Содержание к диссертации
Введение
1. Транспортные ГТД, состояние проблемы и цели исследования.,.10
2. Математическое моделирование процессов теплообмена между потоками теплоносителей в роторном теплообменнике с ленточно-щелевыми каналами теплопередающей матрицы 33
2.1. Конструктивная схема теплопередающего пакета 33
2.2. Расчётная модель теплопередающего пакета 100 37
2.3. Методика проведения численного эксперимента 42
2.4. Моделирование стационарного процесса теплопередачи 42
2.5. Моделирование теплопередачи в роторном теплообменнике 46
2.6. Выводы 51
3. Разработка математической модели и программы расчёта климатических характеристик транспортного регенеративного ГТД с регулируемым сопловым аппаратом 58
3.1. Методика расчёта климатических характеристик двухвального регенеративного ТГТД 58
3.1.1. Используемые допущения 60
3.1.2. Алгоритм расчёта климатических характеристик двухвального транспортного регенеративного ГТД 65
3.2. Исследование характеристик ТГТД в широком диапазоне температур атмосферного воздуха 70
3.3. Выводы 75
4. Математическое моделирование течения воздуха в решётке регулируемого направляющего аппарата 80
4.1. Объект исследования. Расчётная модель 80
4.2. Результаты математического моделирования течения воздуха в каналах РНА компрессора 90
4.3. Выводы 103
5. Исследование характеристик двухвального регенеративного транспортного ГТД 104
5.1. Объект исследования 104
5.1.1. Техническая характеристика ТГТД 104
5.2. Установка для проведения экспериментального исследования двигателя 105
5.3. Методика проведения испытаний 109
5.4. Измеряемые параметры и приборы 110
5.4.1 .Измерительные приборы 112
5.5. Обработка результатов исследований 113
5.6. Точность экспериментальных результатов 115
5.1. Экспериментальное исследование характеристик регенеративного
транспортного ГТД с регулируемым сопловым аппаратом силовой турбины и регулируемым направляющим аппаратом центробежного
компрессора 119
5.8. Выводы 125
Вводы по работе. 127
Список литературы
- Конструктивная схема теплопередающего пакета
- Моделирование стационарного процесса теплопередачи
- Результаты математического моделирования течения воздуха в каналах РНА компрессора
- Установка для проведения экспериментального исследования двигателя
Введение к работе
Разработка и освоение транспортных газотурбинных двигателей (ТГТД) является одной из важных государственных задач. Речь в первую очередь идет о применении ТГТД для наземного транспорта.
Наземному транспорту, играющему важнейшую и все возрастающую роль в экономике промышленно развитых стран, требуются* силовые установки с увеличенной габаритной и массовой мощностью, минимальной токсичностью, приспособленные для тяжелых условий эксплуатации. Все более мощные двигатели требуются сельскохозяйственным машинам, локомотивам, а также транспортной и строительной техники используемой-на открытых разработках полезных ископаемых. В России с ее огромными расстояниями, холодным климатом на значительной части экономически перспективной территории нужда в таких силовых установках особенно велика.
Особо следует отметить, что существенный экономический эффект обещает дать изменение газотурбинных двигателей на грузовых автомобилях. Они особенно перспективны для автопоездов, карьерных самосвалов и грузовых автомобилей, эксплуатируемых на Севере.
Весьма перспективным представляется использование газотурбинных двигателей в составе гибридных силовых установок транспортных средств.
Опыт показывает, что газотурбостроение для наземного транспорта, имеющее за своими плечами более 40 лет интенсивных разработок различных моделей ТГТД и их испытаний на локомотивах, тракторах и автомобилях различного типа все еще не смогла создать двигатель, отвечающий требованиям наземного транспорта.
Решающей мере это объясняется- тем, что в течение длительного времени ТГТД создавались по нормам авиационного и энергетического газотурбостроения, не учитывающим многих специфических требований потребителей - локомотива, трактора, автомобиля. Так, например, только на
потребителей - локомотива, трактора, автомобиля. Так, например, только на автомобиле газовая турбина практически все время работает на переменных режимах, причем ее отрицательная (тормозная) мощность достигает 80 % от номинальной, а температура атмосферного воздуха может колебаться в широком диапазоне: от -50 С до +40 С. Наземному транспорту требуются двигатели с чрезвычайно низкой токсичностью выхлопа и сроком службы не менее 25-30 тыс. часов при невысокой стоимости производства и обслуживания. Теория* и опыт показали также, что транспортное применение требует существенного' изменения конструкции и программ регулирования ГТД. Во всех предложенных схемах ТГТД реализуются регенеративные циклы.
