Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Достижения, полученные в исследованиях течения газа в каналах при наличии продольного положительного градиента давления 11
1.1 Кольцевые диффузорные каналы в газотурбинных двигателях 11
1.2 Формирование современных взглядов на течение газа в каналах с продольным положительным градиентом давления 18
1.2.1 Структура потока в диффузорах 18
1.2.2 Сопротивление диффузоров 32
1.3 Методы оценки потерь в кольцевых диффузорах 36
Выводы по главе 1 44
Глава 2. Метод расчета внутренних потерь полного давления в кольцевых диффузорных каналах при турбулентном течении 45
2.1 Определение потерь на внутреннее трение в кольцевом диффузоре 47
2.2 Определение потерь на торможение пристеночного слоя в кольцевом диффузоре 52
2.3 Определение потерь на поворот потока в кольцевом диффузоре .58
2.4 Определение потерь на «удар» в кольцевом диффузоре 60
2.5 Сопоставление известных опытных данных по внутренним потерям в кольцевых диффузорах с расчетными 61
Выводы по главе 2 64
Глава 3. Численное моделирование турбулентного течения потока в диффузорных каналах на основе решения уравнений Рейнольдса 66
3.1 Выбор и описание особенностей программного комплекса вычислительной газовой динамики 66
3.1.1 Методы численного моделирования турбулентных течений 66
3.1.2 Выбор модели турбулентности 70
3.2 Математические модели исследуемых каналов 74
3.3 Результаты численного моделирования 77
Выводы по главе 3 83
Глава 4. Разработка экспериментального стенда и методики исследования аэродинамических характеристик кольцевых диффузорных каналов 84
4.1 Экспериментальный стенд для исследования аэродинамических характеристик диффузорных каналов 84
4.2 Пневмометрические зонды и приемники давления, применяемые в экспериментах 86
4.3 Погрешности измерений 89
4.3.1 Погрешность измерения статического давления 89
4.3.2 Погрешность измерений полного напора 90
4.3.3 Инструментальные и установочные погрешности 92
4.4 Описание экспериментальной установки 92
4.5 Методика обработки результатов измерений 95
4.6 Аэродинамические характеристики входного участка 103
4.6.1 Характеристики входного участка при снятых направляющих лопатках 103
4.6.2 Характеристики входного участка при наличии направляющих лопаток 107
Выводы по главе 4 112
Глава 5. Аэродинамическое исследование особенностей течения потока в кольцевых каналах с увеличивающимся средним диаметром при наличии входной окружной неравномерности 113
5.1 Геометрические параметры исследуемых каналов 113
5.2 Результаты экспериментального исследования течения потока в кольцевом безградиентном канале 114
5.2.1 Исследования течения потока в безградиентном канале с входной окружной неравномерностью NKcpi = 1,01745 114
5.2.2 Исследования течения потока в безградиентном канале с входной окружной неравномерностью NKCPI = 1,01953 119
5.3 Результаты экспериментального исследования течения потока в кольцевом диффузорном канале 125
5.3.1 Исследования течения потока в диффузорном канале с входной окружной неравномерностью NKCPI = 1,01745 125
5.3.2 Исследования течения потока в диффузорном канале с входной окружной неравномерностью NKCPI = 1,01953 131
5.4 Оценка влияния входной окружной неравномерности на характеристики течения в кольцевых каналах 136
Выводы по главе 5 139
Общие выводы 140
Список использованных источников
- Кольцевые диффузорные каналы в газотурбинных двигателях
- Определение потерь на торможение пристеночного слоя в кольцевом диффузоре
- Выбор и описание особенностей программного комплекса вычислительной газовой динамики
- Экспериментальный стенд для исследования аэродинамических характеристик диффузорных каналов
Введение к работе
Требования уменьшения массы газотурбинного двигателя (ГТД) и повышения его экономичности приводят к необходимости проектирования межтурбинных переходных каналов. Анализ данных о влиянии изменения коэффициентов потерь в элементах проточной части ГТД показывает, что газодинамическое совершенство межтурбинных переходных каналов, а также характеристики потока, выходящего из переходника, оказывают существенное влияние на газодинамические характеристики турбины низкого давления и основные эксплуатационные показатели двигателя.
