Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Проблемы проектирования современных газовых турбин авиационных двигателей 9
1.1 Особенности рабочего процесса турбин высокого давления современных и перспективных ТРДД 9
1.2 Влияние аэродинамической эффективности лопаточных венцов турбины на ее КПД 16
1.3 Проблемы получения высокой аэродинамической эффективности лопаточных венцов турбины
1.3.1 Структура вторичных течений в межлопаточном канале рабочего колеса турбины без бандажной полки 21
1.3.2 Методы оценки влияния радиально зазора на КПД турбины 26
1.3.3 Способы снижения вредного влияния радиального зазора 31
1.4 Математическое моделирование рабочих процессов в проточной
части турбин 33
Выводы по главе 1 38
ГЛАВА 2 Струйный наддув радиального зазора 39
2.1 Способ струйного наддува радиального зазора 39
2.2 Термодинамический анализ наддува радиального зазора в многоступенчатой турбине 43
2.3 Термодинамический анализ наддува радиального зазора в одноступенчатой турбине при наддуве через пояс отверстий
2.3.1 Проникновение вдуваемых струй в поток 48
2.3.2 Влияние наддува на КПД одноступенчатой турбины 50
Выводы по главе 2 58
Глава 3 Моделирование течения в ступени турбины с учетом радиального зазора 59
3.1 Выбор объекта исследования 59
3.2 Методика моделирования течения в ступени с учетом радиального
зазора 67
3.2.1 Выбор модели турбулентности 70
3.2.2 Построение расчетной области 72
3.2.3 Методика обработки результатов расчета. 80
3.3 Анализ влияния радиального зазора на параметры ступени турбины 83
Выводы по главе 3 91
ГЛАВА 4 Моделирование течения в ступени турбины при струйном наддуве радиального зазора 92
4.1 Описание организации области выдува воздуха 92
4.2 Методика расчета ступени турбины с наддувом радиального зазора... 95
4.3 Построение расчетной области 97
4.4 Исследование наддува зазора ступени турбины с короткими лопатками 98
4.5 Исследование наддува радиального зазора в ступени турбины с длинными лопатками 109
Выводы по главе 4 121
Заключение 122
Список сокращений и условных обозначений 123
Список литературы .
- Влияние аэродинамической эффективности лопаточных венцов турбины на ее КПД
- Термодинамический анализ наддува радиального зазора в одноступенчатой турбине при наддуве через пояс отверстий
- Построение расчетной области
- Исследование наддува зазора ступени турбины с короткими лопатками
Введение к работе
Актуальность работы
Одной из важных задач современного российского двигателестроения является создание конкурентоспособных двухконтурных турбореактивных двигателей (ТРДД) для дозвуковых самолетов различного назначения. Эту задачу необходимо решать путем создания семейства двигателей на базе унифицированного газогенератора. Газогенератор является наиболее сложной и наукоемкой частью ТРДД. Важным элементом газогенератора является турбина высокого давления (ТВД), а параметры ТВД во многом определяют конкурентоспособность двигателя. Для базового газогенератора турбина высокого давления может выполняться как одноступенчатой, так и двухступенчатой. От поколения к поколению параметры рабочего процесса ТРДД растут, что сопровождается усложнением задачи получения высокой газодинамической эффективности ступени ТВД и соответственно высокого значения коэффициента полезного действия (КПД) по следующим причинам:
уменьшилась высота проточной части ТВД, что привело к усилению негативного влияния вторичных течений. Лопаточные венцы ТВД стали работать в условиях, когда вторичные вихри, которые возникают у втулки и периферии, смыкаются в межлопаточном канале, увеличивая потери энергии;
усложнилась система охлаждения лопаток и корпусных деталей, образующих проточную часть ТВД;
усилилось влияние радиального зазора на КПД ступени.
