Повышение эффективности воздушного охлаждения лопаток газовых турбин Текст научной статьи по специальности «Физика»

ХИМИЧЕСКИЕ НАУКИ

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ЛОПАТОК

ГАЗОВЫХ ТУРБИН

Байбузенко И.Н.

Аспирант МГТУ им. Н.Э. Баумана Кафедра «Газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки»

Седлов А.

Аспирант МГТУ им. Н.Э. Баумана Кафедра «Газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки»

Иванов В.Л.

к. т. н., доцент МГТУ им. Н.Э. Баумана Кафедра «Газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки

Введение

Актуальной задачей настоящего времени являются дальнейшее повышение экономичности и надежности газотурбинных двигателей (ГТД) и газотурбинных установок (ГТУ) различного назначения. Наряду с совершенствованием термодинамического цикла основным способом улучшения экономических показателей ГТД, особенно авиационных, является повышение температуры газа перед турбиной, сопровождаемое оптимизацией степени повышения давления.

Уровень температуры газа перед турбиной (см. Рис. 1) значительно превышает температуру термической стабильности используемых материалов и реализуется лишь при надежных способах тепловой защиты лопаток газовых турбин. Дальнейшее повышение температуры при используемых способах воздушного охлаждения становится все менее результативными, поскольку сопровождается ростом отбора воздуха от компрессора на систему охлаждения. Поэтому задача поиска более эффективных мер тепловой защиты лопаточных аппаратов турбины при минимизации расхода охлаждающего воздуха является актуальной.

Рис. 1. Динамика роста температур газа перед турбиной авиационных ГТД и энергетических ГТУ 1, [2], 3

Прослеживается тенденция повышения мощности ГТУ, ГТД за счет увеличения расхода воздуха (продуктов сгорания) через газодинамический тракт двигателя, что сопряжено с увеличением длины лопаток турбины. По условиям прочности это потребует существенного уменьшения отношения площади периферийного сечения лопатки к площади ее корневого сечения по сравнению с современным его значением. Это предъявляет особые требования к формированию геометрической конфигурации гидравлического тракта системы охлаждения лопатки (в сторону ее упрощения). Одновременно это должно со-

четаться с возможностью технологии литья монокристаллической лопатки из перспективных высокотемпературных сплавов. Прогнозируется, что в двигателях нового поколения перспективы увеличения температуры газа перед турбиной (предположительно до стехиометрической) будут ориентированы на сочетание системы охлаждения повышенной эффективности и нового поколения высокотемпературных материалов с улучшенными прочностными и технологическими характеристиками.

Как показывает анализ многочисленных публикации последнего времени повышения эффективности внут-

реконвективнои системы воздушного охлаждения лопатки без усложнения конструкции последней можно ожидать в первую очередь за счет дальнейшего совершенствования струйной системы охлаждения и интенсификации теплообмена применением макрошероховатости стенок каналов охлаждения (нанесение низких ребер различной конфигурации и ориентации).

1. Оребренные стенки каналов

На Рис. 2 приведены характерные примеры схем внутреннего конвективного охлаждения рабочей лопатки

с продольно-петлевой схемой течения охлаждающего воздуха. Для охлаждения входной кромки используется струйное натекание воздуха на внутреннюю стенку лопатки, средняя часть профиля лопатки охлаждается при продольном течении воздуха в каналах, а в области выходной кромки теплообмен интенсифицируется с помощью поперечно расположенных штырьков.

Рис. 2. Примеры схем конвективного охлаждения лопатки 14

1.1. Физические основы интенсификации теплообмена на оребренных стенках каналов

Сущностью данного метода интенсификации теплообмена является турбулизирующее воздействие на поток только в узкой области пристенного слоя с целью увеличения турбулентной проводимости пограничного слоя. Ядро турбулентного потока и так характеризуется высокой турбулентной проводимостью, увеличение которой на эффективность теплопереноса практически не отражается, но приводит к значительному увеличению газодинамических потерь. На Рис. 3 показана структурная картина течения при обтекании плоской поверхности с регулярной

макрошероховатостью. При натекании потока на препятствие за препятствием возникает вихревая зона обратных токов, в которой генерируются мощные вихревые структуры, несущие большую энергию, но не диссипирующие в пристенном слое. Однако при распаде мощной вихревой структуры на массу мелких вихрей, энергия которых легко поглощается вязкостными силами пограничного слоя, происходит эффективная интенсификация теплообмена. Задача заключается в том, чтобы турбулизатор генерировал такую систему мощных вихрей, которые не выносятся в ядро потока, а распадаются на микровихри, энергия которых полностью диссипирует в пограничном слое в пределах расстояния между турбулизаторами.