В целом< опыт показал, что ТГТД могут стать эффективными силовыми установками наземного транспорта лишь в том случае, если их расчет и конструирование будут существенно отличаться от расчета и конструирования хорошо освоенных газотурбинных установок других типов.
Данная работа и посвящена теоретическому обоснованию и реализации некоторых методов улучшения показателей газотурбинных двигателей наземного транспорта.
Освоению ТГТД мешает целый ряд затруднений, среди которых на первом месте находится отсутствие надежного, высокоэффективного теплообменника со стабильными эксплуатационными характеристиками в течении заданного срока службы. Разработка теплообменника-регенератора является одной из важнейших задач транспортного газотурбостроения.
Для малоразмерных ТГТД (мощностью до 500 кВт) с точки зрения габаритно-массовых показателей наилучшим образом соответствуют роторные (вращающиеся) теплообменники. Среди них оригинальным и многообещающим является освоение дисковых теплообменников, впервые созданных на Горьковском автозаводе (ГАЗ).
Эти теплообменники имеют не сплошную теплопередающую матрицу, а набор отдельных теплопередающих элементов (пакетов), через которые
попеременно проходят теплоносители (воздух и газ). Основная идея этих теплообменников заключается в том, что в такой конструкции можно обеспечить надежную работу уплотнений по гладким металлическим дискам, а не непосредственно по торцам каналов теплопередающей поверхности сплошных матриц, как это имеет место в теплообменниках другого типа. С момента их создания и по настоящее время, по своей работоспособности эти теплообменники являются одним из лучших и перспективных. Вместе с тем
I j
эксплуатация таких теплообменников выявила два существенных недостатка, а именно - засоряемость каналов сетчатой матрицы и уменьшение степени регенерации вследствие неравномерного распределения теплоносителей по каналам 'теплообмена. Каждый теплопередающий пакет такого теплообменника представляет собой теплогидравлическую систему с принципиально неравномерным' распределением потоков по фронту конического теплопередающего пакета, что существенно влияет не только на величину гидравлического сопротивления, но и на тепловую эффективность теплообменника в целом. Речь идет о z-схеме подвода теплоносителей к матрице. Эта схема является наименее рациональной схемой подсоединения раздающего^ и сборного коллекторов относительно матрицы: Применение z-схемы расположения коллекторов, размещенных внутри каждой секции теплообменника повлекло за собой также использование сверхмелкоячеистой сетки, что отрицательно отразилось на засоряемости пакетов.
Важной проблемой при освоении ТГТД является также реализация достаточно простыми средствами эффективного климатического регулирования в широком диапазоне температур атмосферного' воздуха, вплоть до -50 С. Такой подход позволяет реализовать, термодинамические преимущества при эксплуатации ТГТД в зимних условиях и получить существенную1 экономию топлива. Эта ситуация и определила актуальность и характер данного исследования.
В нем рассматривается способ модернизации роторного каркасного теплообменника путем замены конических теплопередающих пакетов,
изготовленных из мелкоячеистой сетки, на ленточно-щелевые цилиндрические пакеты с гладкими стенками. Для определения теплогидравлических характеристик цилиндрических ленточно-гцелевьгх пакетов использовался метод численного моделирования, адаптированный к условиям нестационарного процесса теплообмена в теплопередаюгцем пакете роторного теплообменника.
С целью реализации эффективного климатического регулирования ТГТД регенеративного типа использован способ закрутки потока на входе в центробежный компрессор. Разработана модель двухвального ТГТД с теплообменником, одноступенчатым центробежным компрессором, регулируемым сопловым аппаратом на тяговой турбине и регулируемым направляющим аппаратом на входе в компрессор.
Цель работы заключается в исследовании тепловых и гидравлических характеристик ленточно-щелевых цилиндрических теплопередающих пакетов роторного теплообменника, определения і основных показателей теплообменника, а также разработка методики расчета характеристик регенеративного ТГТД с закруткой потока воздуха на входе в компрессор для улучшения топливной экономичности в широком диапазоне температур атмосферного воздуха и в создании на основе этих исследований научной базы для совершенствования экономических и эксплуатационных характеристик ТГТД.