Сжатые сроки проектирования ГТД приводят к необходимости быстрой оценки потерь в таких каналах от их основных геометрических и режимных параметров на стадии термогазодинамического согласования узлов двигателя.
Структура потока в таких каналах является достаточно сложной, что затрудняет их аналитический расчет. Поэтому достоверную информацию о газодинамической эффективности межтурбинного переходного канала можно получить экспериментальным путем. Однако проведение экспериментального исследования требует значительных материальных затрат и времени. Численные методы расчета вязкого течения в таких каналах нуждаются в тестировании на сходных задачах, адаптации расчетной сетки, выборе адекватной модели турбулентности и настроек решателя и невозможны без привлечения значительных вычислительных ресурсов и времени. Применение таких масштабных исследований в итерационном процессе проектирования, когда рассматриваются сотни вариантов, нерационально. Поэтому на практике величина потерь в таких устройствах задается на основе известных экспериментальных данных по потерям в кольцевых диффузорных каналах. Однако эти данные крайне ограничены как по геометрическим, так и по режимным параметрам. К тому же большинство
8 из них получены без траверсирования потока и оценены коэффициентом полных потерь, то есть без учета кинетической энергии потока на выходе, в то время как для межтурбинных переходников газодинамическая эффективность определяется коэффициентом внутренних потерь полного давления. Эффективность проектирования межтурбинного переходного канала может быть повышена, если оценку его потерь проводить быстрым методом, обеспечивающим приемлемую точность, необходимую для инженерных расчетов.
Для достижения этой цели необходимо:
выделить основные составляющие внутренних потерь в кольцевых каналах с положительным градиентом давления и определить их зависимости от геометрических и режимных параметров, присущих межтурбинным переходникам для турбулентного безотрывного потока;
реализовать разработанный метод в виде алгоритма расчета внутренних потерь полного давления и провести его апробацию в области экспериментально исследованных кольцевых каналов;
произвести экспериментальное исследование кольцевых каналов для уточнения основополагающих зависимостей.
Для решения поставленных задач использованы теоретические методы расчета турбулентных пограничных слоев, методы численного моделирования турбулентных течений, статистического анализа, экспериментальные исследования на газодинамическом стенде.
Научная новизна
1. Впервые предложен автором на основе степенного закона распределения скоростей в пограничном слое метод оценки внутренних потерь полного давления в кольцевых безотрывных диффузорных каналах.
Доказано, что определение внутренних потерь полного давления в кольцевых каналах с увеличивающимся средним диаметром без учета радиальной неравномерности некорректно.
Экспериментально обнаружено, что входная окружная неравномерность потока приводит к значительному увеличению внутренних потерь полного давления в кольцевых каналах с продольным положительным градиентом давления по сравнению с безградиентным, при этом снижается выравнивающая способность канала и для диффузоров приводит к увеличению выходной неравномерности потока.
Доказана нецелесообразность оценки потерь в межтурбинных переходных каналах без моделирования входной окружной неравномерности.
Достоверность и обоснованность
Достоверность и обоснованность научных результатов базируется на корректном применении основных законов сохранения, подтверждается результатами сравнения полученных расчетных данных с известными экспериментальными данными. Достоверность опытных данных обеспечивается адекватным выбором методики проведения эксперимента, применением измерительных приборов, изготовленных по ГОСТу.
Практическая полезность
Применение разработанного метода позволяет произвести оценку внутренних потерь полного давления в межтурбинных переходных каналах, сокращает время и повышает эффективность проектирования.
Апробация работы
Основные результаты проведенных исследований докладывались и обсуждались на следующих конференциях и семинарах:
XXIX конференция молодых ученых и студентов, Рыбинск: РГАТА, 2005 г.;
Всероссийская научно-техническая конференция молодых ученых и специалистов " Проблемы создания перспективных авиационных двигателей, Москва: ЦИАМ, 2005 г.;
Всероссийская молодежная научная конференция с международным участием "VIII Королевские чтения", Самара: СГАУ, 2005 г.;
- Международная научно-техническая конференция "Проблемы и
перспективы развития двигателестроения", Самара: СГАУ, 2006 г.;
- XI Международный конгресс двигателестроителей, Украина,
Рыбачье, 2006 г.
