CC BY
68
DOI: 10.18721 /JEST.240307 УДК 532.529:536.24
В.В. Кривоносова1, Н.Н. Кортиков2
1 - ООО «Сименс», Технологии газовых турбин, Горелово, Ленинградская обл., Россия 2 - Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, Санкт-Петербург,
Россия
АНАЛИЗ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ СОПЛОВОЙ ЛОПАТКИ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ
Приведены результаты трехмерного расчета теплового состояния сопловой лопатки первой ступени высокотемпературной газовой турбины с помощью пакетов Thermal&Hydraulic Analysis и ANSYS Fluent. Расхождение расчетных и опытных данных по тепловому состоянию сопловой лопатки не превышает 5 %. Даны рекомендации по усовершенствованию конвективно-пленочной системы охлаждения высокотемпературной турбины за счет выбора рациональной геометрии матрицы штырей, расположенной в окрестности задней кромки сопловой лопатки. Они разработаны на основе методики определения параметров матрицы штырей по заданному приросту сопротивления, обеспечивающих максимальную интенсификацию теплообмена. В результате модернизации геометрии матрицы температурный перепад на корыте лопатки уменьшен на 50 °С, что способствует снижению термонапряжений на ее поверхности.
Ключевые слова: высокотемпературная газовая турбина, сопловая лопатка, ковективно-пленочная система охлаждения, численное моделирование, матрица штырей, интенсификация теплообмена.
Ссылка при цитировании:
В.В. Кривоносова, Н.Н. Кортиков. Анализ и совершенствование системы охлаждения сопловой лопатки газовой турбины // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные 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 настоящее время основной тенденцией как в отечественном, так и зарубежном газотурбостроении является рост параметров рабочего тела (особенно температуры) на входе в турбину, благодаря чему происходит повышение КПД и удельной мощности установки, снижение удельной массы и габаритов. Рост начальной температуры газа порождает проблему обеспечения работоспособности элементов газотурбинных установок (ГТУ), подверженных воздействию высоких температур газа в сочетании с большими внешними нагрузками. Эта проблема решается, с одной стороны, совершенствованием конструкционных материалов и технологии изготовления деталей ГТУ, контактирующих с высокотемпературным рабочим телом, с другой, — разработкой и внедрением различных систем охлаждения [10—13]. Из всех элементов высокотемпературного тракта в наиболее напряженных условиях работает лопаточный аппарат турбины [1].
Лопатки первой ступени высокотемпературной турбины имеют развитую конвектив-
но-пленочную схему охлаждения, в которой охладитель подается через ряды перфораций на поверхности лопатки, а также корневую и периферийную полки (рис. 1). Расход охлаждающего воздуха на венец может составлять более 9,0 % от расхода воздуха на входе в компрессор. Поэтому так важно повышать эффективность использования охлаждающего воздуха за счет интенсификации теплообмена.
Распространённым способом организации охлаждения сопловых лопаток первой ступени является двуполостная схема. Из первой полости через ряды отверстий перфорации охлаждающий воздух выдувается на поверхность лопатки, формируя струйное заграждение на ее внешней поверхности. Воздух на охлаждение передней полости отбирается непосредственно за компрессором с минимальными потерями давления так, чтобы обеспечить наличие избыточного давления в полости лопатки, необходимое для выдува охлаждающего воздуха в зону входной кромки. При этом уровень конвективного теплообмена в передней полости минимален.
Оребрение первой полости
Матрица штырей
Оребрение второй полости
Оребрение выходной кромки
Рис. 1. Схема течения охлаждающего воздуха в полости первой сопловой лопатки высокотемпературной турбины 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
Рис. 2. Конструкция щелевого канала в зоне выходной кромки сопловой лопатки: а — матрица штырей с гантелями в канале переменной высоты (Hi, H2 — высоты на входе и выходе канала, rg — радиус скругления гантели); б — шахматное расположение штырей с характерными обозначениями: 5! и S2 — соответственно продольный и поперечные шаги, d — диаметр штыря; в — размеры канала с матрицей штырей (L — длина, B — ширина, H — высота)
Fig. 2. Design of a slotted channel in the zone of the trailing edge of the nozzle blades: a a 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)
Во второй полости воздух подается в пространство между оребренными стенками лопатки и дефлектором через отверстия в носовой и кормовой частях дефлектора. Интенсификация теплообмена внутри сопловой лопатки осуществляется с помощью оребрения поверхности каналов и матрицы штырей (рис. 2). На практике расчет пропускной способности системы охлаждения лопатки, параметров охлаждающего воздуха и теплообмена в каналах полости лопатки выполняется по одномерной модели.