Научная значимость работы определяется тем, что автором разработана расчетная математическая модель течения теплоносителей в секциях теплообменника с учетом нестационароности теплообмена, определены основные термодинамические показатели теплообменника. Разработана математическая модель двухвального регенеративного ТГТД с регулируемым направляющим аппаратом на входе в компрессор. Это позволило понять основные закономерности изменения характеристик ТГТД с закруткой потока на входе в компрессор при изменении температуры
Достоверность полученных результатов подтверждена
экспериментальными исследованиями ТГТД, а также анализом показателей ТГТД с теплообменниками, проверками на адекватность результатов численного моделирования, сопоставлением с широко опубликованными надежными'данными физического моделирования течения теплоносителей в каналах теплообмена, а также влияния закрутки потока на входе в компрессор на изменение характеристик компрессора.
Практическая значимость работы.
В' результате* исследований удалось показать правильность теоретических расчетов, и разработать ряд методов; существенно улучшающих эффективность, надежность и стоимость теплообменников секционного типа, позволяющих улучшить топливную экономичность ТГТД введением закрутки потока на входе в компрессор.
Апробация, работы. Результаты работы докладывались и обсуждались на ВсероссийскойМежвузовской конференции.
«Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели», посвященной 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана и 55-летию кафедры Э-3 (г. Москва, 2004 г.)
На 49-й научно-технической конференции Ассоциации автомобильных инженеров «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров», посвященной'140-летию МГТУ «МАМИ» (г. Москва,, 2005 г.)
Диссертационная работа была заслушана и одобрена на заседании кафедры «Транспортные газотурбинные двигатели» МГТУ «МАМИ» (2005
г.)
Публикация. Основное содержание работы изложено в четырёх статьях:
Содержание работы. Диссертационная работа состоит из пяти глав.
В первой главе сделан обзор литературных источников по современному состоянию, перспективам развития и применения ТГТД, проведен анализ состояния проблем и сформулированы задачи исследования.
Во второй главе автором обосновывается целесообразность использования ленточно-щелевых каналов в качестве теплопередающей поверхности в секциях роторного теплообменника, излагается методика проведения численного эксперимента для определения теплогидравлических характеристик цилиндрических пакетов, приведенные результаты математического моделирования.
В третьей главе излагается методика расчета климатических характеристик ТГТД с регулируемым сопловым аппаратом тяговой турбины и регулируемой закруткой воздуха на входе в компрессор, приведены результаты численного моделирования.
Четвертая глава содержит результаты численного эксперимента, в котором исследовалось течение потока воздуха в регулируемом направляющем аппарате центробежного компрессора.
Пятая глава посвящена экспериментальному исследованию климатических характеристик регенеративного ТГТД. В заключении приводятся основные выводы по данной работе.
Конструктивная схема теплопередающего пакета
В разделе 1 было показано, что наиболее острой проблемой, с которой продолжают иметь дело разработчики малоразмерных ТГТД, является создание теплообменника с высокой стабильностью эксплуатационных характеристик. Так основной проблемой, которую так и не смогли решить создатели одного из лучших транспортных ГТД (GT-601, «Гарретт») являлась нестабильность его эксплуатационных характеристик, вызванных засорением теплообменника (у двигателя GT-601 через 60 часов работы расход топлива повышался на 10 %).
В малоразмерных ГТД (до 400-500 кВт) наиболее часто применяется роторный теплообменник вследствие его высокой теплогидравлической эффективности при малых размерах и потенциально меньшей склонности к засорению, по сравнению с теплообменниками с неподвижной матрицей.
Основным недостатком и собственно проблемой вращающегося теплообменника являются утечки воздуха высокого давления через газовоздушные уплотнения.
Наиболее радикально эта проблема решается в каркасных теплообменниках типа ГАЗ [17], в которых уплотнения работают не по пористой теплопередающеи матрице, а по плоским металлическим дискам каркаса.