Публикации
По теме диссертации опубликованы 1 статья и 4 тезиса докладов в трудах конференций.
Кольцевые диффузорные каналы в газотурбинных двигателях
Задача о течении в диффузоре - одна из наиболее сложных в аэродинамике. Необходимость изучать потоки в диффузорах определяется не только тем, что в машинах, сооружениях и экспериментальных установках имеются многочисленные расширяющиеся трубопроводы, но и наличием многочисленных диффузорных участков в ГТД. Так термодинамический цикл ГТД включает политропические процессы сжатия во входном устройстве, компрессоре, диффузоре камеры сгорания и форсажной камере сгорания (если она имеется) и в выходном устройстве ТВаД. Кроме этого к основным диффузорным каналам ГТД относятся межтурбинные переходные каналы. Эффективность работы ГТД в значительной степени зависит от эффективного преобразования энергии в этих каналах. Также важны и свойства выходящего из диффузора потока, если за диффузором находятся другие элементы ГТД.
К основным тенденциям развития гражданских авиационных двигателей относятся повышение параметров цикла (температуры газа перед турбиной высокого давления - Т г, степени повышения полного давления -л к и степени двухконтурности - ш) при одновременном увеличении эффективности работы узлов, а также снижении уровня шума и эмиссии вредных веществ. В то же время при создании современных газотурбинных двигателей острой проблемой стоит уменьшение числа ступеней лопаточных машин, что позволяет снизить стоимость создания, технического обслуживания и эксплуатации двигателя [1,2,3, 5,46,47].
С ростом температуры газа перед турбиной Т г и степени повышения давления в компрессорах многократно увеличилась энергоемкость газа проходящего через газогенератор двигателя, что привело к уменьшению высоты его проточной части. Вследствие этого с целью предотвращения чрезмерного роста вторичных потерь и потерь, связанных с перетеканием газа в радиальном зазоре, стало необходимо уменьшать относительные диаметры турбокомпрессора каскада высокого давления.
Рост степени двухконтурности одновременно с ограничением величины окружной скорости по концам лопаток вентилятора (с целью снижения уровня шума) привели к снижению скорости вращения ротора низкого давления. В то же время потребная мощность для привода вентилятора возросла. В итоге такой эволюции резко увеличилась нагрузка на турбину низкого давления, что снижает эффективность ее работы или приводит к необходимости увеличения числа ее ступеней.
В настоящее время в гражданских ТРДЦ и энергетических установках для сокращения числа ступеней многоступенчатых турбин каскада низкого давления широкое применение находят межтурбинные переходные каналы (PW6000, GP7000, GE90 и др.). Такие каналы служат для соединения проточных частей турбины каскада высокого давления и турбины каскада низкого давления с большим средним диаметром. Вследствие этого окружные скорости на турбине низкого давления возрастают и, следовательно, нагрузка на ее ступени снижается. К такому же эффекту приводит использование редуктора для привода вентилятора. Однако до настоящего времени такой привод вентилятоора не нашел широкого применения вследствие больших затрат на разработку, изготовление и эксплуатацию (НК-93, PW8000 и PW800). Кроме того, как видно на примере PW8000, разработчики с применением редуктора вентилятора сохраняют в компоновке двигателя и межтурбинный переходный канал.
Течение в межтурбинном переходнике носит весьма сложный характер вследствие наличия продольного положительного градиента давления, поворота потока, а также значительной неравномерности потока за современными высоконагруженными ТВД. В то же время влияние аэродинамического совершенства такого переходника на газодинамические характеристики ТНД и основные эксплуатационные показатели двигателя в сравнении с влиянием других факторов весьма велико. Снижение эффективности таких устройств на 1 % приводит в среднем к увеличению на 0,3 % CR И снижению на 2,2 % тяги двигателя для ТРДД с умеренной степенью двухконтурности (m = 6) [4].
Для обоснованного выбора геометрических параметров и уровня потерь в межтурбинном переходном канале ещё на стадии увязки ГТД необходимы данные по влиянию основных геометрических характеристик на потери в таких каналах. В настоящее время на практике величина потерь в таких устройствах задается в очень грубом приближении.