Эти причины привели к тому, что КПД современных высокотемпературных, высокоперепадных охлаждаемых турбинных ступеней стал ниже, чем у ступеней турбин ТРДД 3-го поколения. Наибольший вклад в падение КПД вносит радиальный зазор, что объясняется следующими причинами. Во-первых, уменьшение высоты проточной части привело к росту относительной величины зазора, несмотря на широкое использование различных методов управления зазором, без которых невозможно представить конструктивный облик современного двигателя. Во-вторых, на рабочей лопатке современной ТВД по условиям ее работы невозможно применить бандажную полку. Все это приводит к тому, что снижение КПД ступени ТВД из-за утечки через радиальный зазор составляет до 2,2 %.
Для уменьшения этого негативного воздействия необходимо помимо совершенствования систем управления радиальным зазором разрабатывать способы уменьшения потерь энергии в радиальном зазоре за счет управления течением в этой области.
Радиальный зазор меняется по режимам работы двигателя и по ресурсу.
Более 85 % ухудшения топливной экономичности двигателя по ресурсу является следствием роста радиальных зазоров и лишь 15 % следствием износа профилей лопаток. Поэтому снижение утечек через радиальный зазор в лопаточных машинах является актуальной задачей.
Работа выполнена в рамках государственного задания на проведение поисковых научных исследований № 114120870095 «Теоретическое и экспериментальное моделирование газодинамических процессов авиационных ГТД, оптимизация аэродинамических поверхностей проточной части турбин, повышение эффективности двигателей».
Цель работы: повышение термодинамического КПД ступени турбины высокого давления с рабочей лопаткой без бандажной полки за счет струйного наддува радиального зазора со стороны корпуса.
Задачи работы:
-
Выполнить анализ возможности повышения КПД современных и перспективных турбин высокого давления ТРДД.
-
Разработать способ повышения КПД турбинной ступени с рабочей лопаткой без бандажной полки за счёт струйного наддува радиального зазора.
-
Сформулировать требования к ступени ТВД для возможности реализации струйного наддува радиального зазора, приводящего к повышению КПД.
-
Разработать методику численного моделирования течения в турбинной ступени при наличии наддува радиального зазора.
Научная новизна
-
Разработан способ повышения КПД путем уменьшения потерь в области радиального зазора рабочего колеса за счет выдува со стороны корпуса в радиальный зазор воздуха, отбираемого из проточной части компрессора.
-
Выявлены закономерности взаимодействия вихря утечек через зазор и парного вихря в межлопаточном канале аэродинамически коротких и аэродинамически длинных лопаточных венцов в условиях их взаимодействия с воздухом, выдуваемым со стороны корпуса.
-
Получены результаты численного моделирования течения в турбинных ступенях, которые позволили сформулировать практические рекомендации по применению разработанного способа.
На защиту выносятся:
-
Способ повышения КПД ступени турбины высокого давления за счёт струйного наддува радиального зазора.
-
Результаты моделирования течения в турбинных ступенях с различ-
ной высотой проточной части в условиях наддува радиального зазора.
-
Практические рекомендации для возможности назначения параметров наддува радиального зазора на этапе предварительного проектирования.
-
Методика численного моделирования рабочего процесса в турбинной ступени с учетом наддува радиального зазора.
Практическая полезность и реализация результатов Результаты работы формируют условия оценки возможности применения струйного наддува радиального зазора на начальном этапе проектирования турбины, что приведет к приросту ее КПД на величину до 1,45 % при сокращении сроков и стоимости доводочных работ. Разработанная методика численного моделирования позволяет избежать ошибок при проектных расчетах турбинной ступени с надуваемым радиальным зазором. Результаты работы внедрены в виде методик численного моделирования рабочего процесса в ступенях турбин с учетом эффектов в радиальном зазоре и в качестве практических рекомендаций о возможности применения разработанного способа наддува зазора на ПАО “НПО “Сатурн”.