В качестве матрицы в таких теплообменниках используются сетчатые конические теплопередающие пакеты, (рис 2.1.) Исходя из перечисленных выше проблем нестабильности эксплуатационных характеристик таких теплообменников, представляется весьма интересным рассмотрение в качестве теплопередающих элементов каркасного теплообменника цилиндрических теплопередающих элементов с щелевыми каналами, образованными намоткой металлической плоской ленты в рулон (рис. 2.1).
Проблемы малых тепловых деформаций каркаса в случае применения цилиндрических пакетов может быть решена либо посредством введения системы мер конструкционного порядка [63], либо за счет выполнения каркаса из керамики. Вместе с тем в отличие от конического, цилиндрический элемент будет иметь практически равномерное распределение расходов теплоносителей по теплопередающим поверхностям. Кроме того, в случае цилиндрического пакета наличие пустых объемов в кармане каркаса теплообменника не требуется, и пакет может занимать весь объем ячейки каркаса.
Следствием этого является больший гидравлический диаметр цилиндрического пакета по сравнению с коническим, что вместе с прямолинейным характером течения теплоносителей в цилиндрическом элементе должно обеспечивать его существенно более низкую засоряемо сть, а упрощение конструкции и формы исходного материала позволит снизить стоимость теплообменника.
Стационарные процессы передачи тепла и течения в щелевых каналах достаточно хорошо исследованы [18-30]. Однако, использование результатов этих исследований для расчета аналогичных процессов в пакете роторного теплообменника может давать значительные погрешности, в связи с резкой нестационарностью течения и передачи тепла в нем. Исследованию теплогидравлических процессов в щелевых цилиндрических элементах роторного теплообменника и посвящен данный раздел.
В качестве объекта исследования взят цилиндрический пакет для роторного теплообменника транспортного газотурбинного двигателя мощностью 300 кВт. Габариты секции и число их при произведении численного эксперимента были приняты такими же, как и в реальном теплообменнике.
Теплопередающий пакет представляет собой свернутый из металлической ленты шириной L и толщиной А цилиндр с зазором S между соседними слоями. Теплоноситель протекает по зазорам вдоль направления L. Материал ленты сталь 12Х18Н9Т. Диаметр пакета D=69 мм, высота пакета (ширина ленты) 1 = 145 мм, толщина ленты Д=0.1 мм, ширина щели 8=0,5 мм. Внешний вид пакета показан на рис. 2.2. На рис. 2.3. показан увеличенный фрагмент с условно вырезанным сектором.
Моделирование стационарного процесса теплопередачи
Исходные данные при выполнении расчётов брались следующие: 1. Температуры газа и воздуха на входе в модель - ТГо = 696 С; tBo=195C. 2. Расход воздуха и газа через расчётную модель находятся по 2 G F 2 G F зависимостям GM, = ro M \GKm = BO M , ш z Fn m z Fn где: Gro=l,95 кг/с, GBo=2 кг/с - расходы газа и воздуха на номинальном режиме через теплообменник; z - число пакетов в теплообменнике; Fn - площадь пакета на входе; FM - площадь на входе в расчётную модель (рис 2.8.); 3. Статическое давление газа на выходе из пакета - 101300 Па; 4. Статическое давление газа на входе в пакет - 405200 Па.
Результаты расчета теплогидравлических процессов в цилиндрическом пакете роторного теплообменника приведены на рис. 2.9, 2.10. а) и б) 2.11. а) и б).
По графикам, представленным на рис. 2.9., можно проследить процесс выхода теплообменника на установившийся режим работы. Как видно из рисунка, температура концов пластин двух соседних- второй.(охлаждения или нагрева) практически одинакова при г = 50 сек. Более точное определение установившегося режима по сформулированному выше критерию дает цифру 60 сек.
Перепад статического давления на расчетной модели с течением времени (с поворотом диска теплообменника) в связи с отводом и подводом тепла растет на газовой стороне теплообменника и падает на воздушной соответственно (рис. 2.10. а, б). Очевидно, что во время работы на диске теплообменника установятся средние значения перепадов давления на рисунках 2.10. а, б): — на газовой стороне 5600 Па — на воздушной стороне 2000 Па. Соответствующие им относительные потери статического давления по газовой стороне теплообменника составят Д Г= Арг -100 = 5,2% где: В=101300 Па - атмосферное давление. Эта величина вполне соответствует потерям давления в теплообменнике с коническими теплопередающими элементами, находящимися в пределах 4 = 5.5 4-6,5% [35].