При математическом описании одномерной модели течения используются законы сохранения массы и энергии, аналогичные по своей математической формулировке первому и второму закону Кирхгофа для электрической
цепи, а также дополнительные замыкающие соотношения. В качестве замыкающих соотношений применяются зависимости, характеризующие взаимосвязь между падением давления, гидравлическим сопротивлением и расходом, полученные экспериментальным путем. Для моделирования течения в системе каналов, состоящей из большого числа элементов, используется математический аппарат, разработанный в теории графов, который реализован в программном комплексе «Thermal&HydraulicAnalysis» (THA) [2].
Современные пакеты (в частности, ANSYSFLUENT, STAR-CCM+) [3, 4] имеют возможность решения 3D-задач, включающих в себя моделирование течения газа в межлопаточном канале и охлаждающего воздуха внутри
r
g
лопатки с одновременным решением сопряженной задачи теплообмена, которая подразумевает равенство тепловых потоков и температур на границе «тело — газ».
Сопряженным подходом к моделированию температурного поля лопатки называют решение задачи, включающей в себя моделирование внешнего течения газа и внешнего теплообмена, течения охлаждающего воздуха внутри лопатки и внутреннего теплообмена, а также расчет теплопроводности по профилю лопатки [5]. Однако такой метод очень ресурсоемкий по времени построения модели и по вычислительным ресурсам.
Более экономичный подход называют полусопряженным, так как он предполагает численное моделирование течения в горячем тракте турбины и решение сопряженной задачи теплообмена на внешнем профиле лопатки в сочетании с граничными условиями третьего рода в каналах охлаждения лопатки, которые рассчитаны по эмпирическим зависимостям с применением методов одномерного гидравлического моделирования [6, 7]. Однако его использование налагает дополнительные требования по верификации каждого этапа при численном моделировании трехмерного теплового состояния лопатки.
Целью работы является верификация полусопряженного подхода при численном моделировании трехмерного теплового состояния сопловой лопатки и усовершенствование конвективно-пленочной системы охлаждения высокотемпературной турбины за счет выбора рациональной геометрии матрицы штырей, расположенной в окрестности задней кромки сопловой лопатки.
Зависимости для расчета сопротивления и теплообмена в полости лопатки с матрицей штырей
Применение интенсификаторов теплообмена приводит к росту гидравлического сопротивления в тракте охлаждения. Для сопоставления различных способов интенсификации
теплообмена вводится понятие теплогидравли-ческого качества, или эффективности интенсификации, теплообмена [8], которое описыва-
Е Ми /Ми гл у
ется выражением Е =———-=—, где
Ф
Ф = £,/£,гл — коэффициент роста гидравлических потерь в канале, у = Ми/Мигл — коэффициент интенсификации теплообмена (нижний индекс «гл» у числа Нуссельта и у коэффициента гидравлического сопротивлению \ относится к каналу с гладкими стенками).
Расчет потерь давления в зоне столбиков-турбулизаторов осуществлялся с помощью зависимости для коэффициента сопротивления ^ [9]:
С = 0,07Яе-0,07/кяе
(1)
которая справедлива в следующих диапазонах параметров: Б1/й = 1,043-4,0; Бг/й = 1,25-4,0; Н/й = 0,6-8; число Рейнольдса Яе = 1000-60000. Коэффициенты кяе, к$г, к$\, кн дополнительно учитывают влияния соответственно числа Рей-нольдса, поперечного и продольного шагов шахматного пучка матрицы штырей и высоты канала. Для расчета коэффициентов теплоотдачи применена зависимость Мецгера [15]
Ми = СЯеИ8х,
(2)
где параметры С = 0,135, п = 0,69
Г б Т0,34, . , Г 2Н у31 г, й V0,69
и 8т=Ы ^ ^=Ы Г1 -] .
На рис. 3 приведены результаты расчетов параметров Е, ф и у, для наглядности приведенные к значениям Ег, фг и уг, которые справедливы для матрицы штырей с характерными размерами Б1/й = Бг/й = Н/й = 2. Нужно отметить, что наибольшее негативное влияние на рост гидравлического сопротивления и снижение эффективности интенсификации оказывает уменьшение поперечного шаг Бг матрицы штырей. Это обстоятельство связано с резким ростом гидравлического сопротивления канала, при этом интенсификация теплообмена значительно отстает.
