Авторефераты по всем темам >>
Авторефераты по техническим специальностям
На правах рукописи
Грановский Андрей Владимирович
РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ ПОВЫШЕНИЯ ГАЗОДИНАМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВЫСОКОНАГРУЖЕННЫХ СТУПЕНЕЙ ОХЛАЖДАЕМЫХ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Специальность 05.04.12 - Турбомашины и комбинированные установки
АВТОРЕФЕРАТ
диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук
Москва - 2011
Работа выполнена в Московском Энергетическом Институте (Техническом университете)
Официальные оппоненты: доктор технических наук профессор Зарянкин А. Е.
доктор технических наук профессор Рассохин В.А.
доктор технических наук доцент Рябов Е.К.
Ведущая организация: ОАО Авиамотор г. Пермь
Защита состоится 18 ноября 2011 в 13 час. 30 мин. в аудитории Б-407 на заседании диссертационного совета Д 212. 157. 09 Московского энергетического института (Технического университета) по адресу: Москва, Красноказарменная ул.., д.17.
Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации просим направлять по адресу 111250, г. Москва, Красноказарменная ул., д.14, Московский энергетический институт (Технический университет), Ученый Совет МЭИ.
С диссертацией можно познакомиться в библиотеке МЭИ
Автореферат разослан л ---------------------20
Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.157.К.т.н., доцент Лебедева А.И.
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность проблемы. Основными определяющими факторами развития стационарных газотурбинных установок и авиационных двигателей являются: надежность, экономичность, ресурс, технологичность, стоимость и т.д. Обеспечение оптимальных значений, перечисленных выше характеристик, является важной практической задачей.
Повышение температуры и давления газа на входе в турбину привело к необходимости применения охлаждаемых ступеней. В современных стационарных и авиационных высокотемпературных газовых турбинах в качестве охлаждаемых ступеней часто применяются высоконагруженные турбинные ступени. Использование таких ступеней является комплексной задачей, поскольку уменьшение числа ступеней с одной стороны позволяет уменьшить стоимость установки, повысить ее надежность, сэкономить охлаждающий воздух и т.д., но с другой стороны может приводить к уменьшению газодинамической эффективности, т.е. к уменьшению кпд турбины. Поэтому разработка методов повышения экономичности охлаждаемых, высоконагруженных турбинных ступеней является актуальной задачей. Особенностью использования высоконагруженных турбинных ступеней является работа лопаточных аппаратов в трансзвуковом диапазоне скоростей.
Трансзвуковые режимы работы характеризуются целым рядом особенностей, связанных с появлением в межлопаточных каналах местных сверхзвуковых зон и скачков уплотнения, которые могут вызвать отрыв потока. Усложнение структуры потока при работе на трансзвуковых режимах приводит к увеличению потерь в межлопаточных каналах. Кроме того, выдув охлаждающего воздуха через ряды отверстий на поверхностях межлопаточного канала (сопловые и рабочие лопатки, платформы, корпус) приводит к изменению структуры пристенных течений и может служить источником дополнительных потерь.
Актуальность темы диссертации определяется необходимостью разработать методологию проектирования лопаточных аппаратов высокотемпературных газовых турбин на основе комплексного изучения физических особенностей их работы численными и экспериментальными методами с целью минимизации потерь в проточной части и, соответственно, с целью повышения кпд турбин.
Цель работы. Разработать методы повышения газодинамической эффективности охлаждаемых высоконагруженных ступеней газовых турбин на основе исследования физических особенностей течения в лопаточных аппаратах экспериментальными и численными методами.
Научная новизна работы состоит в следующем:
Х Впервые в стране были внедрены в практику исследования структуры потока и проектирования лопаточных аппаратов методы решения нестационарных уравнений Эйлера на основе численной схемы С.К. Годунова 1 и 2 порядка точности.