Достоверность и обоснованность результатов обеспечивается корректностью используемых теоретических построений, допущений и ограничений, применением апробированных численных методов поиска решения, а также качественным и количественным согласованием теоретических результатов с экспериментальными данными, полученными другими исследователями.
Апробация работы
Результаты работы были представлены в докладах на следующих конференциях: Международной НТК «Климовские чтения - 2013. Перспективные направления развития авиадвигателестроения» (заочная), г. Санкт-Петербург, 2013 г.; Международной научно-практической конференции «Актуальные вопросы науки, технологии и производства» (заочная), г. Санкт-Петербург, 2014 г.; Научно-практической конференции к 100-летию со дня рождения ГК П.А. Колесова в рамках МТФ «Инновации. Технологии. Производство», г. Рыбинск,
-
г.; XLII Международной молодёжной научной конференции «Гагаринские чтения», приуроченной к 55-летию полёта Ю. А. Гагарина в космос, г. Москва,
-
г.
Публикации
По теме диссертации опубликовано 9 работ, из них 4 статьи в журналах, рекомендованных ВАК, 1 статья в другом издании, 2 статьи в сборниках докладов, 2 статьи в сборниках тезисов докладов.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы из 88 наименований. Полный объем диссертации составляет 138 страниц, которые содержат 69 рисунков и 16 таблиц.
Влияние аэродинамической эффективности лопаточных венцов турбины на ее КПД
При проектировании ТВД всегда необходимо решать большой комплекс задач и проблем из различных областей науки. Например, проблемы создания новых материалов, проблемы обеспечения конструкционной и динамической прочности, задачи, связанные с особенностью рабочего процесса в проточной части, и т.д. [8]. Одной из основных проблем является усложнение течения в проточной части. Течение в сопловых аппаратах и рабочих колесах стало сугубо трехмерным, что приводит к необходимости модернизации методологии проектирования турбин с точки зрения учета трехмерных эффектов вязкого течения. Применение при проектировании методов расчета, основанных на теории расчета турбин с осевой проточной частью и длинными лопатками, будет приводить к увеличению объема доводочных работ, что неприемлемо для современного двигателестроения. Избежать этого можно за счет создания научно-обоснованных методов учета вязких концевых эффектов в проточной части.
Высокая аэродинамическая эффективность проточной части является одним из главных требований современной ТВД. Для газогенератора «большой» размерности на сегодняшний день предпочтительно использование двухступенчатой ТВД [7], а для базового газогенератора «малой» размерности заманчивой выглядит идея применения одноступенчатой ТВД. Имели место попытки создания газогенератора с одноступенчатой ТВД [7], но в отечественном двигателестроении примеров успешного применения одноступенчатой высокоперепадной турбины в серийном ТРДД для дозвуковых пассажирских самолетов нет, в отличие от зарубежного двигателестроения [4].
При проектировании узла турбины выбор её параметров надо подчинить условию получения оптимальных параметров для заданных условий её работы. Поскольку понятие «оптимальная турбина» пока не имеет формализованного определения и функция цели неизвестна, то при выборе параметров турбины полезно использовать статистические данные. Это представляется целесообразным в связи с тем, что при создании турбины обычно рассматриваются различные варианты геометрии с учетом многих факторов, определяющих её качество (КПД, массы, расхода охлаждающего воздуха, технологичности и т.д.), и выбирается тот вариант, который в наилучшей степени удовлетворяет совокупности этих факторов [9]. Поэтому каждая реально существующая турбина, близка к понятию «оптимальная турбина» для данных условий её работы при достигнутом уровне технических возможностей. Для рассмотрения большого числа вариантов турбины и убыстрения процессов выбора её параметров в сегодняшних условиях необходимо использовать систему автоматизированного проектирования авиационных турбин [10].