Расчет тепловой эффективности теплообменника проводился по величине переданного тепла в цилиндрическом пакете воздуху и, для проверки, по отведенному теплу от газа: О т = -гЧгде У/ о - степень регенерации теплообменника Q количество переданного тепла в теплообменнике Qp =Gr -ср(Тг0 Тв0) - располагаемое тепло. v_ Количество переданного в теплообменнике тепла определялось по расчетным зависимостям температур газовоздушных потоков на выходе из пакета - /5(г) и tr{r) (рис. 2.11. а, б).
Полученное значение степени регенерации теплообменника с цилиндрическими пакетами составило 86 %. Как показано в [35] степень регенерации каркасного теплообменника с коническими тепло передающими элементами тоже равна 86 %, но без учета неравномерности расходов газа и воздуха по фронту конического элемента. По оценкам, изложенным в работе [35] учет неравномерности расходов приводит к снижению степени регенерации на 2 %.
При оценке напряженного состояния пакета желательно располагать распределением температур в матрице теплообменника. На рис. 2.12. 2.13. представлено изменение температурного поля пластин модели при продувке газом и воздухом за промежутки времени /=0; 1; 2,15 с.
По полученным распределениям температур были определены напряжения в ленте цилиндрического пакета с помощью конечно-элементного комплекса «ANSYS». Их величины оказались весьма малы (менее 2,2 МПа).
Программный комплекс CFX 5.6 позволил получить также поле скоростей в канале модели (рис. 2.14). Обращает на себя внимание струйный, слоистый характер течения, без застойных зон, что предопределяет большую стабильность эксплуатационных характеристик, чем вихревое течение через сетчатые матрицы.
Разработанная методика расчета течений с использованием газодинамического конечно-элементного программного комплекса CFX 5.6 позволяет оптимизировать габаритно-массовые показатели теплопередающих пакетов с щелевыми каналами. В качестве варьируемых параметров могут быть использованы: толщина ленты, ширина щели, диаметр и высота пакета и их число. Исследования показали, что приведенные размеры пакета близки к оптимальным как по теплогидравлической эффективности, так и по габаритно-массовым показателям в соответствии с условиями постановки задачи в данной работе, а именно - использование цилиндрических пакетов в размерах секций реального роторного теплообменника.
Более широкие возможности использования разработанной методики расчета течений открываются при оптимизации параметров роторного теплообменника для создания транспортного ГТД.
1. Разработана и проверена на адекватность методика расчета течения теплоносителей в пакете роторного теплообменника с ленточно-щелевыми каналами.
2. Полученные на основании численного эксперимента расчетные значения тепловой эффективности и относительного перепада статического давления на газовой стороне каркасного теплообменника с щелевыми цилиндрическими теплопередающими пакетами составили стг=86 % и Арг = 5.2% соответственно, что эквивалентно коническим теплопередающим элементам без учета неравномерности распределения в них расходов теплоносителей.
3. Согласно расчетам, замена в каркасном теплообменнике сетчатых конических теплопередающих пакетов на цилиндрические ленточно-щелевые обеспечит при тех же габаритных размерах и гидравлическом сопротивлении повышение примерно на 2 % степени регенерации за счет равномерного распределения теплоносителей по фронту в цилиндрических теплопередающих пакетах.
4. Использование в каркасном теплообменнике щелевых цилиндрических теплопередающих пакетов уменьшит засоряемость и повысит стабильность эксплуатационных свойств теплообменника.
5. Упрощение конструкции и использование более дешевого исходного материала для изготовления матрицы обеспечит существенное уменьшение стоимости роторного теплообменника.
Результаты математического моделирования течения воздуха в каналах РНА компрессора
Результаты расчетов - это поля полного давления в выходных сечениях расчетных моделей приведены на рис. 4.5 4.12. В результате обработки данных полей полного давления на рис. 4.13 построены зависимости коэффициента восстановления полного давления в решетках РНА в зависимости от выходного конструктивного угла профиля ajK. Как видно из рисунка, решетка с разрезными профилями РНА имеет меньшие потери полного давления во всем расчетном диапазоне поворота лопаток, в том числе и при aiK=90. Последнее объясняется тем, что поток воздуха натекает на разрезную лопатку под одним и тем же углом вне зависимости от поворота хвостовика и профиль разрезной лопатки выполнен более тонким, чем неразрезной. Величины потерь полного давления в решетке разрезных лопаток весьма невелики - в диапазоне углов аік=90-т-70 коэффициент восстановления полного давления изменяется от 0,996 до 0,988 соответственно.