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
Рис. 3. Влияние геометрических параметров матрицы штырей на гидравлическое сопротивление, интенсификацию теплообмена и её эффективность
Fig. 3. Influence of geometrical parameters of the matrix of pins on hydraulic resistance, heat transfer intensification and its efficiency
При снижении плотности матрицы штырей в продольном и поперечном направлениях повышается эффективность интенсификации теплообмена; это связано с тем, что уменьшение гидравлического сопротивления происходит быстрее, чем снижение интенсификации теплообмена. Рост относительной высоты канала приводит к снижению эффективности интенсификации теплообмена.
На основе зависимостей (1) и (2) разработан алгоритм поиска оптимальных параметров матрицы штырей при заданном перепаде давления или интенсификации теплообмена; создана в среде ИаМСай программа расчета, с помощью которой проведена оптимизация параметров матрицы штырей.
Для наглядной демонстрации этого алгоритма построены номограммы (рис. 4), которые позволяют определить геометрические параметры матрицы штырей, соответствующие максимальной эффективности интенсификации теплообмена при заданных значениях ф (прирост сопротивления) или у (прирост интенсификации теплообмена). Как и графики на рис. 3, величины эффективности охлаждения, коэффициент роста гидравлических потерь и коэффициент интенсификации теплообмена приведены к их значениям для матрицы штырей с характерными размерами Sl/d = 52/й = Н/й = 2.
На рис. 4, а, в показаны изолинии ф2 и у2, по которым, задавшись значением прироста сопротивления или интенсификации теплообме-
на, можно определить поперечный шаг 52, обеспечивающий максимальную эффективность теплообмена Е2. Графики на рис. 4, б, г предназначены для определения величины продольного шага. Линии со стрелками указывают направления поиска геометрии матрицы штырей.
По описанному алгоритму выполнена оптимизация матрицы штырей в щелевом канале выходной кромки сопловой лопатки первой ступени турбины с переменной высотой Н1/Н2 = 4,0 (см. рис. 2). Длина канала Ь = 0,106 м, ширина — В = 0,11 м. Диаметр столбиков-турбулизаторов — й = 1,5 мм. Столбики-турбулизаторы выполнены с галтелями радиусом г% = 1мм.
На корыте лопатки выполнен ряд отверстий для обеспечения низкой температуры в зоне выходной кромки корыта. Однако завесное охлаждение со стороны корыта лопатки имеет низкую эффективность из-за нестабильности пограничного слоя на вогнутой поверхности лопатки. Более рациональным способом снижения температуры лопатки является проведение интенсификации теплообмена с внутренней стороны лопатки.
Столбики-турбулизаторы подобраны исходя из требования обеспечения температуры стенки лопатки на уровне 890 °С при температуре газа 1482 °С. Толщина стенки лопатки — 8 = 1,5 мм, теплопроводность жаропрочного сплава ЧС-70У при температуре 800 °С — Хт = 20 Вт/(мК). Расчет числа Нуссельта в полости лопатки выполнен по зависимости (2) для канала с постоянной высотой 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
Рис. 4. Номограмма расчета геометрии матрицы штырей по заданному приросту интенсификации теплообмена Fig. 4. Nomogram to calculate the geometry matrix of pins for a given increase of heat exchange intensification
По данным [13, 14] наличие галтелей у стол-биков-турбулизаторов и сужение канала приводят к снижению теплообмена в матрице штырей. Поэтому при поиске геометрических параметров матрицы штырей значение критерия Нуссельта увеличено на 25 % и составляет 900.
Приведем результаты расчета геометрических параметров матрицы штырей (й = 1,5 мм) и режимные характеристики охладителя:
S1/d................................................... 1,787
&/й................................................... 2,072
Ар, кПа ............................................ 23,64
в, кг/с.............................................. 0,077
Яе..................................................... 45000
....................................................... 2,14
Ми.................................................... 900
Оптимизированная матрица штырей включена в гидравлическую модель системы охлаждения лопатки.
Верификация гидравлической модели системы охлаждения лопатки
Одномерная гидравлическая модель требует верификации, которая основывается на результатах экспериментальных исследований (продувок).
Изотермические продувки в атмосферу. На данном этапе исключены влияния эпюры давления на поверхности лопатки и подогрева охлаждающего воздуха по тракту лопатки. Во внешних узлах отверстий перфорации и выходной кромки гидравлической модели лопатки задано атмосферное давление. Во внешних узлах подвода охлаждающего воздуха давление задано в соответствии с режимом испытаний.