Характерной особенностью турбин высокого давления является их большая окружная скорость U, равная в случае одноступенчатых турбин 500 м/с и выше, что диктуется необходимостью получения приемлемых значений параметра 17/Сад при больших величинах ж К. Возможность применения столь больших окружных скоростей в отношении прочности обуславливается меньшей относительной длинной лопаток по сравнению с турбинами ТРД первых поколений, из-за больших значений ж К и наличия второго контура (при увеличении степени двухконтурности уменьшается расход воздуха через внутренний контур).
Применение высоких окружных скоростей позволяет снизить полную температуру в относительном движении в ступени на 300…400, а перед рабочим колесом на 200…250 по сравнению с начальной его температурой. Кроме того, срабатывание большого перепада давлений в ступени позволяет использовать для охлаждения хвостовой части сопловых лопаток (если они двухполостные), а также рабочих лопаток и диска не горячий закомпрессорный воздух, а более холодный воздух, отбираемый за промежуточной ступенью компрессора. Это приводит не только к уменьшению требуемой глубины охлаждения лопаток, но и к снижению мощности, затрачиваемой на сжатие охлаждающего воздуха [11, 12]. Однако обеспечение работоспособности рабочих лопаток одноступенчатых высоконагруженных турбин является серьёзной технической проблемой, для разрешения которой требуется длительная и тщательная доводочная работа. В большинстве случаев именно этот элемент турбины оказывается самым ответственным и трудным в процессе доводки двигателя и отработки его ресурса [6].
Другим серьёзным недостатком высоконагруженных одноступенчатых ТВД является следующее обстоятельство. Из-за большого теплоперепада, срабатываемого в турбине, приведенная скорость Т на выходе из ступени достигает больших значений (Т 0,5). В обычных, менее нагруженных ступенях, скорость потока за рабочим колесом постепенно возрастает от первой к последней ступени. Поэтому пространственная степень конфузорности соплового аппарата турбины НД, расположенного за турбиной ВД, резко снижается и может достигать величины 1,5…1,6. В результате чего потери в СА заметно возрастают в основном из-за интенсификации вторичных течений. И, наконец, высоконагруженным турбинам присущи следующие особенности: в большинстве случаев не удается применить бандажные полки в рабочих лопатках; в сопловом аппарате появляются сверхзвуковые скорости потока; уменьшается осевая сила, воздействующая на ротор турбины; у одноступенчатой турбины всегда интенсивнее остаточная закрутка потока. Исследования ЦИАМ [13] доказывают, что в одноступенчатых ТВД угол выхода потока достигает ТВД = 41 …77 . Это негативно сказывается на работе межтурбинного переходного канала и турбины низкого давления [14]. Негативное влияние закрутки за ТВД широко исследовалось в работe [15], где показано негативное влияние остаточной закрутки за ТВД на потери в последующих элементах проточной части.
В работе [1] приведены результаты разработки экспериментальной высокоперепадной ТВД в диапазоне размерности ТРДД для ближне-среднемагистрального самолета. Первичный КПД такой турбины по результатам расчета составил 0,82, что для сегодняшних условий является недостаточными. Авторы статьи утверждают, что при проведении доводочных мероприятий можно повысить КПД такой турбины до величины 0,88, что для охлаждаемой турбины является весьма хорошим показателем.
Термодинамический анализ наддува радиального зазора в одноступенчатой турбине при наддуве через пояс отверстий
В данной работе рассматривается турбина высокого давления с лопатками первой ступени без бандажной полки. Применение бандажной полки для современной высокотемпературной ТВД затруднено по следующим причинам: - высокие окружные скорости не позволяют обеспечить требуемую прочность бандажной полки; - высокие температуры газа не позволяют обеспечивать работоспособное тепловое состояние рабочей лопатки с бандажной полкой.