Рис. 3. Структура потока, обтекающего стенку с поперечными ребрами 2

Форма, размер и расстояние между трубулизато-рами существенно влияют на процесс интенсификации теплообмена.

1.2. Основные геометрические параметры оребрения и их влияние на итенсификацию теплообмена Основные геометрические параметры ребер-ин-тенсификаторов приведены на рис. 4.

и

а) б)

Рис. 4.Основные геометрические параметры ореберенного участка стенки канала: а) геометрическая структура оребренного участка стенки канала, б) вид сверху, e -высота ребра, Н- длина характерного участка оребренной стенки, Р- шаг оребрения, №-ширина полосы оребрения, а - угол

установки ребра относительно потока.

н

е

Шаг Р, отнесенный к высоте ребра е, является ключевым параметром, который определяет размер отрывной зоны. Экспериментально установлено, что при относительном шаге Р/е < 7 в области между периодическими ребрами формируется только отрывная зона [14]. Таким образом, при малых относительных шагах Р/е <7 интенсификации теплообмена не происходит.

При угле установки ребер а = 90°обеспечивается равномерная интенсификация теплообмена по всей ширине канала. Также находят применение схемы установки с углами а = 30°, 45°, 60; при этом наблюдается повышенная, но неравномерная интенсификация теплообмена по ширине канала. Между ребрами возникает продольное вторичное течение, и максимальная интенсификация приходится на зону за входной кромкой ребра. При V-образ-ном расположении ребер возникают сразу четыре вихревых зоны, приводящие к более значительной интенсификации теплообмена.

Известны 15-20 многочисленные критериальные уравнения, определяющие зависимость числа Нуссельта

(или Стентона) от Рейнольдса, а также Эйлера от Рейноль-дса, обобщающие результаты экспериментальных исследований в диапазоне изменения числа Рейнольдса от 10000 до 80000 ( в современных ГТУ числа Рейнольдса значительно выше). Уравнения носят многопараметрический характер, учитывающий влияние геометрических параметров оребрения, но обобщают только интегральные показатели процесса теплообмена и, не позволяют выявить особенности локального теплообмена в зависимости от геометрических параметров оребрения. Соответственно они не могут быть использованы в качестве основы численных методов расчета. Для использования численных методов расчета и верификации математической модели требуются экспериментальные данные о локальном распределении коэффициента теплоотдачи по межреберной поверхности стенки канала.

2. Струйное охлаждение

Аэродинамика одиночной струи и основные, характеризующие ее геометрические параметры, приведены на Рис. 5. Течение подразделяется на три зоны: зона свобод-

Рис. 5. Схематичное представление натекания одиночной струи на преграду, и основные геометрические

параметры 9,10

Течение свободной струи подразделяется на потенциальное ядро, развивающуюся зону и полностью развитую зону. Когда струя выходит из отверстия, ее внешняя часть смешивается с окружающим воздухом, что увеличивает диаметр струи и турбулентность потока. Развивающаяся зона характеризуется затуханием осевой скорости потока, из-за значительных сдвиговых напряжений на границе струи. Эти напряжения генерируют турбулентные вихри и способствуют захвату покоящегося воздуха расширяющейся струей.

Регион свободной струи заканчивается зоной торможения, которая расположена в зоне непосредственного

столкновения струи с поверхностью натекания. После столкновения, течение становится высокотурбулентным и пограничный слой очень тонким, что приводит к высоким коэффициентам теплоотдачи.

В системах охлаждения турбин используется многорядное струйное натекание, что значительно усложняет структуру течения. Схема организации многорядного струйного охлаждения и основные геометрические характеристики системы приведены на Рис. 6. Соседние струи оказывают влияние друг на друга, сносящий поток смещает точку максимума теплоотдачи вниз по потоку.

Шахматный массив

Рис. 6. Схема организации многорядного струйного охлаждения, и основные геометрические характеристики

Процесс смешения импактной струи с мощным приводит к уменьшению скорости натекающей на поверх-

сносящим потоком (малые величины параметра вдува М, записываемого как отношение импульсов струи и сносящего потока) проиллюстрирован на Рис. 7а. Такой процесс

ность струи, что сразу же отражается падением интенсивности теплоотдачи в точке торможения и вверх по потоку (см. Рис. 7б). Вниз по потоку интенсивность теплоотдачи несколько возрастает.