По значениям коэффициентов восстановления полного давления стрна в решетках РНА были определены коэффициенты потерь где: Лі - средняя приведенная скорость потока на среднем радиусе выходного сечения расчетной модели РНА.
Полученная зависимость -/(а1к) приведена на рис. 4.14. Здесь же показана экспериментальная кривая = f(alK), полученная в результате продувок решетки неразрезных лопаток симметричного профиля [56]. Как видно из рисунка, характеры протекания расчетной и экспериментальной зависимостей весьма близки. Различие в абсолютных значениях коэффициента потерь (-25%) можно объяснить дополнительными потерями в радиальных зазорах по каналам поворотных лопаток, имевших место в физическом эксперименте. Влияние перетечек воздуха через щель между хвостовиком и неподвижной.частью лопаток показано на рис. 4.15. Как видно из рисунка, в случае отсутствия перетечек (щель закрыта) потери в РНА снижаются. В данном случае уменьшение потерь невелико вследствие того, что взятая ширина зазора в рассматриваемой решетке РНА весьма мала - 5=0,1 мм
Анализ углов выхода потока из разрезных и неразрезных решеток РНА показывает праісгически полное их совпадение с соответствующими конструктивными углами профилей а1к (см. таблица 4.1).
1. РНА с разрезными лопатками имеют существенно более низкие потери (в диапазоне а1к=60ч-90 в среднем более чем на 25 %) по сравнению с РНА с неразрезными лопатками.
2. Влиянием перетечек воздуха через зазор в РНА с разрезными лопатками на потери в практически важном диапазоне ширины щели =0,0б3между Ь подвижной и неподвижной частями лопаток можно пренебречь.
3. Изменение полного давления в разрезных решетках РНА в диапазоне аік=70-г90 менее 1 % и соответственно их влиянием на приведенные в главе 2 климатические характеристики ГТД можно пренебречь.
4. Получено удовлетворительное совпадение потерь энергии в неразрезных решетках РНА, которые получены в процессе математического и физического моделирования, что свидетельствует о достоверности результатов численного эксперимента.
Объект настоящего исследования-автомобильный ГТД (АГТД) ГАЗ 9021-03. Он отличается от базового двигателя второго поколения ГАЗ-902 небольшими конструктивными изменениями улучшающими технологичность двигателя. Двигатели этого семейства (ГАЗ-902) преимущественно предназначались для установки на автотягачах 6x4 в составе автопоезда с 2-х и 3-х осными прицепами полной массой 42-48 т.е., на полноприводных автомобилях повышенной проходимости типа бхб и 8x8 с полной массой до 30-31 т.е. Предполагалось многоцелевое использование моделей семейства АГТД (ГАЗ-902) в качестве силовых установок мощных тракторов, например, типа К-701; комплекса строительно-дорожных машин, силовых агрегатов энергоузлов и в ряде других случаев.
Техническая характеристика ТГТД. Модель ГАЗ 9021-03 Тип двигателя газотурбинный, двухвальный, с регенерацией тепла отработавших газов и регулируемой проточной частью Мощность номинальная, кВт 270 (при нормальных атмосферных условиях и в комплектности по ГОСТу 14846-69) Частота вращения выводного вала, об/мин. - номинальная 2700; - максимальная 3200. Основной вид топлива дизельное по ГОСТу 305-73 По согласованию с потребителем было предусмотрено использование любых сортов жидкого и газообразного топлива, исключая длительную работу на этилированных сортах бензина. Общий вид ТГТД представлен на рис. 5.1.
Установка для проведения экспериментального исследования двигателя
Целью исследований была проверка на достоверность разработанной математической модели и программы расчета климатических характеристик ТГТД с РСА силовой турбины и РИА одноступенчатого центробежного компрессора.