Применение системы регулирования радиальных зазоров также является обязательным. Возможно много вариантов конструктивного исполнения системы регулирования радиальных зазоров. Применение того или иного варианта системы управления радиальным зазором зависит от конкретного технического и научного задела фирмы-производителя [48]. Но даже при использовании системы управления РЗ, относительная величина радиального зазора будет оставаться достаточно большой (из-за малой высоты лопатки). Относительные радиальные зазоры составляют 0,01 - 0,03 на рабочем режиме. А значит, будут иметь место значительные перетекания горячего газа через зазор. Поэтому нужно искать способы снижения этих утечек. К особому классу способов управления течением в радиальном зазоре относится изменение конструкции периферийной концевой поверхности рабочей лопатки. Они также достаточно хорошо исследованы в работах [68, 77, 54] поэтому в данной работе они не рассматриваются.
Основная причина снижения КПД турбинной ступени состоит в том, что расход горячего газа, который перетекает через радиальный зазор, не меняет количество движения в окружном направлении и, соответственно, работа на лопатках рабочего колеса оказывается меньше располагаемой. Если не допустить горячий газ в область радиального зазора, то работа газа на лопатках увеличится. Это можно сделать либо конструктивно, что уже отмечалось, либо газодинамическим способом, заполнив радиальный зазор воздухом из проточной части компрессора. Особенно это актуально для первой ступени ТВД. Высокая нагрузка этой ступени (большой перепад давления, срабатываемый в СА) приведет к уменьшению давления в рабочем колесе и, следовательно, воздух можно будет отбирать от промежуточных, а не из последних ступеней компрессора. Для этого необходимо решить следующие задачи: 1) Определить границы применимости данного способа. На эффективность такого воздействия в соответствии с теорией рабочего процесса в ступени турбины [9] будут оказывать влияние: степень понижения давления в турбине; степень реактивности ступеней турбины; геометрические параметры лопаток турбины. 2) Оценить влияние данного способа на термодинамическую эффективность газогенератора в целом. (Необходимо провести анализ влияния отбора воздуха, на который расходуется дополнительная работа компрессора). 3) Определить степени влияния параметров наддува (геометрических и режимных) на эффективность ступени ТВД. Попытки использовать наддув радиального зазора со стороны корпуса имели место при исследовании газовых турбин. В работе [39] представлены экспериментальные исследования управления вторичным потоком в периферийной области рабочей решетки посредством выдува охлаждающего воздуха из корпуса турбины непосредственно в радиальный зазор над РК. Статья содержит детальный анализ нестационарного взаимодействия между выдуваемым воздухом и течением в радиальном зазоре и его влияние на структуру вторичного потока в венце.
Экспериментальные исследования были проведены на одноступенчатой безбандажной турбине (СА1-РК1-СА2), которая была специально сконструирована и создана для данных исследований. Экспериментальная модель представляет собой высоконагруженную турбину высокого давления. Измерения проводились с помощью двух датчиков замера давления обеспечивающие отрисовку данных в зависимости от времени: зависимость угла потока и давления, а так же интенсивность турбулентности в плоскости на выходе из РК. Выдуваемый воздух подавался на периферию под углом 30 к касательной корпуса, в противоположном вращению ротора направлении, через ряд отверстий, по 10 отверстий на один шаг решетки. Конструктивная схема системы наддува показана на рисунке 2.2. Протестированы различные конфигурации системы выдува охлаждающего воздуха. Параметры выдува, такие как расход, осевое направление и размер отверстий менялись для изучения влияния на вторичный поток в РЗ. Распределения полного давления за рабочим колесом при различных вариантах наддува представлены на рисунке 2.3.
Результаты данных исследований показывают, что с введением наддува величина утечек через РЗ и интенсивность турбулентности концевого вихря и вихрей в межлопаточном канале снижаются. При наличии надддува можно понизить величину утечек через РЗ. При этом оба вихря смещаются вверх по потоку в межлопаточном канале со стороны спинки. При наилучшем сочетанием удельного массового расхода и осевого положения отверстий выдува КПД ступени увеличивается на 0,55 % [39]. При выдуве воздуха расходом 1 % от расхода через турбину кинетическая энергия турбулентности уменьшится на 25 % по сравнению со случаем без выдува.