б)

350 300 250 200 ' 150 100 50 0

♦ ♦

Л

♦ йе-"000. М= ос

• 11е="8000. М=5 8

• • м •• ♦

-10

20

х«

Рис. 7. а) Структура течения одиночной струи при наличии сносящего потока; 6, б)влияние параметра вдува на распределение числа Нуссельта для одиночной струи (по данным 9)

Увеличение теплообмена при струйном натекании на преграду осуществимо путем развития поверхности натекания за счет установки интенсификаторов для защиты струй от негативного воздействия сносящего потока 13. Также увеличение эффективной площади теплообмен-ной поверхности и дополнительная генерация турбулентных вихрей будут дополнительным преимуществом.

Очевидно, что установка интенсификаторов может привести к заметному повышению интенсивности теплоотдачи при незначительном увеличении потерь давления. Использование цилиндрических, призматических пеньков или продольных прерывистых ребер, в комбинации с многорядным струйным натеканием является важным направлением для создания высокоэффективных систем охлаждения элементов турбомашин, которые позволят оптимизировать их тепловое состояние и минимизировать расход охладителя.

Высококомпактный нагреватель 2

3. Постановка физического эксперимента 3.1. Описание экспериментального установки

Экспериментальный стенд для определения локальных характеристик теплообмена 4, разработанный в МГТУ им. Н.Э. Баумана на кафедре Э3 "Газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки" показан Рис. 8. Воздушный осевой вентилятор 6 расположен на выходе, т.е. работает "на просос". На входе установлен лемнискатный коллектор 1, который обеспечивает безотрывный вход воздуха и равномерную эпюру скоростей по сечению на входе. Далее воздух проходит через компактный нагреватель 2 и попадает в канал 4. Перед входом в канал установлена система байпаса 3. При запуске воздух направляется в байпасный канал, после выхода на стационарный режим — в канал 4 посредством переключения заслонки.

к вентилятору 6

Рис. 8. Общий вид и основные узлы 4

Конструкция стенда обеспечивает возможность проведения экспериментальных исследования теполлоб-мена и гидравилического сопротивления для различных конфигураций оребренных каналов и струйного натека-ния. В представленной работе рассматривается экспериментальное исследование теплообмена в оребренном канале.

Схема моделируемой лопатки и общий вид модельного каналпредставлены на Рис. 9. Канал в увеличенном масштабе имитирует внутренний оребренный канал системы охлаждения лопатки турбины.

Геометрические размеры выбраны на основании анализа типовых систем охлаждения лопаток. Поперечное

сечение прямоугольное 150х100мм (ЖхИ). Высота ореб-рения е=10мм. Ребра установлены под углом а=45° к набегающему потоку воздуха. Шаг оребрения равен Р=100мм.

На рабочем участке для определения температуры поверхности стенки нанесен тонкий слой ТЖК, цветовая индикация регистрируются цифровой видеокамерой. Полученное изображение обрабатывается в виде интенсивности красного цвета. На основании калибровочных данных определяется значение температуры стенки, которое соответствует максимальной интенсивности красного цвета.

Канал 4

Рабочий участок 5

Рис. 9. Схема и общий вид оребренного канала

3.2. Методика обработки результатов измерений

Принимая, что для стенки с низкой теплопроводностью поперечный градиент температуры значительно меньше продольного, для определения коэффициентов теплоотдачи может быть использовано аналитическое решение одномерной задачи теплопроводности в твердом теле (1) 5. Температура стенки определяется конвективными граничными условиями со стороны рабочей среды.

дТгтенки Ястенки 92ГГХРНКИ при 0 < у < ТО (1)

y = 0: - Я (

дТ

dt

У ^ то: Тстенки = То.

стенки\ frr ) = а(Тс

- Т )

Для случая ступенчатого изменения температуры среды Тж в начальный момент времени и принимая, что коэффициент теплоотдачи а не зависит от температуры, решение уравнения (1) представляется в виде (2):

Гстенки-7о. = ! - ег/с(£) (2), где 0 =

■ (2)

at

(Рср)с.

Эу2

начальные условия: t — п- т — т

■ Астенки А0'

граничные условия:

((РсР* ^ _______

3.3. Тестовый эксперимент В ходе эксперимента было проведено исследование теплообмена в оребренном канале. На Рис. 10 приведены примеры цветовой индикации ТЖК. Время указано с момента переключения заслонки.

i

t1=0 с

t2=15 с

t1=30 с

t2=45c

ш Г ^ШШШ/Гж

Рис. 10. Цветовой отклик ТЖК в ходе эксперимента (направление течения воздуха снизу вверх, время указано с момента переключения заслонки)

На Рис. 11 приведен пример обработки результатов эксперимента. Данные представлены в виде числа Нус-сельта, нормированного на значение для гладкой трубы. Полученное распределение согласуется с картиной цветового отклика ТЖК по времени - область максимальных

п

„

2.8

2.4

■ 2.0

1.6

1.2

0.8

0.4

1 0.0

значений находится за кромкой ребра у левой стенки, а минимальных - у правой. Следует отметить, что полученное поле значений имеет сугубо неравномерный характер. Данная особенность характерна для оребрения расположенного поду углом к потоку воздуха.