На рис. 1.1 приведена схема межтурбинного переходного канала с обозначением его основных геометрических характеристик. Межтурбинные переходники как кольцевые осесимметричные диффузоры характеризуются следующими геометрическими размерами: входными диаметрами Di и db выходными диаметрами D2, d2 и длиной L. Геометрическую форму таких каналов можно определить и через другие геометрические параметры, но их минимальное количество равно пяти.
Определение потерь на торможение пристеночного слоя в кольцевом диффузоре
Потери, обусловленные торможением пристеночного слоя под влиянием положительного продольного градиента давления, выражают потери энергии, вызванные увлечением неактивных масс основной частью потока (см. рис. 1.14). Механизм диффузорного течения в пристеночном слое можно представить следующим образом. Так как в пристеночном слое полное давление близко к статическому, то в условиях положительного градиента этот слой не может двигаться самостоятельно, создавая таким образом жидкое препятствие для остального (активного) потока. При этом заторможенные массы распределены по всей длине диффузора. Пассивный слой захватывается активным слоем, что сопровождается диссипацией энергии. В результате в диффузорной части канала имеет место некоторый пристеночный слой смешения, что подтверждено экспериментальными исследованиями [17]. Процесс образования этого слоя смешения можно представить как процесс проникновения активного потока в заторможенную область по аналогии с заполнения застойной зоны за уступом при внезапном расширении потока, но высота уступа здесь определяется не геометрией канала, а толщиной слоя торможения, который создает жидкое препятствие, вытесняющее поток в начальном сечении диффузора и индуцирующее неупорядоченный вихревой характер течения в последующих участках канала. Представление о жидком препятствии, возникающем при торможении, было использовано ранее [18] для решения задачи о потерях вследствие изменения продольной кривизны канала.
Схема проникновения активного потока в заторможенную область
Пусть высота жидкого препятствия составляет уц, а угол расширения потока за ним равен у (рис. 2.3). Тогда в условиях рассматриваемой геометрии течения (для кольцевого канала) отношение площади сечения потока над жидким препятствием \ к площади Fe в точке присоединения е составляет для периферийного пограничного слоя и для втулочного соответственно:
Для определения уц, обратимся к уравнению Бернулли, которое для начального и произвольного сечений (вниз по потоку) можем записать соответственно в виде р 1=р1+ ри\12, р =р + ри]12 , где индекс е указывает на активный слой жидкости. Вычитая второе выражение из первого с учетом существования степенного профиля скорости, можем получить:
В изогнутых каналах необходимо учитывать потери, связанные с вихреобразованием у обеих стенок из-за наличия участков диффузорного течения, а также наличием вторичного течения (рис. 2.4). Коэффициент сопротивления, учитывающий влияние поворота потока в изогнутых трубах, зависит от величины угла поворота а, относительного радиуса закругления r/h, относительной вытянутости поперечного сечения (для кольцевого канала относительный диаметр втулки d), степени диффузорности канала q, а также от формы профиля скоростей на входе и вычисляется по формуле, предложенной Абрамовичем [16]:
В кольцевых диффузорах в случае qm Ф 0 необходимо учесть потери на «удар», связанные с переходом расширяющегося канала к цилиндрическому на выходе из диффузора, когда происходит диссипация кинетической энергии, обусловленной поперечной скоростью v = ugfi, где Р - угол между линией тока и осью (средней линией) канала (рис. 2.7). поэтому с учетом (2.39) и (2.40) и на основании степенного распределения скорости в пограничных слоях можем получить коэффициенты внутренних потерь полного давления, связанных с диссипацией кинетической энергии, обусловленной поперечной скоростью: , v = 2(2-д 2-\)\nt + \)\nt + 2)3 {Ъап-п,+Аа,2-3/-1) tg20 . e)l 3 8(а,2-/7, + 2я,2-/7,-1)3 (Зи, + 1)(3«, + 2)(3/7, +4) ,2 , s = 2 (2 - аЬ2 +1)2(/7, + 1)2(и, + 2)3 (Зди /7, + 4д,2 + 3/7, +1) tg26 . 5 1 3 8(я,2-/7, + 2д,2 +/7,+1)3 (3/7, + 1)(3/7, + 2)(3/7, + 4) q\ = (&),+(й)ь (258)
Потери, вычисляемые по формулам (2.56-2.58), необходимо также учитывать при сравнении потерь, полученных при продувках кольцевых диффузоров со свободным выходом в атмосферу путем траверсирования выходного потока однокомпонентными пневмометрическими зондами, позволяющими определять только одну составляющую скорости, в этом случае не учитывается кинетическая энергия, связанная с поперечной составляющей скорости.