По величине КПД можно сделать вывод, что аэродинамическая характеристика ротора улучшается с наличием выдува. Однако негативный импульс вдуваемого воздуха снижает работу производимую турбиной. В данном исследовании, оптимум между обоими эффектами был следующий: выдув воздуха расходом 0,7 % от расхода через турбину под углом 30 % от осевого направления, приводит к увеличению КПД на 0,55 %. Но здесь не учитывался тот факт, что отбор воздуха для наддува в реальном двигателе осуществляется из проточной части компрессора и при оценке эффективности наддува нужно учитывать работу, затрачиваемую на его сжатие. 2.2 Термодинамический анализ наддува радиального зазора в моногоступенчатой турбине
Теоретически можно рассматривать вопрос о наддуве радиальных зазоров в каждой из ступеней многоступенчатой турбины. При этом для каждой ступени можно использовать индивидуальный наддувочный воздух со своими параметрами. Для последующих ступеней турбины можно отбирать воздух из более ранних ступеней компрессора [9]. Следует сразу отметить, что для ТРДД дозвукового пассажирского самолета наддув радиального зазора актуален только для ТВД. На турбине низкого давления уже возможно применение бандажной полки. Это может быть актуально для ГТД других схем и назначений. Тем не менее, целесообразно проанализировать влияние наддува на КПД многоступенчатой турбины с той точки зрения, что воздух, используемый для наддува, совершает полезную работу в последующих ступенях. Пример такого анализа приведен в работе [69] для трехступенчатой турбины ТРД, где показана эффективность этого мероприятия для всех условий полета. При этом система наддува на данном этапе исследования не конкретизируется.
Построение расчетной области
На течение в межлопаточном канале рабочего колеса оказывают влияние многочисленные режимные и геометрические параметры турбинной ступени. Наибольшее влияние будут оказывать степень повышения давления и степень реактивности, а из геометрических параметров решетки рабочего колеса - хорда лопатки, относительный шаг, максимальная толщина профиля и, собственно, форма профиля, обеспечивающая необходимый угол поворота потока в решетке. Данные параметры ступени и рабочей лопатки могут изменяться в широких пределах, что делает невозможным полный анализ их влияния на характер течения в радиальном зазоре.
Степени реактивности и углы поворота в лопатке определяются в зависимости от назначения турбинной ступени в составе двигателя. Поэтому для исследования процессов в радиальном зазоре целесообразно принять турбинные ступени, которые по своим параметрам сходны турбинам высокого давления перспективных двигателей.
Одноступенчатая турбина высокого давления характерна для малоразмерных ТРДД как для БПЛА, так и для административных и учебных самолетов [8]. Как показывает анализ публикаций, турбинная ступень для таких двигателей будет иметь длину лопатки рабочего колеса от 20 до 30 мм, а степень понижения давления около 3. Кроме того, ступень в зависимости от схемы двигателя может выполняться охлаждаемой и неохлаждаемой.
Для газогенератора ТРДД одноступенчатая турбина будет уже иметь более высокую проточную часть, и большую степень понижения давления. Профили лопаток такой турбины будут по всей вероятности охлаждаемыми.