Рис. 11. Поле значений приведенного числа Нуссельта

Полученные результаты были сопоставлены с известными данными из открытой печати. На графике, Рис. 12, показано осредненное значение приведенного числа Нуссельта, полученное в данной работе, в сопоставлении

с известными данным 7, 8. Сравнение показывает хорошее согласование результатов. Некоторый разброс связан с различием в соотношении сторон ШхИ и относительной высоты ребер в/Б для измерительного участка.

3.5

3

2.5

2

:з

7? 1.5

1

0.5

• [8] 1 СЫп Нап 2011 а=45°, Ш/Н=1, р/е=10, е/й=0.09

[7] ^Б. Випкег 2003 а=45°, Ш/Н=2, р/е=10, е/й=0.1

а=45°, Ш/Н=1.5, р/е=10, е/й=0.083

0.0 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0

Число Рейнольдса, х10-!

Рис. 12. Сравнение полученных результатов для приведенного числа Нуссельта с известными данными

4. Заключение

Метод интенсификации теплообмена с помощью ребер-интенсификаторов является эффективным средством увеличения теплоотдачи в каналах, поскольку основан на воздействии турбулизирующего эффекта только на область пограничного слоя потока. В открытой печати достаточно широко представлена совокупность критериальных зависимостей, характеризующая гидравлическое сопротивление и теплоотдачу в оребренных каналах для чисел Рейнольдса в диапазоне от 10000 до 80000.. Однако в современных системах охлаждения энергетических газовых турбин числа Рейнольдса достигают значений вплоть до 500000. Поэтому очевидно, что требуется расширение существующий базы данных для чисел Рейноль-дса превышающих 80000.

При струйном натекании сносящий поток, неизбежно возникающий при многорядном струйном обдуве

поверхности, приводит к отклонению струи от нормального направления, снижению ее энергетики и уменьшению коэффициента теплоотдачи. Сочетание параметров многорядных импактных струй и сносящего потока требует оптимизации. влияние. Использование интенсифика-торов таких как цилиндрические, призматические пеньков или продольных прерывистых ребер, в комбинации с многорядным струйным натеканием является важным направлением совершенствования высокоэффективных систем охлаждения элементов турбомашин, позволяющим оптимизировать тепловое состояние и минимизировать расход охладителя.

На кафедре Э3 "Газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки" МГТУ им. Н.Э. Баумана разработан экспериментальный стенд, который позволяет проводить исследование локальных характеристик теплообмена в оре-бренных каналах. Сравнение тестовых экспериментов с

данными других авторов показывает хорошее согласование результатов.

Работа выполнена при финансовой поддержке РФФИ в рамках научного проекта № 13-08-00983.

Список литературы

1. Теплообменные аппараты и системы охлаждения газотурбинных и комбинированных установок: Учебник для вузов / В. Л. Иванов, А. И. Леонтьев, Э. А. Манушин, М. И. Осипов; Под ред. А.И. Леонтьева. — М.:МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003 —592с,: ил.

2. А.А. Инроземцев, В.Л. Сандрицкий. Газотурбинные двигатели. Пермь. ОАО Авиадвигатель. 2006. 1202 с

3. Advanced gas turbine cycles J. H. Horlock, F.R. Eng,, 2003

4. Байбузенко И.Н., Седлов А.А., Иванов В.Л. Постановка эксперментального исследования локальных характеристик теплообмена в элементах газовых турбин с применением термохромных жидких кристаллов, Научно-технический конгресс по двигате-лестроению, НТКД-2014

5. Ireland P.T., Jones T.V. Liquid crystal measurements of heat transfer and surface shear stress // Meas. Sci. Technol. 2000. vol. 11. p. 969-986.