Х Предложен и реализован на практике комплексный подход для изучения структуры потока и определения потерь в турбинных решетках на основе использования измерений локальной структуры потока лазерным измерителем скорости и численным исследованием особенностей вязкой структуры потока по уравнениям Навье-Стокса.
Х Впервые разработан быстрый метод расчета потерь (метод локальной аппроксимации) на основе статистического обобщения экспериментальных данных по потерям в трансзвуковых турбинных решетках.
Х Разработаны оригинальные экспериментальные методики исследования особенностей течения в лопаточных аппаратах, в частности:
- способ измерения и осреднения параметров неравномерного потока в турбинных решетках в широком диапазоне режимов работы с выпуском охлаждающего воздуха через щели и отверстия перфорации на профиле.
- способ измерения параметров потока в секторных решетках, составленных из натурных охлаждаемых лопаток.
- способ исследования влияния уровня турбулентных пульсаций в потоке на входе, внутри межлопаточных каналов и на выходе из турбинных решеток при помощи лазерного измерителя скорости.
- способ визуализации пристенных течений на заданном режиме работы Х Разработаны методы проектирования турбинных решеток на основе:
- численного исследования структуры течения в венцах - корреляции между распределением скорости потока и распределением кривизны профиля Х Спроектирована, численно и экспериментально исследована высоконагруженная полноразмерная трансзвуковая турбинная ступень при выдуве охлаждающего воздуха в сопловом аппарате и различной величине радиального зазора.
Х Спроектирована, численно и экспериментально исследована двухступенчатая турбина низкого давления с саблевидными сопловыми аппаратами.
Обоснованность и достоверность выводов и рекомендаций. Основные научные положения и выводы подтверждены экспериментальными и численными результатами, полученными с помощью различных методов исследования: пневмометрические измерения параметров потока, измерения пульсаций скорости, средней скорости и интенсивности турбулентности лазерным измерителем скорости, визуализация течения. Сравнивались результаты измерений, полученные в аэродинамических трубах и на экспериментальных турбинах.. Численные результаты сопоставлялись с экспериментальными данными.
Практическая ценность. Применение разработанных и проверенных экспериментально подходов позволяет уменьшить интенсивность скачков уплотнения в межлопаточных каналах, снизить вероятность отрывов на выпуклой поверхности лопаток из-за взаимодействия пограничного слоя со скачками уплотнения. В результате снижаются волновые потери и потери, связанные с отрывом потока на поверхности профиля. Уменьшаются вторичные потери и потери, связанные с вихреобразованием внутри межлопаточных каналов, ослабляются неравномерность потока и нестационарные эффекты.
Эффективность разработанных подходов подтверждена на действующих авиационных турбинах в двигателях: АЛ31Ф НПО Сатурн; РД-33 ЛНПО лим. Климова г. Санкт- Петербург;
Д-90 ОАО Авиадвигатель г. Пермь; Д-18, Д-27 ЗМКБ Прогресс г. Запорожье;
и в стационарных турбинах для газоперекачивающих станций и производства электроэнергии:
Х ГТУ 12П ОАО Авиадвигатель г. Пермь; GT8C, GT11NM, GT11DM, GT8C2, GT13E2M, GT 11N2М фирмы ALSTOM; SGT-800 (GTX100), SGT-700 (GT10C) фирмы SIEMENS Личный вклад.
Х разработан и внедрен в практику исследований и проектирования лопаточных аппаратов метод, основанный на решении нестационарной системы уравнений Эйлера на основе численной схемы С.К. Годунова 1 и 2 порядка точности.
Х Разработаны специфические экспериментальные подходы для изучения особенностей структуры потока в трансзвуковых лопаточных аппаратах.
Х Разработан способ визуализации пристенных течений, позволяющий получать картину течения соответствующую конкретному режиму обтекания.
Х Разработан и реализован на практике комплексный подход для изучения структуры трансзвуковых течений и определения потерь в турбинных решетках на основе использования измерений локальной структуры потока лазерным измерителем скорости и численным исследованием особенностей вязкой структуры потока по уравнениям НавьеЦСтокса.
