CC BY
75
УДК 621.431.75
ТЕПЛОВОЕ СОСТОЯНИЕ СТАТОРА ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ
НАЗЕМНОГО ПРИМЕНЕНИЯ
© 2013 О. В. Гречишников1, А. Ю. Балакин2, А. Д. Росляков1
1ОАО «КУЗНЕЦОВ», г. Самара 2Самарский государственный университет путей сообщения
Приведены материалы по обеспечению теплового состояния статора ГТД наземного применения. Проанализированы факторы, которые влияют на температуру корпусных колец соплового аппарата турбины и опор. Показано, что существенное влияние на температуру статора оказывает эффективность охлаждения как с внешней стороны корпусных деталей, так и со стороны горячих газов.
Системы охлаждения статора турбины, расходные характеристики эжекторов.
Организация теплозащиты элементов горячей части газотурбинных двигателей представляет собой весьма важную задачу, решение которой все более усложняется с ростом параметров рабочего процесса двигателей. При эксплуатации двигателей НК-14СТ-10 имеет место перегрев и разрушение элементов статора турбины газогенератора.
На рис. 1 приведена фотография со следами перегрева статора турбины. На некоторых двигателях имеет место разрушение корпуса третьей ступени турбины. На фотографии стрелками отмечены следы перегрева.
Ниже на рис. 2 приведена схема системы охлаждения статора турбины газогенератора.
Тепловое состояние элементов статора турбины и промежуточной опоры в значительной степени зависит от эффективности функционирования кожуха турбины 1.
Кожух турбины состоит из верхней и нижней половин, которые сварены из листовой нержавеющей стали толщиной 1,2 мм. К каждой половине кожуха приварен воздухосборник 2. К воздухосборнику нижней половины приварен фланец для подсоединения патрубка подвода атмосферного воздуха от эжектора.
Атмосферный воздух из кольцевого воздухосборника поступает по отверстиям
в полость, ограниченную кожухом и наружными кольцами сопловых аппаратов. Проходя над наружными кольцами сопловых аппаратов и наружной простав-кой, наружными кожухами промежуточной опоры и опоры свободной турбины, воздух охлаждает их и далее поступает в газоотводящую трубу.
Для охлаждения статора турбины воздух из воздухосборника поступает через три ряда отверстий под кожух турбины (рис. 2), при этом он обдувает наружные кольца сопловых аппаратов первой и второй ступеней турбины. Для улучшения обдува колец сопловых аппаратов на каждой половине кожуха приварены дефлекторы 3 и 4 в виде профильных полуколец.
Из кольцевого воздухосборника атмосферный воздух поступает также по двум коробчатым рёбрам кожуха внутрь двух боковых рёбер промежуточной опоры, а затем в полость над корпусом подшипника промежуточной опоры. Проходя над корпусом подшипника промежуточной опоры, воздух охлаждает его и поступает по двум другим боковым ребрам промежуточной опоры в два коробчатых ребра кожуха. Из этих рёбер воздух поступает в полость, ограниченную кожухом и наружным силовым кожухом опоры свободной турбины и далее отводится в газоотводящую трубу.
Рис. 1. Фотография места перегрева статора турбины двигателя
Сеч 5 Сеч 6 Сеч 7 Сеч 8 Сеч 9 Сеч 10
Рис. 2. Схема системы охлаждения статоров турбин газогенератора: а - статор турбины газогенератора, б - статор свободной турбины: 1- кожух турбины, 2 - воздухосборник
В рамках работ по определению причин перегрева колец статора турбины в стендовых условиях выполнено измерение температуры газов в полости промежуточной опоры и стыков статора турбины двигателя НК-14СТ-10.