6. Bouchez J.,P and Goldstein R.J. Impingement Cooling From a Circular Jet in a CrossFlow, International Journal of Heat and Mass Transfer, №18, c.719-730, 1975

7. Bunker S.R., Osgood S.J. The effect of turbulator lean in heat transfer and friction in a square channel // Proceedings of ASME Turbo Expo 2003 Power for Land, Sea, and Air. 2003, GT2003-38137

8. Rallabandi A.P., Alkhamis N., Je-Chin Han. Heat Transfer and Pressure Drop Measurements for a Square Channel With 45 deg Round-Edged Ribs at High Reynolds Numbers // Journal of Turbomachinery. 2011. vol.133, 031019-1

9. Goldstein R.J. and Behbahani, A.I. Impingement of a Circular Jet with and without CrossFlow, Internationl

Journal of Heat and Mass Transfer, №»25, c. 1377-1382, 1982

10. Florschuetz, L.W., [h gp.], Multiple Jet Impingement Characteristic - Experimental Investigation of Inline and Staggered Arrays With Crossflow. NASA-Contractor-report-3217, 1980

11. Chyu, M.K., [h gp.], Concavity enhanced heat transfer in an internal cooling passage. ASME Paper no. 97-GT-437, 1997

12. Ekkard, S.V., Kontrovitz, D., Jet impingement heat transfer on dimpled target surfaces, International Journal of Heat and Fluid Flow, №23, c.22-28, 2002

13. Gas Turbine Heat Transfer and Cooling Technology / Je-Chin Han, Sandip Dutta, Srinath Ekkad, 887p, Taylor & Francis Group, 2013

14. NETL Turbine Handbook, Richard Dennis - U.S. Department of Energy's National Energy Technology Laboratory (NETL), 2006, http://www.netl.doe.gov/technologies/coalpower/ tuibines/refshelf/handbook/TableofContents.html

15. J.C. Han, L.R. Glicksman, and W.M. Rohsenow, "An Investigation of Heat Transfer and Friction for Rib-Roughened Surfaces," International Journal of Heat and Mass Transfer 21 (1978): 1143-1156;

16. J.C. Han, J.S. Park, and C.K. Lei,"Heat Transfer Enhancement in Channels with Turbulence Promoters," ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power 107 (1985): 628-635;

17. J.C. Han, "Heat Transfer and Friction Characteristics in Rectangular Channels with Rib Turbulators," ASME Journal of Heat Transfer 110 (1988): 321-328;

18. J.C. Han and J.S. Park, "Developing Heat Transfer in Rectangular Channels with Rib Turbulators," International Journal of Heat and Mass Transfer 31(1988): 183-195.

19. J.C. Han, Y.M. Zhang, and C.P. Lee, "Augmented Heat Transfer in Square Channels with Parallel, Crossed, and V-shaped

20. V. Vassiliev, P. Schnedler, Thermal state alalysis of industrial gas turbine blades, Proceedings of GT2005 ASME Turbo Expo 2005, GT2005-68951

КОМПЛЕКСНОЕ РЕШЕНИЕ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПОПУТНОГО НЕФТЯНОГО ГАЗА

Кармановская Татьяна Васильевна

Канд.хим.наук, доцент каф.ВСиП СПбГЭУ, г. Санкт-Петербург.

Попутный нефтяной газ (ПНГ) является ценным углеводородным компонентом, который выделяется из добываемых, транспортируемых и перерабатываемых содержащих углеводороды минералов на всех стадиях инвестиционного цикла жизни до реализации готовых продуктов конечному потребителю. Особенность происхождения нефтяного попутного газа заключается в том, что он выделяется на любой из стадий от разведки и добычи до конечной реализации, из нефти, газа, и в процессе их переработки из любого неполного продуктового состояния до любого из многочисленных конечных продуктов.

Получают ПНГ сепарированием от нефти в многоступенчатых сепараторах. Давление на каждой из ступеней сепарации значительно отличается и составляет 16-30 бар на первой ступени и до 1,5-4,0 бар на последней. Давление и температура получаемого ПНГ определяется технологией сепарирования смеси вода - нефть - газ, поступающей со скважины.

Специфическая особенность ПНГ - незначительный расход получаемого газа, от 100 до 5000 нм3/час. Содержание углеводородов СЗ+ может изменяться в диапазоне от 100 до 600 г/м3. При этом состав и количество ПНГ не является величиной постоянной. Возможны как сезонные, так и разовые колебания (нормальным считается изменение значений до 15%).

Значительная часть попутного нефтяного газа в России сжигается в факелах прямо на месторождениях. Это связано со сложностями по его сбору и утилизации. Так, например, в 2009 г., по данным Счётной палаты Российской Федерации, только семь крупнейших нефтяных компаний («Роснефть», «ЛУКОЙЛ», ТНК-ВР, «Газпром нефть», «Русснефть», «Башнефть» и «Славнефть») сожгли в факелах 19,96 млрд. м3 попутного нефтяного газа, что составило 64,3% общей его добычи.

Из-за сжигания попутного нефтяного газа в атмосферный воздух происходит выброс загрязняющих веществ: диоксида углерода, железа, магния, канцерогенов