Х Разработан метод проектирования трансзвуковых лопаточных аппаратов, основанный на корреляции между распределением скорости потока и распределением кривизны профиля Х Разработан метод расчетной оценки потерь в трансзвуковых турбинных решетках методом локальной аппроксимации экспериментальных данных Х Спроектирована и испытана полноразмерная высоконагруженная трансзвуковая ступень турбины Х Спроектирована и испытана полноразмерная двухступенчатая турбина с саблевидными сопловыми аппаратами.
Автор защищает:
1. Расчетно-экспериментальный подход к изучению трансзвуковых течений при наличии скачков уплотнения и отрывных зон в межлопаточных каналах охлаждаемых высоконагруженных ступеней газовых турбин.
2. Новые экспериментальные подходы для изучения особенностей течений в плоских и секторных турбинных решетках, а также в полноразмерной ступени, позволяющие получать данные по локальной структуре потока, уровне турбулентных пульсаций, неравномерности параметров потока и аэродинамическим потерям.
3. Экспериментальные результаты по влиянию на структуру потока и потери в турбинных решетках геометрических параметров, режима работы, выпуска охлаждающего воздуха через щели в выходных кромках и отверстия перфорации на профиле и полках, а также уровня интенсивности турбулентности потока в различных частях межлопаточных каналов.
4. Метод расчетной оценки потерь в турбинных решетках методом локальной аппроксимации экспериментальных данных.
5. Метод проектирования лопаточных аппаратов, основанный на корреляции между распределением скорости потока и распределением кривизны профиля.
6. Экспериментальные результаты, полученные при исследовании высоконагруженной полноразмерной трансзвуковой турбинной ступени при выдуве охлаждающего воздуха в сопловом аппарате и различной величине радиального зазора.
7. Расчетные и экспериментальные результаты, полученные при проектировании и исследовании двухступенчатой турбины низкого давления с саблевидными сопловыми лопатками.
Апробация работы Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались: на ХХХ, ХХХVI, ХХХIX, XLI, XLVI сессиях комиссии АН СССР и РАН по газовым турбинам в 1983,1989, 1990, 1994, 1999 годах; на Международных конференциях: 85th AGARD - PEP Symposium УLoss Mechanisms and Unsteady Flows in TurbomachinesФ, Derby, UK, May 1995; The International Gas Turbine & Aeroengine Congress ASME TURBO EXPO 2001, June 4-7, 2001, New Orleans, USA; The International Gas Turbine & Aeroengine Congress ASME TURBO EXPO 2002, June 36, 2002, Amsterdam, The Netherland; The Sixth International Symposium on Experimental and Computational Aerothermodynamics of Internal Flows, April 7-11, 2003, Shanghai, China; The International Gas Turbine & Aeroengine Congress ASME TURBO EXPO 2003, June 16-19, 2003, Atlanta, Georgia, USA; The International Gas Turbine & Aeroengine Congress ASME TURBO EXPO 2004, June 14-17, 2004, Vienna, Austria; 7th European Conference on TURBOMACHINERY Fluid Dynamics and Thermodynamics, March 5-9, 2007, Athens Greece; The International Gas Turbine & Aeroengine Congress ASME TURBO EXPO 2007, May 14-17, 2007, Montreal, Canada; XVIII International Symposium on ISABE, Beijing, China, 2-7 September, 2007; ASME TURBO EXPO 2009, June 8-12, 2009, Orlando, Florida, USA, ASME TURBO EXPO 2010, June 14-18, 2010, Glasgow, UK.
Публикации по работе. Основные результаты исследований опубликованы в 51 работе.
Объем работы. Диссертация состоит из введения, восьми глав, общих выводов, списка литературы, включающего 174 наименования. Изложена на 235 страницах, содержит 126 рисунков и таблиц.