Двигатель НК-14СТ-10 является модификацией двигателя НК-14СТ, имеющей повышенную до 10 МВт мощность на номинальном режиме. Основным конструктивным отличием двигателя НК-14СТ-10 от двигателя НК-14СТ является добавление 3-й ступени турбины газогенератора и введение охлаждения рабочей лопатки 2-й ступени турбины газогенератора в связи с более высоким уровнем температуры газа на входе в турбину. Измерение температуры газа и элементов горячей части двигателя НК-14СТ-10 было проведено со штатным кожухом турбины и с кожухом турбины, который имел дополнительный дефлектор 4 (рис.2).
Дополнительный дефлектор был установлен в районе образования перегрева кольца 3 ступени статора турбины газогенератора для увеличения скорости потока воздуха для улучшения охлаждения. Также было определено влияние включения и отключения эжектора, который используется для увеличения расхода охлаждающего воздуха, поступающего под кожух турбины.
Термопары были установлены в 10 сечениях (рис. 2) по 4 штуки в каждом сечении в 4-х диаметрально противоположных точках. Результаты измерения температур на номинальном режиме приведены на рис. 3-5.
На рис. 3 приведены поля температуры стыков турбины с включённым эжектором, а на рис. 4 - с выключенным эжектором, на рис. 5 представлено сравнение средних температур стыков турбины с включённым и выключенным эжектором.
Рис. 3. Температура стыков статора турбины с включенным эжектором
Рис. 4. Температура статора турбины с выключенным эжектором
700 600 500 400 300 200
»X > \
/ / / ' , !! Г / \Ч л к \ \ к. \
/ / I / / / 1 / \Л
/ /
2 4
Включен
-к -Выключен
8 10 Сечение
Рис. 5 Влияние эжектора на температуру статора турбины
Из анализа результатов измерения температуры и совместного рассмотрения фотографии на рис. 1 и схемы системы охлаждения статора турбины на рис. 2 следует:
• работа эжектора оказывает существенное влияние только на температурное состояние стыка третьей ступени газогенератора и промежуточной опоры; температура этого стыка увеличивается в среднем на 150...170 оС; температура стыков между второй и третьей ступенями и между первой и второй ступенями увеличивается в среднем на 120 и 40 оС соответственно; тепловое состояние статора свободной турбины изменяется незначительно;
• максимальное значение температуры в стендовых условиях с учётом окружной неравномерности зафиксировано в нижней части стыка промежуточной опоры и первой ступени свободной турбины и составляет 675 оС; такая температура допустима для материала ЭИ-437Б; условия работы двигателя на стенде и в эксплуатации в составе ГПА существенно различны из-за дополнительного подпора на выхлопе при постановке котла утилизатора;
• постановка дополнительного дефлектора 4 (рис.2) в районе образования перегрева не привело к существенному снижению температуры кольца 3 ступени статора турбины газогенератора;
• параметры газа на выходе из опоры свободной турбины, которые зависят от конструкции и режимов работы как самого двигателя, так и конструкции выхлопной системы ГПА, влияют на эжек-цию воздуха из полости под кожухом турбины; ниже показано влияние потерь в выхлопной системе на возможность эжек-ции охлаждающего воздуха из охлаждающего тракта.
Выполнен расчёт параметров в системе охлаждения статора турбины. В результате расчёта определено, что эжектор стенда предприятия-изготовителя с диаметром камеры смешения 90 мм и диаметром сопла 12 мм подаёт на охлаждение
элементов турбины и опор = 1,58 кг/с воздуха. Из этого расхода на охлаждение статора турбины поступает воздуха:
Ост = • 0,833=1,32 кг/с.
По результатам испытания двигателя температуру охлаждающего воздуха можно принять равной 130 оС (или 403 К), а давление - близким к атмосферному давлению или 101,3 кПа.
Рассмотрим параметры потока в районе 2 сечения ступени турбины газогенератора. Площадь проходного сечения равна 0,03926 м2 Безразмерная плотность потока в этом сечении равна
) =
о-4Т*
р * •Р • 0,0396
= 0,165.
По газодинамическим функциям для воздуха к = 1,4 определяем X = 0,105.