Выбор и описание особенностей программного комплекса вычислительной газовой динамики
Несмотря на интенсивное развитие вычислительной техники и достигнутые успехи как в области построения численных методов, так и в разработке соответствующего математического обеспечения, проблема численного моделирования турбулентности остается одной из наиболее сложных и важных проблем механики жидкости и газа. В отличие от ламинарных течений, расчет которых стал во многом рутинной процедурой, надежное предсказание характеристик турбулентных течений по ряду причин (трехмерный характер течения, стохастическая природа и широкий пространственно-временной спектр масштабов) остается скорее искусством, чем строгой наукой.
Исходная предпосылка математического моделирования турбулентности состоит в предположении о приемлемости уравнений Навье - Стокса для интерпретации турбулентных течений и предсказания их мгновенных характеристик. Считается, что нестационарные уравнения Навье-Стокса полностью описывают турбулентные течения. Однако существуют большие трудности при расчете турбулентных течений на ЭВМ. Дело в том, что временной и пространственный масштабы турбулентного движения могут быть настолько малы, что требуемое количество узлов расчетной сетки и малый размер шагов по времени делают эти вычисления практически труднореализуемыми на современных ЭВМ ввиду ограниченности их ресурсов. Считается [12], что требуется, по крайней мере, 10 узлов сетки для разрешения движения турбулентного вихря. Масштаб самых мелких вихрей обычно в 1000 раз меньше размера области течения вдоль твердой поверхности. Для типичных течений может потребоваться 105 точек для разрешения области течения объемом 1 см .
Среди основных методов численного моделирования турбулентных течений выделяют прямое численное моделирование (Direct Numerical Simulation, DNS), моделирование крупных вихрей (Large Eddy Simulation, LES) и решение осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье - Стокса (Reynolds Averaged Navier - Stokes, RANS). Имеются также промежуточные (гибридные) подходы, сочетающие те или иные черты DNS, RANS и LES, в частности метод моделирования отсоединенных вихрей (Detached Eddy Simulation, DES).
Прямое численное моделирование предполагает решение полных уравнений Навье - Стокса, что при отсутствии численных и другого рода ошибок позволяет получить мгновенные характеристики и разрешить все масштабы турбулентного потока. Полученная статистика используется для тестирования моделей турбулентности, развития методов управления турбулентными потоками, исследования ламинарно-турбулентного перехода. Поскольку возможности измерительной техники ограничены, то DNS рассматривается как источник экспериментальных данных (например, таких характеристик течения, как пульсации давления, завихренность и скорость диссипации турбулентной энергии).
Препятствия к широкому использованию DNS связаны с высокими требованиями к разностным схемам, удовлетворением начальных и граничных условий, а также ограниченными ресурсами вычислительной техники. Шаги интегрирования по времени и по пространству имеют порядок колмогоровских масштабов времени и длины и уменьшаются с увеличением числа Рейнольдса. Для достижения статистически стационарной картины течения требуются десятки и сотни часов процессорного времени. Использование неструктурированных сеток также вносит существенный вклад в затраты компьютерной памяти и процессорного времени. Перечисленные требования делают расчеты с использованием DNS труднореализуемыми на практике.
Решение осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье - Стокса требует намного меньших вычислительных ресурсов и успешно применяется на практике. Вопросы замыкания решаются на различном уровне сложности. Модели турбулентности классифицируются по числу уравнений, вводимых в дополнение к системе уравнений Рейнольдса. Увеличение числа уравнений требует привлечения дополнительной информации полуэмпирического характера, что снижает универсальность модели. Имеющиеся модели турбулентности не обладают приемлемой универсальностью, а потому не могут применяться для решения широкого круга прикладных задач.