Краткое содержание работы Во введении определены основные задачи, актуальность и цель исследования, отражена практическая значимость решаемой научной проблемы В первой главе приводится обзор литературных данных по особенностям численных и экспериментальных подходов при исследовании структуры потока и потерь в проточной части охлаждаемых высоконагруженных ступеней газовых турбин, а также методов их проектирования.
Сопловые и рабочие лопатки высоконагруженных ступеней работают в трансзвуковом диапазоне скоростей на выходе (М2 = 0.8Ц1.2) и являются охлаждаемыми. Постановка прямой задачи о течении газа в турбинных венцах на трансзвуковых режимах является сложной задачей, когда стационарная картина течения описывается: при значении чисел Маха М< 1 уравнениями эллиптического типа, при М=1 уравнениями параболического типа, а при М>1 уравнениями гиперболического типа. При использовании метода установления по времени стационарная картина течения заменяется нестационарной, которая описывается только уравнениями гиперболического типа и стационарная картина течения есть асимптотический предел по времени решения нестационарных уравнений. Анализ различных численных схем показал, что для численного интегрирования нестационарных уравнений Эйлера и Навье-Стокса эффективной оказалась разностная схема сквозного счета, предложенная С.К. Годуновым. Параллельно с совершенствованием численных схем развивались также методы расчета: плоских турбинных решеток, изолированных венцов, отдельных ступеней и многоступенчатых турбин. В частности, на основе расчетов течения методом установления предложены алгоритмы улучшения обтекания профиля в трансзвуковых турбинных решетках, позволившие на стадии проектирования оптимизировать плоские сечения лопатки, на основе которых формируется пространственная поверхность лопаточных аппаратов.
Экспериментальные исследования трансзвуковых течений в турбинных решетках и ступенях позволили получить важную информацию относительно влияния: формы межлопаточных каналов и режима работы на структуру волнового спектра, потери и трансформацию звуковой линии, нестационарного характера взаимодействия скачка уплотнения с пограничным слоем на спинке на возникновения нестационарных отрывных явлений и т.д. Помимо традиционных исследований потока пневмометрическими зондами, используются измерения пульсаций скорости при помощи Лазерного Измерителя Скорости (ЛИС) и различные способы визуализация потока на стенках межлопаточных каналов. Испытания плоских, секторных и кольцевых решеток позволили глубоко исследовать структуру потока, особенности волнового спектра на трансзвуковых режимах, выявить отдельные виды потерь. Однако полную картину влияния трансзвуковых режимов на работу турбины дают экспериментальные исследования ступеней. В научно-технической литературе приводятся данные по исследованию высоконагруженных турбинных ступеней в различных исследовательских центрах и фирмах. Обобщение экспериментальных значений кпд, как функции нагрузки и расходного коэффициента *t = f (H/u2, Vх/u), показало, что разброс значений кпд для турбинных ступеней с примерно одинаковой нагрузкой h/u2 = 2.1Ц2.3 составляет примерно = 7%, что указывает на большую чувствительность трансзвукового потока к незначительным изменениям формы венцов и условий работы.
Усложнение структуры потока при трансзвуковых режимах приводит к увеличению потерь в межлопаточных каналах и трудностям их предсказания. Кроме того, в современных газовых турбинах выпуск охлаждающего воздуха через щели в выходных кромках, через отверстия перфорации на поверхностях лопаток и торцевых поверхностях (платформах) приводит к изменению структуры пристенных течений и может служить источником дополнительных потерь. Для минимизации потерь разрабатывались различные методики проектирования плоских решеток и пространственных венцов, в частности профили формировались при помощи: сопряжения дуг окружностей и гиперболических спиралей, а также лемнискат Бернулли; метода характеристик для формирования спинки в косом срезе при сверхзвуковых скоростях на выходе и т.д. Однако разработанные методики профилирования предназначались, в основном, для неохлаждаемых лопаток с тонкими выходными кромками. Профилирование решеток с профилями, имеющими толстые выходные кромки, потребовали применения новых подходов, в частности, метода доминирующей кривизны. Основы пространственного проектирования лопаточных венцов с целью минимизации потерь были заложены в работах Дейча, Филиппова и Ван-Чжун-Ци в 60-е годы 20 века, где впервые были описаны саблевидные лопатки для минимизации вторичных потерь. Развитие ЭВМ и появление программных комплексов вычислительной газодинамики (CFD) возродили интерес к реализации 3D подходов при проектировании реальных турбин. При помощи изменения пространственной формы лопаток воздействуют на поток, изменяя его характеристики.