Изотермические продувки в условиях сносящего потока. На этом этапе при формировании расчётной модели во внешних узлах отверстий перфорации и выходной кромки гидравлической схемы задано локальное значение давления, по-
2
0
лученное по результатам газодинамического расчета обтекания профиля, выполненного с помощью коммерческого CFD пакета ANSYS Fluent.
Неизотермические условия при продувках в сносящем потоке. На данном этапе в гидравлической модели учтена не только эпюра давления на внешнем профиле лопатки, но и подогрев охлаждающего воздуха в каналах в полости лопатки. При этом в гидравлической модели температура стенок каналов корректируется с учетом результатов термометрирования. Результаты верификации представлены на рис. 5, где даны значения приведенного расхода в зависимости от отношения давления на входе в лопатку (Рл) к давлению за пакетом лопаток (Рст) и давлению в лобовой точке в условиях сносящего потока (Ро).
Как демонстрируют графики на рис. 5, получено хорошее совпадение экспериментальных и расчетных характеристик системы охлаждения сопловой лопатки. По верифицированной гидравлической модели выполнены расчеты течения в полости сопловой лопатки первой ступени на экспериментальных и рабочих режимах.
а)
Приведенный расход
Верификация полусопряженного подхода и численной модели
В рамках коммерческого пакета ANSYS Fluent [3] для сжимаемых течений совершенного газа реализован алгоритм решения уравнений Навье — Стокса и энергии, осреднен-ных по Рейнольдсу. В качестве модели турбулентности выбрана модель Ментера (k—ш SST). Расчет теплопереноса в потоке газа и теплопроводности в твердом теле выполнен при условии равенства температур и тепловых потоков на границе сопряжения областей газа и твердого тела.
Дискретизация расчетной области межлопаточного канала проведена с использованием многоблочной смешанной сетки. Область межлопаточного канала содержит 6,095 млн контрольных объемов, область пера и полок — 2,56 млн; каналы перфорации — 560 тыс. Общий размер расчетной области — 9,225 млн контрольных объемов. Величина y+ изменялась в диапазоне от 1 до 6 вдоль обвода профиля лопатки.
б)
Приведенный расход G*T0,5
400
200
Сносящий поток Заходная кромка и спинка Атмосферное
противодавление
Сносящий поток
1
в)
Давление, Па 180000
60000
Выходная кромка 1,6
300
200
tv = 70 tv = 200 О (изотерм) Первая полость
mm 1 номинальный режим экспериментальный режим
Рп/Рст
Рп/Р0
40000
20000
00000
г)
Приведенный расход
g't' '
tv = 70
tv = 200 (изотерм) (изотерм) Вторая полость
номинальный режим -- экспериментальный режим
0,6
0,8 Приведеннаяддина 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8
Рис. 5. Верификация гидравлической модели: а, б, г — сопоставление результатов расчета приведенного расхода и опытных данных в зависимости от перепада давления Рл/Рст; в — сопоставление расчетных (пакет ANSYS Fluent) и опытных данных по распределению давления на поверхности лопатки в зависимости от приведенной длины 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 численного моделирования выбран экспериментальный режим, наиболее близкий к номинальному по перепаду давления на входной кромке и температурному напору. На входе в межлопаточный канал заданы полное давление Р0* = 1,73 бар и температура Т* = 1078 K, на выходе из расчетной области задано давление Pi = 1,075 бар и условие equilibrium — поле давления формируется по результатам расчета. Степень турбулентности потока на входе принимается равной 3 %.
На входе в отверстия перфорации заданы расход и температура охлаждающего воздуха. Условия теплообмена на участках с оребрени-ем (зона дефлектора и выходная кромка) приведены с поправкой на коэффициент оребре-ния. Граничные условия для теплообмена в полости лопатки и на входе в отверстия пер-
форации рассчитаны по одномерной гидравлической модели в программе ТНА.
Теплообмен на внешнем обводе профиля рассчитывается из условия равенства тепловых потоков и температур газа и металла на границе сопряжения. Моделирование теплового состояния лопатки на номинальном режиме работы ГТУ выполнено с граничными условиями, которые учитывали радиальную неравномерность температуры газа на входе в венец и давления на выходе из венца.
В результате численного моделирования течения горячего газа в межлопаточном канале и охлаждающего воздуха, выдуваемого на поверхность профиля, получено температурное поле перфорированной направляющей лопатки, представленное на рис. 6.