Критическая скорость звука
а = 18,3 • -¡Г* = 18,3 • л/403 = 367,4м/ с
Скорость потока воздуха равна и* = X • акр = 0,105 • 367,4 = 38,6 м/с.
Для воздуха при t = 130 оС кинематический коэффициент вязкости V = 26,5-10-6 м2/с, коэффициент теплопроводности X = 3,41 • 10-2 Вт/(м-К).
Определим коэффициент теплоотдачи по наружным поверхностям фланцев в сечении 2 (на рис 2). Размер между поверхностями фланцев стыка 2 и 3 ступени турбины и кожухом равен l = 14 мм или 0,014 м.
Число Рейнольдса
w • l 38,6 • 0,014___
Яе =-= —-= 2,04-104.
V 26,5 • 10-6
Режим турбулентный. Для воздуха (или двухатомных газов) число Нуссельта определяется зависимостью [1]
Ки=0,018Яе0,8=50,44.
Этот критерий представляет собой безразмерный коэффициент теплообмена и характеризует соотношение между интенсивностью теплоотдачи, выраженной через величину а, и интенсивностью теплопроводности в пограничном слое потока жидкости, которая определяется при прочих равных условиях значением Хж,
лг а' *
т.е. Nu = ——. Коэффициент теплоотдачи 1ж
а, который входит в структуру критерия всегда является величиной искомой, неизвестной в задачах о конвективном теплообмене.
а = = 240,8 Вт/(м2оС).
В сечении за фланцами l = 40 мм или 0,04 м.
Число Рейнольдса
w ■ l 38,6 • 0,04 г„„1л4
Яе =-= —--= 5,83-104.
V 26,5 ■Ю-6
Режим турбулентный.
Ыы = 0.018Яе08 = 116,8.
а =
Ыы • 1
= 99,6 Вт/(м2-°С).
Таким образом, коэффициент теплоотдачи от поверхности статора в поток охлаждающего воздуха в зависимости от размера проходного сечения находится в диапазоне от 90 до 250 Вт/(м2оС).
Интенсивность отвода от поверхности является фактором, во многом определяющим топливную эффективность и надёжность машин и аппаратов современной техники. Одно из первых мест среди наиболее эффективных способов увеличения интенсивности теплообмена занимает струйный обдув поверхности. Относительно небольшая затрата энергии на его осуществление, простота и гибкость управления этим процессом, возможность достижения высокой интенсификации
теплоотдачи на отдельных участках поверхности - все это обеспечивает преимущества струйного натекания перед другими способами интенсификации теплообмена. Обдув поверхности струями и их системами используется, например, при охлаждении лопаток с дефлекторами [2]. В нашем случае необходимо обеспечить достаточную дальнобойность струй и не допустить их разворот спутным потоком.
В соответствии с исследованиями, проведёнными в ЦИАМ, для втекающего потока можно принять:
• коэффициент истечения ¡1 = 0,6;
• отношение безразмерных плотностей тока активной струи и сносящего потока ц1/ц2 = 4.
Выполнена оценка возможности охлаждения статора турбины воздухом, который можно отбирать из-за 3 ступени компрессора. В качестве магистралей подвода воздуха от компрессора к кожуху турбины рассматривался трубопровод длиной Ь ~ 2,5 м, имеющий два колена с углами поворота, равными 90о Были рассчитаны расходные характеристики трубопроводов с внутренним диаметром 25 и 50 мм. Коэффициенты гидравлического сопротивления трубопроводов определялись в соответствии с рекомендациями справочника [3]. Суммарный коэффициент гидравлических потерь при расчётах равнялся Хе = 2,276.
На основе анализа расходных характеристик трубопроводов рассчитаны расходы воздуха через трубопроводы диаметром 25 и 50 мм при отборе от 3-й ступени компрессора в зависимости от давления под кожухом турбины. Из приведённых результатов следует, что для обеспечения подачи воздуха под кожух турбины на уровне Q = I кг/с необходимо более 10 трубопроводов диаметром 25 или 3 трубопровода диаметром 50 мм.