Во второй главе рассматриваются особенности численных подходов для исследования потока и потерь в элементах проточной части высоконагруженных турбинных ступеней. Постановка задачи для трансзвуковой турбинной решетки осложняется одновременным присутствием зон дозвукового и сверхзвукового течений. Численное решение было получено при использовании процесса установления и монотонной разностной схемы С.К. Годунова для решении нестационарной системы уравнений Эйлера. Использование методики ограничивалось продолжительностью счета из-за применения равномерных густых расчетных сеток для получения достаточной точности решения.
Для сокращения времени счета при одновременном повышении точности была разработана модифицированная схема Годунова, в которой кусочно-постоянное распределение параметров по ячейкам расчетной сетки в исходной схеме заменили кусочно-линейной аппроксимацией параметров по ячейкам. Это сняло (по сравнению с исходной схемой Годунова) требование о плавности изменения размеров ячеек сетки, позволило строить разреженные, адаптированные к форме канала расчетные сетки и повысило порядок аппроксимации исходных уравнений до второго по пространственным переменным. Это повысило точность решения при сокращении время счета в 6Ц 10 раз по сравнению с расчетами по исходной схеме Годунова. Вид расчетной сетки и картина течения (линии М=const) в турбинной решетке c внутренним и внешним скачками уплотнения приведены на рис. 1.
Рис.1 Расчетная НЦсетка и структура потока при расчетах по уравнениям Эйлера Дальнейшее повышение точности расчетов течения и интегральных характеристик турбин по уравнениям Эйлера связано с адекватным моделированием деформации радиальной эпюры температуры вдоль проточной части. Радиальные распределения полной температуры в осевых зазорах является граничным условием для аэродинамических, тепловых и прочностных расчетов венцов. Однако опыт использования различных программ для осесимметричных и даже пространственных расчетов указывает на заметное различие между расчетными и измеренными радиальными распределениями температуры в осевых зазорах. (При этом расчетные значения других параметров могут хорошо совпадать с измеренными значениями.) При использовании большинства программ форма входной радиальной эпюры температур остается подобной при прохождении вдоль проточной части, в то время как экспериментальные данные демонстрируют.
.
.
.
.
.
.
.
.
значительное изменение (деформацию) входной эпюры полных температур от ступени к ступени.
Моделирование температурных явлений является сложной проблемой из-за ограниченного количества экспериментальных данных относительно изменения температурного поля в реальных многоступенчатых турбинах. В работе собраны экспериментальные данные по измерению радиальной эпюры температур вдоль проточной части в 10 турбинах, которые значительно отличались друг от друга по расходу, мощности и количеству ступеней. На рис. 2-а экспериментальные эпюры относительной температуры Т*= Т*- Т* на входе имеют выраженный ср параболический характер и разница температуры между температурой потока около корпуса и максимальной температурой составляет 300 - 400 градусов.
Выход CА0.0.Turbine #Turbine #Turbine #0.6 Turbine #0.Turbine #Turbine #Turbine #Turbine #Turbine #Turbine #0.0.Turbine #Turbine #Turbine #0.2 0.-500 -400 -300 -200 -100 0 100 2-150 -100 -50 0 50 100 1 T* T* а) б) Рис.2 Измеренное распределение относительной полной температуры по радиусу:
а) - на входе в турбины; б) - на выходе из проточной части На рис. 2-б видно, что радиальные распределения температуры на выходе являются более равномерными. На основе, проанализированных экспериментальных данных по температуре в рамках решения системы уравнений Эйлера был разработан алгоритм учета температурной деформации вдоль проточной части. Предложенный тепловой алгоритм позволяет более точно предсказывать граничные условия для венцов и интегральные характеристики всей турбины при использовании программы расчета пространственного потока в многоступенчатых турбинах по уравнениям Эйлера.