Как было указано выше, при проведении эксперимента снимались только скоростные характеристики двухвального ГТД. При этом на входе в компрессор могла быть закрутка потока воздуха, которая создавалась сменными осевыми решетками лопаток - направляющими аппаратами (рис. 5.5), устанавливаемыми непосредственно перед колесом компрессора. Величины углов закрутки потока на входе в компрессор лежали в диапазоне арна=82-И?8 . Исходя из практических возможностей, характеристики ТГТД снимались в диапазоне температур окружающей среды tH=+l-H-20C. На всех режимах работы двигателя температура газа перед силовой турбиной поддерживалась постоянной и равной 1140 К.
На основании экспериментальных данных по скоростным характеристикам определялись оптимальные (по удельному расходу топлива) нагрузочные характеристики ТГТД, которые представлены на рис. 5.6. Как видно из сопоставления опытных и расчетных параметров, результаты испытания двигателя и математического моделирования достаточно близко совпадают друг с другом.
Важно отметить, что вполне удовлетворительное совпадение с результатами численного эксперимента имеют и линии совместных режимов работы турбин и компрессора двигателя, как это следует из рассмотрения характеристик, представленных на рис. 5.7, где использованы экспериментальные характеристики одноступенчатого центробежного компрессора с различной закрутка потока воздуха на его входе. Сравнение результатов испытаний ТГТД и математического моделирования также показало хорошее совпадение параметров при выявлении влияния угла закрутки потока на входе в компрессор на величину номинальной частоты вращения ротора турбокомпрессора. Так, как это показано на рис. 5.8, на режиме номинальной мощности закрутка потока воздуха на входе в компрессор, например, на 8 градусов обеспечивает снижение частоты вращения ротора турбокомпрессора более, чем на 3,5 %, что хорошо совпадает с данными математического моделирования, турбокомпрессора от угла закрутки воздуха на входе в компрессор при номинальном значении эффективной мощности.
Результаты экспериментального исследования характеристик двухвального регенеративного ТГТД с РСА силовой турбины и РНА на входе в одноступенчатый центробежный компрессор не выявили существенных отклонений в величинах соответствующих параметров климатических характеристик ТГТД, полученных на основании математического моделирования, что указывает на их достаточную достоверность.
1. Разработана и проверена на адекватность методика расчёта течения теплоносителя в канале каркасного роторного теплообменника с ленточно-щелевыми каналами. Полученные на основании численного эксперимента значения теплогидравлической эффективности теплообменника (степень регенерации 86% и относительное гидравлическое сопротивление в газовых каналах 52%) - указывают на то, что по показателем теплогидравлической эффективности пакеты с ленточно-щелевыми каналами эквивалентны пакетам с коническими сетчатыми матрицами.
2. Использование в каркасном роторном теплообменнике ленточно-щелевых цилиндрических теплопередающих элементов уменьшает засоряемость каналов и тем самым повышает стабильность эксплуатационных свойств теплообменника. Использование более дешёвого исходного материала для изготовления матрицы, а также упрощение конструкции обеспечивает существенное уменьшение стоимости роторного теплообменника ;
3. Разработана, методика и программа1 расчёта климатических характеристик транспортного регенеративного1 ГТД с регулируемым сопловым аппаратом силовой турбины и регулируемой закруткой воздуха на входе в компрессор
4. Показано, что применение закрутки потока воздуха на входе в одноступенчатый центробежный компрессор ТГТД;способствует улучшению топливной экономичности двигателя в широком диапазоне температур атмосферного воздуха и обеспечивает получение номинальной мощности двигателя при высоких летних температурах атмосферного воздуха без повышения частоты вращения ротора турбокомпрессора
5. Исследование течения потока воздуха в решётка регулируемых направляющих аппаратах центробежного компрессора позволило выявить закономерности изменения потерь работоспособности рабочего тела Б зависимости от угла закрутки потока. Установлено, что в решётке разрезных лопаток потери полного давления в потоке воздуха ниже, чем в решётке неразрезных лопаток симметричного профиля.
6. Результаты экспериментального исследования характеристик двухвального регенеративного ТГТД с РСА силовой турбины и РНА на входе в одноступенчатый центробежный компрессор подтвердили корректность разработанной методики расчёта климатических характеристик ГТД.
7. Повышение стабильности работы роторного теплообменника за счёт применения гладких ленточно-щелевых поверхностей теплообмена и введения регулируемой закрутки потока воздуха на входе в компрессор с целью реализации эффективного климатического регулирования способствуют улучшению эксплутационных характеристик транспортных регенеративных ГТД.