Такое изменение конструкции двигателя требует существенных затрат ресурсов и времени для доводки по надёжности и параметрам компрессора в целом и особенно статора компрессора.
Проработан вариант дополнительного подвода воздуха к наиболее горячему месту статора турбины из-за пятой ступени компрессора: по одному трубопроводу - к нижней половине и по одному трубопроводу - к верхней половине кожуха турбины. На каждой половине кожуха предполагается установить по одному коллектору с отверстиями для раздачи воздуха к охлаждаемой поверхности. При этом температура отбираемого воздуха в стандартных условиях равна 97оС (или 370 К), а давление равно р = 0,2 МПа.
В настоящее время для изготовления двигателей на предприятии используется труба 30,2x1,6 из материала 12Х18Н10Т (ГОСТ 19277-73) с внутренним диаметром dу = 27 мм.
Площадь проходного сечения трубопровода dy = 27 мм равна
F _ — _ 572,3 мм2.
4
Для равномерной раздачи охлаждающего воздуха по окружности целесообразно иметь площадь раздающих отверстий не более чем 0,8 площади проходного сечения подводящей трубы, т.е.
Ротв F
трубы
0,5 = 457,8 мм'
2
Если принять диаметр коллектора для раздачи охлаждающего воздуха равным 900 мм, то одно полукольцо будет иметь длину Ь = 1413 мм. Максимально допустимое расстояние между отверстиями можно принять 60 мм. При этом на одной половине будет 23 отверстия, площадь проходного сечения каждого отверстия равна / = 20 мм и диаметр 5 мм. С учётом того, что коэффициент расхода отверстий ¡1 = 0,6, диаметр отверстий в первом приближении принимаем равным 8,4 мм.
Безразмерная плотность потока д(Х) в отверстии должна быть как минимум в 4 раза больше, чем в этом же сечении кожуха плотность спутного потока:
д(1)отв = 0,165-4 = 0,66.
По газодинамическим функциям определяем п(Х) = 0,8819 и X = 0,46.
Давление воздуха на входе в отверстия Рвх = 0,1179 МПа.
Расход воздуха через одно отверстие
О =
_ д(Л)• р * • / • 0,396 =
= 0,00325 кг/с.
4г*
Расход воздуха через 23 отверстия О = 23-0,00325 = 0,075 кг/с.
Методом итерации получаем вариант канала охлаждения: п=50 отверстий, д(Х)=0,94, диаметр отверстий 5,7 мм, расход воздуха через отверстие Оотв=4,433 г/с, расход воздуха через один трубопровод 0-^=0,2216 кг/с, увеличение расхода воздуха на охлаждение АОохл= 0,443 кг/с.
Критическая скорость воздуха в отверстиях
а,
кр
= 18,3- 4т* = 18,3 • 19,24 = 352 м/с.
Скорость потока воздуха в отверстиях w = акр • X = 352 • 0,7753 = 273 м/с.
Для воздуха при I =97 оС кинематический коэффициент вязкости V = 23^10"6 м2/с, коэффициент теплопроводности Х=3,2 • 10-2 Вт/(м-К).
Число Рейнольдса
Ке _ ^ _ _ 4,748405.
V 23 -10-6
Режим турбулентный. Средний по пятну растекания струи коэффициент теплоотдачи определяют по критериальному соотношению [2]
Ып _ 0.0984Яе
0.7
d с
Л
0,306
стр
_1680,6.
\ стр у
Коэффициент теплоотдачи
а _ Ми^Х _ 1344 Вт/(м2^С).
Таким образом, путём введения струйного охлаждения можно интенсифицировать теплообмен с внешней стороны статора от 5 до 15 раз в зависимости от интенсивности исходного теплообмена.