Экспериментальный стенд для исследования аэродинамических характеристик диффузорных каналов
Аэродинамическое исследование течения потока внутри каналов удобно проводить на крупномасштабных моделях при максимальных скоростях на входе в исследуемую модель порядка 25...60 м/с. Такой подход позволяет осуществить подробное траверсирование полей давления на входе и выходе из исследуемых каналов и избежать использования в эксперименте дорогостоящих высокоэнергетических дутьевых средств.
Аэродинамический стенд (рис. 4.1), используемый для исследования кольцевых каналов, создан на базе низконапорного вентилятора ВН-800-0,01, позволяющего получить на номинальном режиме его работы избыточное давление в 100 мм вод. ст. при массовом расходе воздуха примерно в 1,5 кг/с. Такие дутьевые возможности аэродинамического стенда позволяют проводить испытания каналов при максимальных скоростях газа на входе в исследуемый канал до 50 м/с, что соответствует приведенной скорости Ао = 0,14.
Для выравнивания параметров потока и для снижения пульсаций давления на аэродинамическом стенде применен ресивер (поз. 2, рис. 4.1), габаритные размеры которого составляют 1500 х 2000 х 3000 мм. Вход в подводящий канал (поз. 3, рис. 4.1) выполнен аэродинамически гладким.
В настоящей работе экспериментальные исследования велись с помощью пневмометрических зондов и приемников давления. Все зонды изготавливались специально для проведения аэродинамических исследований на экспериментальных установках, описанных ниже, с учетом рекомендаций [19,20,22, 23].
Для траверсирования выходного сечения входного участка и исследуемых каналов применялся пневмометрический зонд типа 1 (рис. 4.2). Зонд представляет собой пустотелую изогнутую трубку, соединенную с манометром. В дозвуковом потоке торможение потока происходит непосредственно в трубке, и возникающее полное давление регистрируется манометром. Угол нечувствительности данного насадка - ±13. Это позволяет, не предъявляя жестких требований к расположению насадка в потоке, получать достаточно точные результаты измерений давления. Диаметр приемного отверстия составляет 0,2 мм. В координатнике зонд крепится за стальную державку диаметром 10 мм. Соединительный штуцер зонда выполнен под резиновую трубку диаметром 4 мм. Особенное внимание при изготовлении было уделено приемным отверстиям. Рабочие торцы микротрубки шлифовались на алмазном круге, после чего внутренняя кромка отверстия обкатывалась на полировальном конусе, в результате чего она несколько притуплялась. Во избежание засорения микротрубок приемная часть зонда после проведения измерений закрывалась чехлом. Периодически проводилась технологическая процедура промывки зонда спиртом для удаления загрязнений, которые могли возникнуть во время измерений.
Для аэродинамических измерений характеристик потока вдоль исследуемых каналов применялся зонд типа 2 (рис. 4.2). Зонд имеет длину 420 мм. Приемная часть зонда расположена параллельно оси трубки и 88 состоит из двух микротрубок, выполненных из нержавеющей стали Я IT, наружный диаметр которых составлял 0,4 мм, а диаметр приемных отверстий 0,3 мм. Микротрубки закреплены в специальной головке на расстоянии между осями 1,4 мм.
Зонд типа 3 был установлен стационарно во входной части экспериментальной установки (рис. 4.8), его геометрические размеры представлены на рис. 4.2. Диаметр приемного отверстия 0,6 мм. Наружный диаметр трубки 5 мм. Угол нечувствительности составляет ± 13.
Статическое давление на стенках во входном участке и исследуемых каналах измерялось простейшими приемниками статического давления, представляющих из себя дренажные отверстия с диаметром приемных отверстий d = 0,8 мм и фаской h = 0,6 мм под углом 90, установленные заподлицо с обтекаемой поверхностью и перпендикулярно ей (рис. 4.3).
Наличие дренажного отверстия на стенке приводит к возмущению потока в пограничном слое в окрестности этого отверстия и, следовательно, к искажению измеренного статического давления Ризм относительно истинного Рист. Величина ошибки измерения статического давления зависит от размера и формы дренажного отверстия. С уменьшением диаметра приемного отверстия погрешность уменьшается, и при d-»0 измеренное статическое давления Ризм приближается к истинному РИ(ГГ (рис. 4.4).