а)
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 Номер термопары Рис. 6. Температурное поле охлаждаемой лопатки (а) и глубина охлаждения профиля
на номинальном режиме (б) Fig. 6. The temperature field of the cooled blade (a) and the cooling depth of the profile
at the nominal mode (б)
420
Рис. 7. Температурное поле сопловой лопатки первой ступени с измененной геометрией матрицы штырей: а — со стороны спинки лопатки; б — со стороны корыта 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
Температурное поле на номинальном режиме перфорированной направляющей лопатки (рис. 6,а) показывает, что зона максимальных температур профильной части лопатки (Тшах = 887 °С) расположена на корыте в средней части по высоте профиля. Зона минимальной температуры профильной части лопатки (Тшш = 618 °С) находится на спинке лопатки за последним рядом перфорации.
Сопоставление расчетной глубины охлаждения и данных термометрирования показало, что расхождение результатов расчета с опытными данными составляет 0,05 (менее 20 °С), т. е. укладывается в допустимый диапазон погрешности определения глубины охлаждения.
На рис. 7 представлено температурное поле сопловой лопатки первой ступени высокотемпературной турбины с коэффициентом теплоотдачи в полости лопатки в зоне усовершенствованной штырьковой матрицы (таблица).
Как следует из рис. 7, после модернизации геометрии матрицы температурный перепад на корыте лопатки может быть уменьшен на 50 °С, что способствует снижению термонапряжений на ее поверхности.
Заключение
Разработана и верифицирована трехмерная численная модель расчета теплового состояния сопловой лопатки на основе пакетов Thermal&Hydraulic Analysis и ANSYS Fluent. Расхождение расчетных и опытных данных по тепловому состоянию сопловой лопатки не превышает 5 %.
Даны рекомендации по усовершенствованию системы охлаждения в зоне выходной кромки сопловой лопатки первой ступени турбины. Они получены на основе применения методики определения параметров матрицы штырей по заданному приросту сопротивления, обеспечивающих максимальную интенсификацию теплообмена.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Севдюрев С.И., Тихонов А.С., Самохвалов Н.Ю., Хайрулин В.Т. Создание, апробация и внедрение трехпо-лостной схемы охлаждения сопловой лопатки для высокотемпературных турбин перспективных двигателей //
Авиадвигатели XXI века. Москва 24—7 ноября 2015 г. Сборник тезисов докладов. М.: ЦИАМ, 2015. С. 316-318. 2. Тарасов А.И., Литвиненко О.А., Михайлова И.А.
Обоснование метода учета сжимаемости потока при
течении в диафрагмах с острыми кромками // Вюник Нацюнального техшчного унiверситету «XIII». Серiя: Енергетичнi та теплотехшчш процеси й устаткування. 2018. № 13 (1289). 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 Н.Н., Кузнецов Н.Б., Садовникова Т.Ю.
Совершенствование подходов к моделированию теплового состояния перфорированных лопаток высокотемпературных газовых турбин // Теплоэнергетика. 2012. № 1. С. 15-21.
6. Кривоносова В.В., Хоменок Л А, Золотогоров М.С., Николаев А.Г., Егоров И.Н. [и др.]. Экспериментально-расчетные исследования охлаждаемых лопаток ГТЭ-65/ // Теплоэнергетика. 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. Леонтьев А.И., Олимпиев В.В. Теплофизика и теплотехника перспективных интенсификаторов теплообмена (обзор) // Известия Академии наук. Энергетика. 2011. № 1. С. 7-31.
9. Кортиков Н.Н., Кривоносова В.В. Зависимости для расчета гидравлического сопротивления и интенсификации теплообмена в каналах со столби-
ками-турбулизаторами и вихревой матрицей // Научно-технические ведомости СПбГПУ. 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. Разработка эффективной системы охлаждения энергетической газотурбинной установки среднего класса мощности с применением современных расчетно-экспериментальных методов: Автореф. дис. ... канд. техн. наук. СПб., 2013. 18 с.
СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ
КРИВОНОСОВА Виктория Владимировна - кандидат технических наук руководитель группы ООО «Сименс» - технологии газовых турбин E-mail: v.v.krivonosova@gmail.com
КОРТИКОВ Николай Николаевич - доктор технических наук профессор Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого E-mail: n-kortikov@yandex.ru
Дата поступления статьи в редакцию: 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 (1289). 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: v.v.krivonosova@gmail.com
KORTIKOV Nikolaii N. — Peter the Great St. Petersburg polytechnic university E-mail: n-kortikov@yandex.ru
Received: 05.07.2018
© Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, 2018