Поэтому в качестве объектов исследования были выбраны две модели ступеней турбины высокого давления (далее модель № 1 и модель № 2). Определяющим параметром для выбора модели ступени была высота рабочей лопатки. Параметры исследуемых модельных ступеней представлены в таблице h Л , м 0,028 0,052 Геометрические параметры рабочего колеса представлены в таблице 3.2, а параметры профилей лопаток РК и СА в таблице 3.3 в соответствии с рисунком 3.1. В таблицах 3.4 и 3.5, и ,соответственно, на рисунках 3.2 и 3.3 представлены координаты точек профилей на среднем радиусе соплового аппарата и рабочего колеса в хордовой системе координат обоих моделей. б) Рисунок 3.3 – Координаты точек профилей на среднем радиусе соплового аппарата (а) и рабочего колеса (б) модели № 2 в хордовой системе координат Различие в исследуемых ступенях не ограничивается только параметрами ступени. Данные ступени относятся к различным типам решеток с точки зрения проявления вторичных вихрей. Исследованиями ученых [14] установлено, что при уменьшении высоты решетки происходит смыкание вторичных течений в межлопаточном канале. Высоту смыкания вторичных вихрей hs для конкретного случая можно определить по методике, изложенной в работе [14]. Причем для рабочего колеса необходимо учитывать следующие факторы: 1) отсутствие ярко выраженного канального вихря; 2) дополнительный подъем вторичных масс. Уточненная методика определения высоты смыкания вторичных вихрей в рабочем колесе изложена в работе [81]. Для модели № 1 расчетная величина составила hS = 32,5 мм, таким образом, рабочая лопатка модели № 1 работает в условиях смыкания вторичных течений в канале. Влияние вторичных течений здесь будет проявляться по всему межлопаточному каналу. Этот же эффект наблюдается в работе [75]. Геометрическая модель лопаток ступени ТВД для модели № 1, а так же профили СА и РК на среднем радиусе в абсолютной системе координат представлены на рисунке 3.4.
Для модели №2 расчетная высота смыкания вторичных течений составила hS = 38,5 мм. В данном случае имеем классическую длинную лопатку, в которой вторичные течения проявляются только в приторцевых областях и имеется значительное ядро потока. Геометрическая модель лопаток ступени ТВД для модели № 2, а так же профили СА и РК на среднем радиусе в абсолютной системе координат представлена на рисунке 3.5.
Так как задачей диссертационного исследования является изучение процессов в области радиального зазора, то рассматривается ступень без учета выдува охладителя. В современных высокотемпературных ступенях ТВД выдув охладителя тоже необходимо учитывать, но в данной задаче это приведет к усложнению структуры потока и невозможности анализа результатов взаимодействия утечек через радиальный зазор с основным потоком в канале. Кроме того, выдув в область радиального зазора охлаждающего воздуха, отработавшего свой хладоресурс, в современной ступени турбины нельзя признать целесообразным. Охлаждающий воздух целесообразней использовать для создания завесы на профиле лопатки [11].
Численное моделирование применяется во всем мире и на ведущих двигателестроительных предприятиях уже многие годы. Результаты такого моделирования представлены в работах [41, 43, 44, 46, 54, 71, 75, 77]. Однако информация, содержащаяся в открытой печати не позволяет повторить моделирование, не говоря уже об исследовании других случаем течения (например, с учетом РЗ).
Исследование наддува зазора ступени турбины с короткими лопатками
Для более полной верификации разработанной методики численного моделирования необходимо исследовать влияние величины радиального зазора на параметры турбинной ступени. Это позволит сопоставить данные расчета с известными опубликованными экспериментальными данными и теоретическими методами, которые были рассмотрены в главе 1 [39, 38].
Для обеих моделей изменение радиального зазора задавалось в диапазоне от 0 до 2мм (относительная величина для модели № 1 составляет от 0 до 0,0556, для модели № 2 – от 0 до 0,0364).
Об адекватности расчета можно судить о распределении полного давления на выходе из ступени. Эту картину можно сопоставить и с известными экспериментальными данными [39].
Распределения полного давления для расчетов с различной величиной относительного радиального зазора представлены для модели № 1 и модели № 2 на рисунках 3.14 и 3.16 соответственно.
