63044. 2017. 12 p.

    [11] Kan R., Tian S. Impingement Numerical Investigation of Heat Transfer in a High Aspect Ratio Double Wall Channelwith Pin Fin and Jet Array Impingement. ASME Paper GT2016 - 56642. 2016. 10 p.

    [12] El-Jummah A.M., Andrews G.E., Staggs J.E.J. Impingement Jet Cooling with Ribs and Pin Fin Obstacles in Co-flow Configurations: Conjugate Heat Transfer Computational Fluid Dynamic Predictions. ASME Paper GT2016 - 57021. 2016. 15 p.

    [13] Shevchenko I.V., Rogalev N.D., Kindra1 V.O., Osipov S.K., Rostova D.M. Numerical analysis of the influence of turbulators constructive features on heat transfer in gas turbine blade cooling channels. International Journal of Applied Engineering Research. 2017. Vol. 12, no. 17. P. 6853-6861.

    [14] Vikulin A.V., Yaroslavtsev N.L., Zemlyanaya V.A. Estimation of Efficiency of the Cooling Channel of the Nozzle Blade of Gas-Turbine Engines. Thermal Engineering, 2018. Vol. 65, no. 2. P. 88-92.

    [15] Krivonosova V.V. Razrabotka effektivnoy sistemy okhlazhdeniya energeticheskoy gazoturbinnoy ustanovki srednego klassa moshchnosti s primeneniyem sovremennykh raschetno-eksperimentalnykh metodov: Avtoref. dis. ... kand. tekhn. nauk. SPb., 2013. 18 s. (Rus.)

    THE AUTHORS

    KRIVONOSOVA Viktoriia V. - LLC «Siemens», Technologies of gas turbines. E-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.

    KORTIKOV Nikolaii N. - Peter the Great St. Petersburg polytechnic university E-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.

    Received: 05.07.2018

    © Санкт-Петербурзький політехнічний університет Петра Великого, 2018


    Ключові слова: ВИСОКОТЕМПЕРАТУРНА ГАЗОВА ТУРБИНА / соплову лопатки / КОВЕКТІВНО-плівкового СИСТЕМА ОХОЛОДЖЕННЯ / ЧИСЕЛЬНЕ МОДЕЛЮВАННЯ / МАТРИЦЯ штир / ІНТЕНСИФІКАЦІЯ ТЕПЛООБМІНУ / HIGH-TEMPERATURE GAS TURBINE / NOZZLE VANE / CONVECTIVE-FILM COOLING SYSTEM / NUMERICAL SIMULATION / PATTERN MATRIX / HEAT TRANSTER INTENSIFICATION

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити