Теплообмін та гідродинаміка повітряного потоку у круглій трубі при похило-тангенційній закрутці

Размещено на http://www.allbest.ru/

НАЦІОНАЛЬНА АКАДЕМІЯ НАУК УКРАЇНИ ІНСТИТУТ ТЕХНІЧНОЇ ТЕПЛОФІЗИКИ

05.14.06- Технічна теплофізика та промислова теплоенергетика

УДК 532.551:536.244

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

ТЕПЛООБМІН ТА ГІДРОДИНАМІКА ПОВІТРЯНОГО ПОТОКУ У КРУГЛІЙ ТРУБІ ПРИ ПОХИЛО-ТАНГЕНЦІЙНІЙ ЗАКРУТЦІ

ДАШЕВСЬКИЙ ЮРІЙ

ЯКОВИЧ

Київ - 2011

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Інституті технічної теплофізики Національної академії наук України, м.Київ

Науковий керівник: доктор технічних наук, професор, член-кореспондент НАН України Халатов Артем Артемович,

Інститут технічної теплофізики Національної академії наук України, Завідуючий відділом високотемпературної термогазодінаміки,

Лауреат наукових премій НАН України ім. акад. В.І. Толубінського і акад. Г.Ф Проскури, міжнародної премії НАН Білорусі ім. акад. А.В. Ликова

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор Шевцов Анатолій Павлович, Національний університет кораблебудування імені адмірала Макарова, кафедра технічної теплофізики і суднових паровиробних установок доктор технічних наук, доцент Туз Валерій Омелянович, Національний технічний університет України «КПІ», кафедра атомних електричних станцій і інженерної теплофізики

Захист відбудеться «____» 2011 р. о годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 26.224.01 в Інституті технічної теплофізики НАН України за адресою: 03057, м. Київ, вул. Желябова, 2а.

З дисертацією можна ознайомитися у бібліотеці Інституту технічної теплофізики НАН України за адресою: 03057, м. Київ, вул. Желябова, 2а.

Автореферат розіслано «» квітня 2011 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради кандидат технічних наук О.І. Чайка

1. ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Закрутка потоку використовується в багатьох технічних пристроях - газових пальниках, камерах згоряння, вихрових топках, форсунках, циклонах, вихрових трубах, що забезпечує значну інтенсифікацію тепло- і массообміних процесів в цих пристроях.

Підвищення інтенсивності теплообміну робить перспективним використання закручених потоків і в таких пристроях, як охолоджувані лопатки газових турбін газотурбінних двигунів. Цей спосіб охолодження називається «циклонним», передбачає створення закрутки потоку в каналі охолодження круглого перетину (круглій трубі) за рахунок тангенційного підведення охолоджувача. Реалізація цього способу можлива при відносно простій технології виготовлення лопаток. Відомо, що циклонні системи охолодження лопаток розробляються низкою закордонних фірм, і в даний час ведуться роботи по їх вдосконаленню в напрямку інтенсифікації теплообміну при прийнятних гідравлічних втратах.

З попередніх досліджень відомо, що на теплообмін і гідравлічний опір закрученого потоку значний вплив спричиняє спосіб організації закрутки потоку, а також особливості формування входу та виходу потоку з каналу, які за своєю суттю є граничними умовами. З конструктивних обмежень в лопатках турбін найбільш сприятливою є похило-тангенційна (ПТ) закрутка потоку. Випуск повітря з каналу найбільш доцільно виконувати у вихідну кромку лопатки (зону з найменшим тиском), тобто з поворотом на виході. Крім того, з попередніх досліджень відомо, що при тангенційному підведенні потоку у початковій дільниці круглого каналу створюється застійна зона з малою інтенсивністю теплообміну, і для запобігання перегріву цієї зони в неї доцільно подавати додатковий потік супутньо-закрученого (СЗ) повітря. Підведення додаткового СЗ струменю повітря на вході та поворот потоку на виході з каналу формують складні граничні умови, вплив яких на теплообмінні та гідравлічні характеристики потоку досі не досліджено. Дослідження особливостей ПТ закрутки потоку також обмежені. Таким чином, для використання закручених потоків в системах «циклонного» охолодження лопаток та інших подібних пристроях необхідні подальші дослідження характеристик закручених потоків, зокрема вивчення впливу вказаних факторів та отримання відповідних залежностей. Необхідність отримання нових крітеріальних і апроксимуючих залежностей в області теплообміну і гідродинаміки закрученого потоку в круглій трубі при ПТ закрутці та складних граничних умовах визначає актуальність теми дисертації.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. В дисертаційній роботі наведено результати досліджень, які проводились відповідно до:

- наукового напрямку відділу високотемпературної термогазодинаміки Інституту технічної теплофізики Національної академії наук України за держбюджетною темою 1.7.1.817 «Термогазодинаміка вихрових та закручених потоків і її додаток до систем охолодження і регенераторів теплоти промислових газотурбінних установок», державний реєстраційний номер теми 0109U001510;

- з планом науково-дослідних та дослідно-конструкторських робіт ЦНДДКР «Машпроект» Державного підприємства науково-виробничий комплекс газотурбобудування «Зоря»-«Машпроект» за темою «Повышение ресурса и надежности двигателей типа ДН80»;

- при виконанні господарчого договору № 035/05-НТ от 14.03.2007 «Внедрение системы внутреннего циклонного охлаждения рабочих лопаток турбины ГТД».

Мета дослідження. Мета роботи - визначення закономірностей у вигляді критеріальних залежностей з інтенсифікації теплообміну, а також з гідродинамічних характеристик закрученого потоку повітря у круглій трубі (каналі) з похило-тангенційною закруткою при складних граничних умовах на вході та виході.

Для досягнення поставленої мети в роботі були сформульовані та вирішені наступні завдання наукового дослідження:

- створити експериментальний стенд (установку) для дослідження теплообміну та гідродинаміки в круглому каналі з ПТ закруткою потоку (кут до осі завихрювача в = 60 0), підведенням СЗ круглого струменю повітря в торець каналу під кутом 45 0до його осі і поворотом потоку на виході під кутом 90 0;

- вивчити теплообмін та гідродинаміку в каналі з відкритим виходом та одним ПТ завихрювачем, визначити вплив на ці характеристики підведення додаткового СЗ струменю повітря в торець каналу, а також повороту потоку на виході;

- вивчити теплообмін та гідродинаміку в каналі з двома розподіленими по довжині ПТ завихрювачами та поворотом потоку на виході на 90 0, вивчити вплив додаткового підведення СЗ круглого струменю повітря в торець каналу;

- узагальнити результати досліджень, одержати рівняння подібності, які визначають локальний та середній теплообмін та гідродинаміку в круглому каналів з ПТ закруткою, а також в області завихрювачів;

- виконати порівняльний аналіз досліджених схем з теплообміну, гідравлічного опору та фактору аналогії Рейнольдса, порівняти одержані теплогідравлічні характеристики з даними для інших методів інтенсифікації теплообміну, з'ясувати можливості практичного використання циклонного охолодження замість мікрооребрення.

Об'єкт дослідження - процеси теплообміну та гідродинаміки в круглій трубі (каналі) в умовах ПТ закрутки потоку повітря при складних граничних умовах на вході та виході.

Предмет дослідження - параметри і характеристики ПТ закрутки потоку повітря, яка створюється одним або двома завихрювачами при складних граничних умовах на вході та виході.

Метод дослідження - фізичний експеримент з вимірюваннями тисків та перепадів тисків, витрат повітря, поверхневих кутів закрутки потоку, температур стінок та повітря, теплових потоків з узагальненням одержаних дослідних даних на основі теорії подібності.

Наукова новизна одержаних автором результатів полягає у наступному:

- вперше для умов ПТ закрутки при складних граничних умовах одержані комплексні дані, а саме узагальнюючі рівняння подібності (залежності факторів підвищення інтенсивності теплообміну та гідравлічного опору від тангенсу кута закрутки на стінці), які характеризують локальний і середній теплообмін та гідродинаміку в каналі, включаючи область завихрювача, а також дані з гідравлічних опорів каналу, завихрювачів та вихідного повороту;

- вперше при дослідженнях ПТ закрутки визначено, що коефіцієнт гідравлічного опору вихідного повороту при течії закрученого потоку і підведенні додаткового СЗ струменю повітря в торець каналу в кількості від 0 до 12% від сумарної масової витрати повітря нижче, ніж для осьового потоку, причому зростання інтенсивності закрутки в каналі призводить до його зменшення;

- вперше показано, що підведення додаткового СЗ струменю повітря в торець каналу для виключення застійної зони в цієї області, в кількості від 0 до 12% від сумарної масової витрати повітря в каналі, практично не впливає на фактор інтенсифікації теплообміну в каналі;

- вперше виконано порівняння схем з ПТ закруткою з одним та двома завихрювачами, яке показало, що найбільш високий фактор інтенсифікації теплообміну (середнє значення 2,8) досягається в схемі з одним завихрювачем;

- дістало подальший розвиток наукове підґрунтя експериментальних даних з досліджень ПТ закрутки, що отримані при більш високих числах Рейнольдса (від 50000 до 110000), а також при інших співвідношеннях геометричних параметрів;

- дістала подальше підтвердження наукова гіпотеза, що для умов ПТ закрутки потоку існує однозначний зв'язок між параметрами теплообміну та гідродинаміки з поверхневим кутом закрутки (локальним параметром закрутки);

- дістало подальше підтвердження рівність середнього надлишкового повного тиску та надлишкового статичного тиску на стінці у тому ж перетині, а також принципу мультиплікативності впливу числа Рейнольдса та локального параметру закрутки для умов ПТ закрутки.

Практичне значення одержаних результатів. Одержані у роботі рівняння дозволяють виконувати розрахунки локального та середнього теплообміну та гідродинаміки в круглому каналі з ПТ закруткою при складних граничних умовах. Визначена теплогідравлічна ефективність різних схем та виконано їх порівняння з іншими методами інтенсифікації теплообміну. Показано, що дослідженні схеми за цим показником не поступаються мікрооребренню при найбільш сприятливих геометричних параметрах. Одержані дані можуть бути використані в системах охолодження лопаток газових турбін, пристроях для змішування потоків. Ці данні дають також змогу регулювати інтенсивність теплообміну при постійній витраті повітря. Зокрема, за рахунок закрутки потоку відкриваються можливості технологічного спрощення та здешевлення виготовлення лопаток високотемпературних енергетичних ГТД, які не потребують виготовлення мікро каналів, схильних до засмічення та мікро турбулізаторів, геометрія яких може деградувати. На основі досліджень розроблено дві нові конструкції лопаток газових турбін з циклонним охолодженням, які захищені патентами України.

Особистий вклад здобувача. Запропоновано спосіб реалізації ПТ закрутки потоку з підведенням СЗ круглого струменя у торці каналу, виконано розрахунки, необхідні для розробки експериментальної установки, розроблено програму дослідження гідродинаміки, а також тестових випробувань, виконано експериментальні дослідження теплообміну і гідродинаміки та узагальнено дослідні данні, визначено характеристики теплогідравлічної ефективності досліджених схем з ПТ закруткою потоку і виконано їх порівняння з мікрооребренням. На основі досліджень запропоновані дві нові конструкції лопаток з ПТ закруткою потоку, які захищені патентами України.

Апробація результатів. Основні результати роботи обговорювались та отримали схвалення на IV Міжнародній конференції «Суднова енергетика стан та проблеми 4-6.11.2009» (Національний університет кораблебудування, м. Миколаїв); I и II Міжнародних конференціях «Современные технологии в газотурбостроении» (м. Алушта, АРК, 2009, 2010).

Публікації. За матеріалами дисертації опубліковано одна монографія, 11 робіт, у фахових виданнях, перелік яких затверджено ВАК України, 1 теза наукових конференцій, одержані 2 патенти України.

Структура дисертації. Робота складається з вступу, п'яти розділів, висновків, чотирьох додатків та списку з 103 бібліографічних джерел. Загальний обсяг дисертації складає 188 сторінки машинописного тексту, містить 85 рисунків та 3 таблиці.

2. ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність теми дисертаційної роботи, сформульовано мету і основні завдання досліджень, визначено наукову новизну та практичну цінність одержаних результатів. Приведено відомості про особистий внесок автора, апробацію, опубліковані результати досліджень, структуру та обсяг роботи.

У першому розділі виконано загальний аналітичний огляд наявних досліджень теплообміну та гідродинаміки закручених потоків в каналах. На основі досліджень А. А. Халатова та В. К. Щукіна обґрунтовано, що для умов досліджень, в якості критерію подібності для узагальнення результатів, можуть використовуватися: інтегральний (або повний) параметр закрутки потоку Ф* (відношення потоків обертового та осьового моментів імпульсів) та локальний параметр закрутки tgцw - тангенс кута закрутки потоку на стінці. Проаналізовано можливі схеми практичної реалізації принципу закрутки потоку в системах охолодження лопаток газових турбін. Вказано, що значний вклад в теорію та практику внутрішніх закручених потоків внесли В. К. Щукін, Е. П. Волчков, В. І. Тєрєхов, Ш. А. Піралішвілі, А. А. Халатов, N. Syred, P. Ligrani, В. Glezer та ін. Аналіз сучасного стану проблеми став основою для вибору напряму та завдань досліджень.

На базі проведеного аналізу для подальших експериментальних досліджень запропонована схема ПТ закрутки потоку у круглому каналі при складних граничних умовах на вході та виході, які відображають реальну конструкцію систему охолодження лопаток газових турбін (циклонне охолодження). В цих схемах потік повітря подається в циліндричний канал через один або два ПТ завихрювача. В торець каналу (його донну частину) подається додатковий потік у формі круглого СЗ струменя, закрученого під кутом 45 0 до осі каналу. Запропоновано схеми з відкритим виходом потоку та з поворотом потоку на виході під кутом 90 0. Проведено обґрунтування основних режимних та геометричних параметрів досліджуваних схем. Вибір геометричних параметрів був виконаний на основі попередніх приблизних розрахунків стосовно охолоджуваної лопатки з урахуванням конструктивно-технологічних обмежень.

У другому розділі виконано обґрунтування конструктивних особливостей та опис експериментального стенду, а також двох експериментальних ділянок ідентичної геометрії - для дослідження гідродинаміки та теплообміну. Експериментальна установка (рис. 1) включає такі основні елементи, як компресор, електричні нагрівачі, регулюючи вентилі. Дослідження гідродинаміки проводилось в ізотермічних умовах, з відключеними нагрівачами, а дослідження теплообміну - в умовах охолодження попередньо підігрітого повітря.

Геометрія робочих ділянок (рис. 2) відображає конструкцію системи охолодження лопатки газової турбіни. Вхідний потік повітря подається в розподільчий канал і потім поступає в ПТ завихрювачі (чи один завихрювач), потік натікає на щілину першого завихрювача під кутом = 60 0 до його осі. Передбачено проведення експериментів з одним та двома завихрювачами.

Рис. 1. Схема експериментальної установки:

Рис. 2. Експериментальна ділянка

Циліндричний канал в ділянці для вивчення гідродинаміки виготовлено з прозорого оргскла, а для вивчення теплообміну - з міді, з зовнішнім оболонковим водяним охолодженням. Внутрішній діаметр циліндричного каналу складає 20 мм, його довжина l дорівнює 240 мм у варіанті з одним завихрювачем, та 260 мм - у варіанті з двома завихрювачами. Таким чином, відношення довжини до внутрішнього діаметру каналу склало l/d = 12 та l/d = 13. Ширина b1 щілини завихрювача №1 була 59 мм та 47 мм, а завихрювача №2 - 35 мм та 23,5 мм. Висота щілини складала 5 мм для обох завихрювачів.

У розділі викладено методику проведення експериментів з гідродинаміки та теплообміну, методику обробки даних, оцінки похибок вимірювання та розрахунків основних фізичних величин, результати тестових (верифікаційних) експериментів з теплообміну. В процесі експериментів вимірювались витрати основного та додаткового потоків повітря. В експериментах з гідродинаміки проводилось вимірювання тиску в декількох точках та тангенсу кута закрутки потоку на поверхні циліндричного каналу (за допомогою введення в потік струминки рідини та вимірювання кроку спіралі), профілів повного тиску, температури потоку. В експериментах з теплообміну вимірювались температури основного та додаткового потоків на вході, температури повітря в щілинах завихрювачів та на виході із робочої ділянки, температура поверхні мідного каналу та величина питомого теплового потоку в декількох точках по довжині (за допомогою датчиків теплового потоку, які були приклеєні до стінки каналу).

При визначенні факторів підвищення гідравлічного опору та інтенсифікації теплообміну використовувались значення коефіцієнтів опору f0 та числа Нуссельта Nu0 осьового стабілізованого потоку в гладкій круглій трубі.

В аналізі та узагальненні дослідних даних використовувався ряд припущень, які раніше були обґрунтовані для тангенційної та аксиально-лопаткової закрутки потоку в трубах.

Перше припущення відноситься до фізичної подібності закручених потоків. Виконані раніше дослідження показали, що для опису закручених потоків достатньо застосувати два незалежних числа подібності - число Рейнольдса Red та параметр закрутки потоку Ф* або tgцw. Оскільки попередніми дослідженнями між Ф* і tgцw було встановлено однозначний зв'язок для різних засобів та законів закрутки, при узагальненні дослідних даних в даній роботі використовувався локальний параметр закрутки tgцw, який значно простіше вимірюється під час дослідів.

Друге припущення дозволяє визначати гідравлічні втрати на основі різності статичних тисків на стінці каналу. Раніше в дослідженнях для різних завихрювачів було показано, що середній по перетину каналу повний надлишковий тиск, який характеризує енергію закрученого потоку, приблизно дорівнює надлишковому статичному тиску на стінці каналу в цьому ж перетині. Проведеними дослідженнями було підтверджено, що це положення з відхиленням не більше 2 % виконується і за умов ПТ закрутки потоку при складних граничних умовах. Для підтвердження цього були виміряні радіальні профілі повного тиску в декількох перетинах каналу при різних значеннях долі додаткового потоку, а потім проінтегровані.

Третє припущення полягає в можливості застосування принципу мультиплікативності при узагальненні дослідних даних, згідно з яким рівняння подібності для гідродинаміки та теплообміну можна представити у вигляді множення двох незалежних множників, перший з яких є функцією числа Рейнольдса, а другий - функцією параметра закрутки tgцw. Це припущення також було підтверджено при аналізі одержаних даних.

У третьому розділі наведено результати експериментального дослідження гідродинамічних характеристик потоку в циліндричному каналі з ПТ закруткою потоку та з подачею СЗ струменя додаткового потоку повітря в торцеву («донну») область каналу. Були досліджені три схеми каналів: з одним завихрювачем і відкритим виходом; з одним завихрювачем та поворотом потоку на виході; з двома завихрювачами та поворотом потоку на виході. Дані в схемі з відкритим виходом (без секції повороту) використовувались у якості базових при узагальненні результатів досліджень інших схем, а також при оцінці впливу різних факторів.

В експериментах з гідродинаміки визначались наступні основні параметри: кут закрутки потоку на стінці каналу (tgцw), гідравлічний опір каналу круглого перетину, гідравлічні опори завихрювачів та секції повороту на виході, профілі повного тиску в перетині перед виходом потоку з циліндричного каналу.

Кут закрутки потоку. Вимірювання tgцw виконувались на основі вимірювання кроку гвинтової лінії на поверхні каналу при інжекції підфарбованої води в закручений потік. Значення tgцw в довільному перетині дозволили визначити початковий кут закрутки на стінці каналу (tgцw0) у перетині х = 0. Для варіантів з одним завихрювачем за відсутності додаткового потоку цей параметр при ширині щілини завихрювача b1= 59 мм складає tgцw0 ? 1,18 (). Таким чином, у межах завихрювача потік повертає з 30 0 (90 0-) до 49 0. При ширині щілини b1=47 мм цей кут більше на 30 %.

Узагальнення даних дослідів за відсутності додаткового СЗ струменю повітря показало, що відносна величина tgцw /tgцw0 не залежить від числа Рейнольдса, а зменшення tgцw по довжині каналу в дослідженому діапазоні з відхиленням не більше ± 8% відповідає рівнянню:

,

де - продольна координата, яка відраховується від «зрізу» щілини завихрювача.

В експериментах з додатковим потоком та відкритим виходом визначено, що середнє значення tgцw, в залежності від долі додаткового потоку, змінюється по кривій зі слабко вираженим максимумом при Gд /GУ ? 0,06. Цей максимум відповідає рівності швидкостей через додатковий отвір та завихрювач, тобто коли реалізуються найбільш сприятливі умови для змішування основного та додаткового потоків.

Найбільш докладно вплив додаткового потоку повітря був досліджений для схеми з поворотом на виході (рис. 3). При малих значеннях відносних витрат додаткового потоку для обох значень ширини щілини завихрювача (59 мм та 47 мм) кут закрутки монотонно знижується по довжині каналу. При Gд /GУ ? 0,11 крива, яка характеризує локальний кут закрутки потоку, змінюється по кривій з максимумом, при цьому початковий кут закрутки суттєво зменшується.

Для ширини щілини завихрювача 47 мм подальше підвищення долі додаткового потоку призводить до трансформації кривої з максимумом у криву з

Рис. 3. Повздовжнє змінення поверхневого кута закрутки при різних значеннях Gд /GУ для схеми с одним завихрювачем:

мінімумом (при Gд /GУ = 0,16). Така зміна поведінки закрутки викликана складним характером взаємодії основного та додаткового закручених потоків. При підведенні додаткового потоку в кількості 0 < Gд /GУ < 0,10 середній у каналі тангенс кута закрутки на стінці в діапазоні чисел Рейнольдса від 55000 до 115000 змінюється незначно і складає 0,87 при b1 = 59 мм та 0,95…0,97 при b1 = 47 мм (рис. 4). При підведенні додаткового потоку в кількості 0 < Gд /GУ < 0,10 середній у каналі тангенс кута закрутки на стінці в діапазоні чисел Рейнольдса від 55000 до 115000 змінюється незначно і складає 0,87 при b1 = 59 мм та 0,95…0,97 при b1 = 47 мм (рис. 4). При Gд /GУ ? 0,11 спостерігається незначний максимум, але потім - різке падіння. Немонотонна поведінка кута закрутки при Gд /GУ ? ??10, пояснюється взаємодією основного та додаткового закручених потоків. Область зниження інтенсивності закрутки відповідає відношенню кількості рухів потоків, які виходять з додаткового отвору та з щілини завихрювача > 0,4 та відношенні абсолютних швидкостей wд/wщ > 2,5.

В експериментах з двома завихрювачами розміри щілини завихрювача № 1 зберігалися постійними (b1 = 59 мм), а для завихрювача № 2 використовувалися два розміри щілини: b2 = 35,0 мм та b2 = 23,5 мм. Геометричний параметр закрутки завихрювача № 1 становив 1,06, другого - 1,61 і 2,46, відповідно.

На ділянці між тангенціальними завихрювачем (рис. 5, а) при збільшенні витрати додаткового повітря до Gд /GУ ? 0,04 закрутка потоку зберігається постійною (tgцw ? 1,4), але потім швидко знижується. Значення тангенса кута закрутки для схеми з двома завихрювачами на 20 - 25% вище, ніж у схемі з одним завихрювачем. Вірогідно, що закрутка потоку в каналі з двома завихрювачем зростає за рахунок дроселюючого впливу завихрювача № 2 на закручений потік на ділянці між завихрювачем, в результаті чого, частина енергії поступального руху потоку переходить в енергію обертання. При збільшенні витрати додаткового потоку (Gд /GУ ? 0,04) співвідношення абсолютних швидкостей додаткового та основного потоків стає рівним 1,0. При цьому співвідношення кількостей руху теж наближається до 1,0. При Gд /GУ ? 0,04, енергообмін між основним і додатковим потоком, який має більшу кількість руху, продовжується в каналі за межами завихрювача, що призводить до зниження закрутки потоку на стінці каналу на даній ділянці.

Аналогічно, на ділянці між завихрювачем № 2 і поворотом на виході з каналу (рис. 5,б) при збільшенні Gд /GУ < 0,07 закрутка потоку на ділянці каналу незначно зростає, а при Gд /GУ ? 0,07 різко знижується, що пов'язано зі зменшенням закрутки потоку в каналі на вході в додатковий завихрювач. Максимальне середнє значення поверхневого кута закрутки потоку на ділянці між завихрювачами досягається при Gд /GУ ? 0,06.

Гідравлічний опір каналу. Як показала обробка даних по опору каналу за відсутності додаткового потоку, середній у каналі фактор підвищення гідравлічного опору f/f0 (тут і далі в тексті f0 - коефіцієнт гідравлічного опору для осьового стабілізованого турбулентного потоку у гладкому каналі) практично не залежить від числа Рейнольдса, і визначається інтенсивністю закрутки потоку в каналі. Значення f/f0 становить приблизно 6,9 для b1 = 59 мм і приблизно 11,5 для b1 = 47 мм (рис. 6). На рис. 6 представлені залежності середнього в каналі фактора підвищення опору від відносної витрати повітря через додатковий отвір. Як видно з рисунка, при ширині щілини завихрювача b1 = 59 мм величина f/f0 практично постійна до значення Gд /GУ ? 0,13, а при Gд /GУ > 0,13 спостерігається незначне зростання величини f/f0. При b1 = 47 мм, в інтервалі 0 ? Gд ./GУ .? 0,15, відбувається зниження опору (приблизно на 10%), а потім - збільшення, як і для випадку b1 = 59 мм. Обробка даних залежності f/f0 від локального параметру закрутки в дослідженому діапазоні (приблизно, 0,7 < tgцw < 1,4) дозволила одержати наступну залежність з максимальним відхиленням не більше ± 10% (рис. 7):

За цим співвідношенням можна визначати як місцеві, так і середні значення коефіцієнтів гідравлічного опору в каналі з одним завихрювачем. Залежність середнього в каналі фактора підвищення гідравлічного опору в каналі для схеми з двома завихрювачами від відносного витрати додаткового повітря представлена на рис. 8. У відношенні f/f0 враховані втрати змішування на ділянці каналу, відповідній до завихрювача № 2. З представлених даних витікає, що в широкому діапазоні витрат додаткового повітря відносні втрати в каналі з двома завихрювачем нижче, ніж у каналі з одним завихрювачем. При Gд /Gвх = 0 ці втрати на 12…28 % нижче, ніж у каналі з одним завихрювачем.

Коефіцієнти гідравлічного опору завихрювачів. Як показали експерименти, до значення долі додаткового СЗ потоку Gд /GУ = 0,12 (область максимальної закрутки потоку, рис. 4) коефіцієнт опору має приблизно постійне значення (оZ1 ? 3,0), а потім повільно зростає. Вірогідно, це пов'язано зі зростанням втрат на змішування при взаємодії потоків, що виходять з завихрювача і додаткового каналу при (Gдwд)/(Gщwщ) ? 0,3…0,4. З аналізу даних також випливає, що коефіцієнт опору завихрювача № 1 при Gд /GУ < 0,12 (тобто в найбільш важливому для практики інтервалі відносних витрат) не залежить від числа Рейнольдса Red. Порівняння дослідних даних для відкритого каналу та каналу з поворотом показало, що коефіцієнти опору завихрювача для обох схем при різних значеннях ширини завихрювача відрізняються незначно. Для схеми з двома завихрювачами (рис. 9) до Gд /GУ ? 0,05 коефіцієнт гідравлічного опору в завихрювачі № 1 спочатку незначно збільшується, при 0,05 ? Gд /GУ ? 0,10

Рис. 8. Середній у каналі фактор підвищення опору у каналі з двома завихрювачами.

зберігається приблизно постійними, а при Gд /GУ ? 0,12 зростає. Середнє значення коефіцієнта опору у завихрювача № 1 приблизно відповідає даним для схеми з одним завихрювачем (пунктирна лінія на рис. 9, а). Постійне значення коефіцієнта опору в діапазоні 0,05 ? Gд /GУ ? 0,10 відповідає приблизній рівності значень кількості руху і абсолютних швидкостей основного і додаткового потоків. При збільшенні витрати додаткового повітря (Gд /GУ ? 0,12) вплив з боку додаткового СЗ потоку на основний потік призводить до істотного зростання втрат в завихрювачі.

Залежність коефіцієнту опору завихрювача № 2, який включає втрати змішування в залежності від відносної витрати додаткового повітря представлена на рис. 9, б. З рисунку видно, що в дослідженому діапазоні коефіцієнт гідравлічного опору завихрювача № 2 при ширині щілини b2 = 23,5 мм приблизно співпадає з опором завихрювача № 1, а при b2 = 35 мм опір на 30 % більше, ніж у завихрювача № 1. Вказане збільшення опору у завихрювача № 2 пов'язано з впливом вже закрученого потоку в каналі.

Коефіцієнт гідравлічного опору вихідного повороту. На рис. 10 представлені експериментальні дані для коефіцієнта опору повороту на виході з каналу при течії закрученого потоку. При Gд /GУ = 0 ці втрати становлять від 0,55 до 0,60 для обох значень ширини щілини завихрювача.

При b1 = 59 мм зі збільшенням відносної витрати повітря через додатковий канал коефіцієнт опору істотно зростає, при Gд /GУ ? 0,13 спостерігається локальний максимум, і при подальшому збільшенні частки додаткового потоку його величина змінюється немонотонно.

При b1 = 47 мм коефіцієнт гідравлічного опору не змінюється до Gд /GУ ? 0,12, а потім починає зростати, що, вірогідно, зумовлено складним характером взаємодії основного і додаткового закручених потоків.

У четвертому розділі наведені основні результати експериментального дослідження теплообміну в циліндричному каналі і в області тангенційних завихрювачів.

Схема з одним завихрювачем і відкритим виходом. В діапазоні від 77000 до 104000 відношення Nud /Nu0 не залежить від числа Рейнольдса і у вказанному діапазоні узагальнюється експоненційною залежністю:



Використання дослідних даних з гідродинаміки закрученого потоку (розділ 3), дозволило отримати однозначний зв'язок між локальним значенням фактора інтенсифікації теплообміну і кутом закрутки потоку на стінці каналу:

Схема з одним завихрювачем і поворотом на виході. Дослідження теплообміну в каналі з поворотом потоку на виході виконано при Red = 63000 ... 110000. Як випливає з рис. 11, наявність повороту на виході призводить до незначного збільшення теплообміну в каналі, причому більш помітно у вихідний частини (до 5%). Це можна пояснити впливом повороту проти потоку і перебудовою структури закрученого потоку зі зміною радіального розподілу осьової та обертової швидкості потоку.

Найбільший розкид експериментальних даних спостерігається в початковій області каналу. Як і в експериментах з відкритим виходом, для каналу з поворотом зміна числа Рейнольдса практично не впливає на характер поздовжнього розподілу відношення Nud /Nu0, і в межах похибки експерименту фактор інтенсифікації теплообміну можна вважати автомодельний за числом Рейнольдса. Поздовжнє розподілення відносного числа Нуссельта для схеми з поворотом потоку задовільно узагальнюється рівнянням:

Порівняння з дослідними даними з гідродинаміки, наведеними у розділі 3, дозволило одержати залежність, аналогічну (4):

.

Схема з двома завихрювачами. Дослідження теплообміну при течії у каналі з двома завихрювачем і поворотом потоку на виході виконано в діапазоні чисел Рейнольдса Red від 40000 до 106000. Ширина завихрювачів № 1 і № 2 становила, відповідно, b1 = 59 мм та b2 = 23,5 мм. Для ділянки № 2 в якості початку координат (х = 0) прийнятий перетин каналу на «зрізі» щілини завихрювача № 2. Для локального теплообміну на окремих ділянках каналу отримані наступні узагальнюючі співвідношення:

- між завихрювачами: Nud /Nu0 = 1 + 3,36·exp[-(x/d)/4,22],

– після завихрювача № 2: Nud /Nu0 = 2,14 + 0,87·exp[-(x/d)/1,38] .

Формули (3) - (8) узагальнюють дослідні дані з максимальним відхиленнями не більше ± 11%. На ділянці після другого завихрювача теплообмін в порівнянні з ділянкою за першим завихрювачем нижче внаслідок перебудови потоку і перемішування холодних і теплих мас повітря. Це виникає внаслідок дисипації енергії на межі двох співвісних вихорів. Разом з тим, зниження теплообміну на першій ділянці більш помітне, ніж на другому. На першій ділянці відбувається звуження потоку перед завихрювачем № 2, а на другому - позначається вплив повороту, який «підтримує» закрутку в каналі.

На рис. 12 наведений повздовжній розподіл числа Нуссельта для Red = 100000. При однаковому числі Рейнольдса (тобто, при однаковій масовій витраті повітря) теплообмін в каналі з одним завихрювачем вище по всій довжині каналу, за винятком невеликої ділянки після завихрювача № 2. У цілому, середнє значення числа Нуссельта для схем з одним та двома завихрювачами відрізняється на 20%. Якщо ж порівнювати ці дві схеми при однаковому тиску на вході, то з інтенсивності теплоовіддачі вони майже однакові (відмінність 5% на користь схеми з одним завихрювачем). Однак, для схеми з двома завихрювачами має місце істотна нерівномірність теплообміну в середній частині каналу. «Пік» інтенсивності тепловіддачі (позитивний фактор) поєднується з істотним «провалом» числа Нуссельта перед ним. Вплив підведення додаткового потоку у

Рис. 12. Локальне число Нуссельта (розрахунок за експериментальними залежностями для Red = 100000): 1 - один завихрювач та відкритий вихід; 2 - один завихрювач та поворот на виході; 3 - два завихрювача та поворот на виході. теплообмін гідродинаміка тангенційний завихрювач

Рис. 13. Середній в каналі фактор інтенсифікації теплообміну: 1 - один завихрювач та відкритий вихід; 2 - один завихрювач та поворот на виході; 3 - два завихрювачі та поворот на виході.

вигляді СЗ струменю на фактор інтенсифікації середнього теплообміну показано на рис. 13. Для схем з одним завихрювачем спостерігається незначне зростання відношення Nud /Nu0 до значень Gд /GУ ? 0,12, що коригується з даними для середнього тангенсу кута закрутки в каналі (рис. 4). В схемі з поворотом на виході фактор інтенсифікації теплообміну становить приблизно 2,8. При більш високих значеннях частки додаткового потоку відбувається зниження фактору інтенсифікації середнього теплообміну, що пов'язано зі зменшенням параметра закрутки потоку. Для схеми з двома завихрювачами підведення додаткового потоку повітря негативно впливає на середній теплообмін при всіх відношеннях Gд /GУ, що також коригується з даними, одержаними при вимірюванні закрутки потоку.

Середня інтенсивність тепловіддачі у області завихрювачів. В даній роботі середні значення числа Нуссельта визначались у каналі на довжинах, рівних довжинам щілин завихрювачів. Вимірювання проводилися за відсутності додаткового потоку повітря.

Завихрювач № 1. В якості визначальної температури використовувалась температура потоку повітря на вході в циліндричний канал області завихрювача, в якості визначального розміру - діаметр циліндричного каналу (площа теплообміну дорівнювала площі каналу за винятком площі перетину щілини завихрювача). В результаті обробки даних одержана наступна залежність:

= 0,0059·Red

Слід зазначити, що залежність (9) може бути використана лише при збереженні геометричної подібності, оскільки при інших співвідношеннях розмірів інтенсивність теплообміну буде відрізнятися.



Завихрювач № 2. Обробка даних з теплообміну в області завихрювача № 2 за вищевказаною методикою не може бути використана внаслідок нерівності температури повітря в щілині та температури потоку, який надходить з попередньої частини круглого каналу. Тому для розрахунку середнього теплообміну в області звихрювала № 2 використана методика, яка базується на розрахунку локального теплового потоку за одержаними в даній роботі залежностями для теплообміну між завихрювачами та після завихрювача № 2, а відведення тепла в завихрювачі № 2 за співвідношенням:

Qz2 = 0,5•(qвхz2 + qвыхz2) Sz2 ,

де qвхz2 и qвыхz2 - питомі теплові потоки в каналі перед завихрювачем № 2 та після нього;

Sz2 - площа поверхні завихрювача № 2 (без площі тангенційної щілини).

Температура потоку після завихрювача № 2 визначалася з урахуванням ентальпії змішування двох потоків.

Середній теплообмін в каналі. Дані з середнього теплообміну в каналі з одним завихрювачем з похибкою до ± 9 % описуються наступними рівняннями:

- канал з відкритим виходом: = 0,048?Red 0,8 ,

канал з поворотом потоку: = 0,050?Red 0,8.

Для середнього теплообміну в каналі з двома завихрювачами і поворотом потоку на виході одержані наступні рівняння:

- між завихрювачами: = 0,057?Red 0,8 ,

- після завихрювача № 2: = 0,040?Red 0,8 ,

- для всього каналу: = 0,041?Red 0,8

У п'ятому розділі наведено теплогідравлічній аналіз розглянутих схем у системі координат [(Nu/Nu0)/(f/f0)] - (f/f0), що дозволяє проводити порівняння різних способів інтенсифікації теплообміну. Як показано раніше, (А. А. Халатов та ін. ) при такому способі представлення переважна більшість даних для різних способів інтенсифікації теплообміну розташовується в досить вузькому «коридорі» між двома лініями: верхньої, відповідної поверхні з поглибленнями при низьких числах Рейнольдса, і нижньої, отриманої при обтіканні поверхневих поперечних ребер при високих числах Рейнольдса.

Теплогідравлічний аналіз проводився як без урахування, так і з урахуванням гідравлічних опорів завихрювачів № 1 і № 2 (розділ 3). На рис. 14 наведено дані для фактора аналогії Рейнольдса в залежності від фактора підвищення опору для досліджених варіантів ПТ закрутки без підведення додаткового СЗ струменю повітря. З рисунка видно, що для всіх варіантів експериментальні дані

Рис. 14. Фактор аналогії Рейнольдса в залежності від фактора підвищення опору (без підведення додаткового потоку).

розташовуються в «коридорі» між лініями 3 та 4. Дані для схеми з одним завихрювачем (без урахування його опору) перевищують нижню залежність для обтікання ребер на 85%. Врахування гідравлічного опору завихрювача знижує фактор аналогії Рейнольдса. Дані для каналу з поворотом потоку на виході (символи 3, 4) мають такий же характер, але характеризуються більшим опором і меншим значенням фактора аналогії Рейнольдса. Підведення додаткового потоку в донну частину циліндричного каналу до значення Gд /GУ ? 0,12 практично не впливає на положення точок на діаграмі внаслідок його слабкого впливу в зазначеному діапазоні на фактори підвищення опору та інтенсифікації теплообміну.

На рис. 14 для порівняння наведені теплогідравлічні характеристики для каналу з ребрами-турбулізаторами найбільш ефективних конфігурацій, які були одержані при Re = 100000. Як видно з рисунка, ці характеристики і дані для ПТ закрутки потоку з урахуванням завихрювача № 1 характеризуються приблизно однаковою теплогідравлічною ефективністю. Таким чином, використання ПТ закрутки потоку замість ребер-турбулізаторів, навіть з урахуванням несприятливих обмежень конструктивного і технологічного характеру, може бути цілком виправданим, оскільки воно характеризується приблизно однаковими значеннями факторів інтенсифікації теплообміну і підвищення гідравлічного опору при більш простій технології виготовлення. При подальшій оптимізації схеми ПТ закрутки можна отримати більш високі значення теплогідравлічних характеристик.

ВИСНОВКИ

1. В результаті проведених досліджень закручених потоків в умовах похило-тангенційної закрутки у круглій трубі (каналі), вперше одержані узагальнюючі закономірності для розрахунків локального і середнього коефіцієнтів тепловіддачі та коефіцієнтів гідравлічного опору. Виконана кількісна оцінка впливу складних граничних умов на вході та виходу з каналу на теплообмін та коефіцієнти гідравлічних опорів в каналі, завихрювачах та повороті на виході з каналу.

2. Підтверджено, що для похило-тангенційної закрутки та досліджених граничних умов має місце рівність середнього по радіусу надлишкового повного тиску та надлишкового статичного тиску на стінці каналу в тому ж перетині з відхиленням до 2%, що раніше було встановлено для каналів з тангенційною початковою закруткою.

3. Встановлено, що для умов похило-тангенційної закрутки має місце однозначний зв'язок між поверхневим кутом закрутки потоку і факторами підвищення гідравлічного опору та інтенсифікації тепловіддачі в каналі.

4. Встановлено, що в схемах з одним завихрювачем при підведенні додаткового супутньо-закрученого круглого струменя у торець каналу (з витратою повітря від 0 до 12 % від повної масової витрати в каналі), як локальні, так і середні кути закрутки практично не змінюються. На відміну, в схемі з двома завихрювачами середній кут закрутки потоку в області між завихрювачами при всіх значеннях витрати супутньо-закрученого струменю монотонно знижується, а після завихрювача №2 зберігається постійним при підведенні супутньо-закрученого в кількості до 6%, а потім також монотонно знижується.

5. Показано, що у схемі з одним завихрювачем підведення додаткового супутньо-закрученого струменя (з витратою повітря від 0 до 12% від повної масової витрати в каналі) несуттєво підвищує середнє значення фактора інтенсифікації теплообміну; при подальшому збільшенні витрати додаткового супутньо-закрученого потоку інтенсивність теплообміну знижується. У схемі з двома завихрювачами перед другим завихрювачем має місце зниження інтенсивності теплообміну, яке викликане перебудовою потоку перед ним.

6. Визначено, що коефіцієнт гідравлічного опору вихідного повороту зменшується зі зростанням інтенсивності закрутки, тобто залежить від ширини завихрювача та умов створення закрутки потоку у каналі (один або два завихрювача). Коефіцієнт гідравлічного опору вихідного повороту зростає зі зростанням витрати додаткового супутньо-закрученого струменя, і при його витратах до 12 % значення коефіцієнту гідравлічного опору нижче, ніж в повороті з осьовим потоком.

7. Встановлено, що поворот потоку на виході з каналу призводить до несуттєвого підвищення інтенсивності тепловіддачі, в межах 4%.

8. Найбільш високий фактор середньої інтенсифікації теплообміну (2,8 рази) досягається у схемі з одним завихрювачем та поворотом потоку на виході з каналу, що приблизно на 20% вище, ніж у схемі з двома завихрювачами.

9. За величиною фактора аналогії Рейнольдса канали з похило-тангенційною закруткою близькі до каналів з поверхневими ребрами-турбулізаторами при оптимальних параметрах оребрення, але більш прості за технологією виготовлення.

10. На основі виконаних досліджень запропоновані дві нові конструкції охолоджуваних лопаток турбін з похило-тангенційною закруткою (циклонним охолодженням), які захищені патентами України.

11. Результати виконаних досліджень використовуються у практиці роботи Державного підприємства Науково-виробничий комплекс газотурбобудування «Зоря»-«Машпроект» (м. Миколаїв), в учбовому процесі машинобудівного інституту Національного університету кораблебудування ім. адмірала Макарова (м. Миколаїв).

СПИСОК ПРАЦЬ, ОПУБЛІКОВАНИХ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

Монографія:

Халатов А. А. Теплообмен и гидродинамика в полях центробежных массовых сил. / А. А. Халатов, В. В. Романов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин. ? К.: Изд. Ин-та технической теплофизики НАН Украины, 2010 ? Т. 9: Тепломассообмен и гидродинамика при циклонном охлаждении лопаток газовых турбин. - 2010. - 317 с. - ISBN 978-966-02-5694-1. (Внесок здобувача: участь в обробці та аналізі результатів експериментів, наведених у монографії, патентно-інформаційному пошуку та підготовці матеріалів глав).

Статті в наукових журналах:

1. Халатов А. А. Новые вихревые технологии аэротермодинамики для энергетического газотурбостроения. Часть 1. Циклонное охлаждение лопаток / А. А. Халатов, Ю. Я. Дашевский, И. А. Изгорева // Промышленная теплотехника. - 2008. - Т. 30, № 4. - С. 14-26. (Внесок здобувача: аналітичний огляд матеріалів з використання схем циклонного охолодження в лопатках сучасних газотурбінних двигунів, у тому числі перспективних, огляд та аналіз методик розрахунку).

2. Халатов А. А. Гидродинамика закрученного потока в трубе с наклонно-тангенциальной закруткой потока и подводом воздуха в торцевую область канала / А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин // Промышленная теплотехника. - 2009. - Т. 31, № 3. - С. 13-20. (Внесок здобувача: постановка завдань досліджень, участь у розробці експериментальної установки з двома експериментальними ділянками та виборі геометричних та фізичних параметрів,).

3. Халатов А. А. Гидродинамика закрученного потока в канале циклонного охлаждения лопатки ГТД / А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин // Восточно-европейский журнал передовых технологий. - 2009. - № 4/5(40). - С. 25-30. (Внесок здобувача: участь у проведені дослідів та аналіз результатів експериментів).

4. Халатов А. А. Системы охлаждения лопаток современных ГТД / А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский // Восточно-европейский журнал передовых технологий. - 2009. -№ 4/4(40). - С. 24-29. (Внесок здобувача: за матеріалами періодичних видань та закордонного друку проаналізовано схеми охолодження сучасних охолоджуваних лопаток, в тому числі і циклонних).

5. Халатов А. А. Гидродинамика закрученного потока в трубе с наклонно-тангенциальной закруткой потока и 90 0 поворотом на выходе / А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин // Промышленная теплотехника. - 2009. - Т. 31, № 6. - С. 6-13. (Внесок здобувача: участь у розробці методики обробки результатів дослідів, виконання необхідних розрахунків участь у плануванні, проведенні експериментів та частково в обробці).

6. Халатов А. А. Гидродинамика закрученного потока в трубе с двумя тангенциальными завихрителями и 90 0 поворотом на выходе / А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин // Промышленная теплотехника. - 2010. - Т. 32, № 2. - С. 5-18. (Внесок здобувача: участь у проведенні експериментів та в обробці і аналізуванні отриманих результатів).

7. Халатов А. А. Влияние конфигурации ребер-турбулизаторов на теплообмен и потери давления в охлаждающем канале вдоль входной кромки лопатки / А. А. Халатов, Ю. Я. Дашевский, Д. Н. Письменный // Промышленная теплотехника. - 2010 - Т. 32, № 4, - С. 54-62. (Внесок здобувача: постановка проблеми, визначення геометричних параметрів, аналіз результатів).

8. Халатов А. А. Тенденции развития систем охлаждения лопаток высокотемпературных энергетических ГТД. Часть 2. Перспективные схемы охлаждения / А. А. Халатов, В. В. Романов, Ю. Я. Дашевский, Д. Н. Письменный // Промышленная теплотехника. - 2010, Т. 32, № 2. - С. 60-72. (Внесок здобувача: аналіз схем та передових технічних рішень для охолодження сучасних охолоджуваних лопаток, в тому числі і циклонних, наведено їх переваги та недоліки).

9. Дашевский Ю. Я. Совершенствование систем охлаждения лопаток высокотемпературных энергетических ГТД / Ю. Я. Дашевский // Восточно-европейский журнал передовых технологий. - 2010. - № 3/2(45). - С. 24-31.

10. Халатов А. А. Теплообмен закрученного потока в канале циклонного охлаждения лопатки ГТД / А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин // Восточно-европейский журнал передовых технологий. - 2010. - № 3/2(45). - С. 61-66. (Внесок здобувача: постановка завдань досліджень, участь у проведенні експериментів та в обробці, розрахунках і аналізі отриманих результатів).

11. Халатов А. А. Теплообмен воздушного потока в трубе с комбинированной закруткой на входе /А. А. Халатов, И. И. Борисов, Ю. Я. Дашевский, С. Д. Северин // Промышленная теплотехника. - 2010. - Т. 32, № 3. - С. 7-17. (Внесок здобувача: участь у проведенні експериментів та в обробці, розрахунках і аналізі отриманих результатів).