Эффективность работы системы охлаждения двигателя зависит в основном от двух факторов. С одной стороны, - от давления, температуры и расхода охлаждающего воздуха на входе в систему (эти параметры зависят от работы внешнего эжектора), а с другой стороны, - от разрежения потока в сечении на выходе из системы охлаждения. Выходное сечение кожуха системы охлаждения совпадает с выходным сечением опоры свободной турбины. Разряжение на выходе из кожуха зависит от параметров газа на выходе из двигателя, а также от подпора турбины выхлопной системой.
На рис. 6 приведена зависимость разряжения на выходе из двигателя НК-14СТ-10 от потерь давления в выхлопной системе.
Рис. 6. Зависимость разряжения на выходе из двигателя НК-14СТ-10 от потерь давления в выхлопной системе
Из графика видно, что разряжение на выходе из двигателя НК-14СТ-10 имеет место только при потерях давления в выхлопной системе меньше 400 мм водяного столба. Следует отметить, что скорость потока газа на входе в выхлопную улитку равна примерно 130 м/с, и по различным оценкам и испытаниям потери давления в выхлопной улитке составляют 330...450 мм водяного столба, а постановка котла утилизатора увеличивает потери давления в выхлопной системе ещё на 90.100 мм вод. ст. Следовательно, разряжения на срезе двигателя практически нет или имеется небольшое избыточное давление.
Исходя из вышеизложенного следует, что одним из основных мероприятий по улучшению охлаждения статора турбины может быть снижение потерь давления в выхлопной улитке и внедрение струйного охлаждения.
Библиографический список
1. Основы теплопередачи в авиационной и ракетной технике [Текст] / [В. С. Авдуевский и др.]; под ред. В.К. Кошкина. - М.: Оборонгиз, 1960. - 390 с.
2. Теплообменные аппараты и системы охлаждения газотурбинных и комбинированных установок: учебник для вузов [Текст]/ В.Л. Иванов, А.И. Леонтьев, Э.А. Манушин [и др.] под ред. А.И. Леонтьева. - 2-е изд., стереотип. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. -592 с.
3. Идельчик, И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям [Текст] / И.Е. Идельчик; под ред. М.О. Штейнбер-га. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 672 с.
THERMAL STATE OF A GROIND-USE GAS TURBINE ENGINE STATOR
© 2013 O. V. Grechishnikov1, A. Y. Balakin2, A. D. Roslyakov1
1«KUZNETSOV» plc, Samara, Samara State Railroad University
The paper presents materials on the thermal state of a ground-use gas turbine engine stator. The factors that influence the temperature of the case bands of the turbine nozzles and bearings are analyzed. The efficiency of cooling both from the outside of the base members and by hot gases is shown to have a significant effect on the temperature of the stator..
Turbine stator cooling system, flow characteristics of ejectors.
Информация об авторах
Гречишников Олег Валерьевич, инженер, ОАО «Кузнецов». E-mail: [email protected]. Область научных интересов: газовая динамика, гидравлика, теплотехника.
Балакин Андрей Викторович, кандидат технических наук, Самарский государственный университет путей сообщения. Область научных интересов: теплопередача и вопросы износа и прочности деталей машин.
Росляков Алексей Дмитриевич, доктор технических наук, главный специалист, ОАО «Кузнецов». E-mail: [email protected]. Область научных интересов: вопросы теплопередачи и горения, газовая динамика течений в каналах.
Grechishnikov Oleg Valeryevich, engineer, «Kuznetsov» plc. E-mail: [email protected]. Area of research: gas dynamics, hydraulics, heat engineering.
Balakin Andrey Victorovich, candidate of technical science, Samara State Railroad University. Area of research: heat transfer and issues of wear and durability of machine parts.
Roslyakov Alexey Dmitryevich, doctor of technical science, chief specialist, «Kuznetsov» plc. E-mail: [email protected]. Area of research: problems of heat transfer and combustion, gas dynamics of flows in channels.