Для турбинной ступени с короткими лопатками (модель 1) следует отметить следующие особенности. При отсутствии радиального зазора (рисунок 3.14 а) течение в межлопаточном канале рабочего колеса соответствует течению в межлопаточном канале соплового аппарата, т.е. на противоположных торцевых стенках формируются канальные вихри. На поле полного давления четко выделяются следы от этих вихрей. Особенностью рабочей решетки профилей как уже указывалось, является значительный подъем вторичных масс над торцевой стенкой. Этот факт известен достаточно давно и подтвержден в работе [81]. Этим в основном и отличается динамика вторичных течений в сопловом аппарате и рабочем колесе [81].
При наличии радиального зазора (рисунок 3.14 б) рабочее тело (газ) перетекает со стороны давления на сторону разряжения лопатки. При этом образуется вихрь утечек, вращающийся в противоположную сторону парному вихрю. Из-за того, что в области радиального зазора входной пограничный слой на лопатке не тормозится, канальный вихрь на периферии не возникает, и можно говорить только о формировании парного вихря. Парный вихрь будет иметь меньшую интенсивность и можно ожидать снижения потерь внутри межлопаточного канала. Вихрь утечек приводит к увеличению потерь в межлопаточном канале. На распределении полного давления (оно совпадает с распределением потерь кинетической энергии) видно, что полное давлении в области локализации вихря утечек значительно ниже. На рисунке 3.14 б эта область отмечена синим. При малых значениях радиального зазора, а значит, и малом количестве газа, перетекающем через зазор, эти два вихря практически не взаимодействуют.
При дальнейшем увеличении радиального зазора (до рабочих величин отн РЗ = 0,01…0,02) интенсивность вихря утечек увеличивается (рисунок 3.14 в). Происходит взаимодействие вихрей, область пониженных давлений увеличивается в объеме и общее влияние вихрей на эффективность ступени становится более пагубным. Вихрь утечек преобладает и заполняет всю периферийную область межлопаточного канала.
При больших значениях радиального зазора (рисунок 3.14 г) вихрь утечек полностью «поглощает» парный вихрь и заполняет верхнюю треть межлопаточного канала. При этом парный вихрь, формирующийся на нижнем торце межлопаточного канала, смещается к середине высоты лопатки.
Это можно проследить и при анализе распределения осредненных по шагу потерь кинетической энергии в рабочем колесе по высоте решетки, которые для различных величин радиального зазора в модели №1 показаны на рисунке 3.15.
Особенностью аэродинамической характеристики короткой лопатки рабочего колеса является наличие двух максимумов потерь в периферийной области. Максимум потерь, расположенный ближе к периферии обусловлен перетеканием в радиальном зазоре и вихрем утечек. Максимум, расположенный ближе к среднему сечению, является результатом образования периферийного парного вихря.
С ростом относительной величины радиального зазора меняются потери от обоих вихрей: вихрь утечек всегда усиливается, увеличивается в объеме и смещается от периферии к центру, а парный при малых величинах радиального зазора уменьшается и смещается ближе к центру лопатки, а при больших -увеличивается и смещается ближе к периферии лопатки. При большом радиальном зазоре вихрь утечек значительно интенсивней парного и можно говорить об одном интенсивном вихре в межлопаточном канале. а) б) Рисунок 3.15 - Модель №1 а) эпюра потерь в рабочем колесе С,; б) положения локальных максимумов потерь по высоте рабочего колеса На рисунке 3.15 б показаны положения локальных максимумов потерь по высоте рабочего колеса. Хотя положение максимума потерь не совпадает с осью вихря, по расположению максимума потерь можно судить о динамике вихрей. Можно отметить, что имеется тенденция к смещению оси парного вихря. С ростом радиального зазора канальный вихрь смещается к периферии рабочего колеса.
Взаимодействие вихрей всегда будет приводить к увеличению потерь кинетической энергии из-за так называемого насосного эффекта, физический смысл которого детально описан в работе [14] . Это увеличение в аэродинамически короткой лопатке необходимо учитывать уже на ранней стадии проектирования турбинной ступени.