Для расчета потерь на трансзвуковых режимах был разработан быстрый метод, основанный на статистической обработке экспериментальных данных по потерям в турбинных решетках.
Приемлемая точность при расчете профильных потерь на трансзвуковых режимах была достигнута при использовании метода локальной аппроксимации имеющихся экспериментальных данных.
На рис 3 приведено сопоставление расчетных и экспериментальных значений профильных потерь для 7 решеток. Необходимо отметить, что все лопатки имели относительную толщину выходной кромки d2 > 10%.
относительная высота относительная высота пр пр 1 0.0.0.0.0.0.0.0.0.0.0.0.06 0.0.0.0.0.0.0.0.0.0.0.0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 2 ад 2 ад Рис. 3 Сравнение расчетных и экспериментальных потерь в решетках 1 - 7. - эксперимент; расчет В третьей главе рассматриваются экспериментальные методы изучения структуры потока и определения потерь в лопаточных аппаратах газовых турбин. При исследовании турбинных решеток на трансзвуковых режимах необходимо подробнее измерять поля полного и статического давлений из-за значительной окружной неравномерности давления и углов выхода потока за решеткой, вызванной внешними и внутренними кромочными скачками уплотнения. Для траверсирования потока за решеткой были разработаны несколько типов комбинированных насадков. В результате сравнительных испытаний наименьшую погрешность продемонстрировал комбинированный насадок, где трубка Пито, объединенная с двумя скошенными трубками для измерения углов потока разнесена по фронту с игольчатым насадком для измерения статического давления с целью исключения их взаимного влияния.
По сравнению с испытаниями плоских решеток преимуществом секторных решеток является возможность исследования натурных лопаток. Особенностью при испытании секторных решеток является обеспечение граничных условий на входе и выходе близких натурным. В частности, при отсутствии радиального градиента на выходе за решеткой под действием поля центробежных сил возникает отрыв потока от втулки, резко искажающий всю картины течения (в том числе и уровень потерь). Для моделирования реального радиального градиента за трансзвуковой секторной решеткой было выполнено устройство в виде кольцевого сегмента, размещенного на периферии проточной части. На рис. 4 приведена схема секторной решетки с устройством, позволяющим моделировать реальный радиальный градиент давления за решеткой.
1.1.1.1.?=6мм ?=6мм 1.1.РТ РТ 1.1.?=3мм ?=3мм 1.1.1.1.0.8 0.9 1 1.1 1.2 1.0.8 0.9 1 1.1 1.2 1.2адср 2адср а) б) Рис. 4 Секторная решетка с устройством, моделирующим радиальный градиент а)Схема секторной решетки; б) Зависимость отношения средних статических давлений на периферии и у втулки от скорости 2 ад ср Наиболее подходящими для исследования локальной структуры потока, особенно, внутри межлопаточных каналов, являются бесконтактные методы измерения характеристик течения. К таким методам относится метод определение количественных характеристик потока при помощи лазерного измерителя скорости (ЛИС). Для комплексного экспериментального исследования характеристик трансзвуковых решеток был создан экспериментальный комплекс, приведенный на рис.5, который позволяет получать информацию об особенностях структуры потока в турбинных решетках при использовании различных экспериментальных методов.
Рис. 5. Схема экспериментального комплекса: 1 - рабочая часть, 2 - ресивер, 3 ЦТеплер, 4 - лазер, 5 - оптическая система, 6 - электромотор.
Оптическая схема ЛИС позволяет проводить измерение двух компонент скорости в диапазоне Vx,y = 100 - 400 м/c с погрешностью 0.01. Для получения надежных измерений при помощи ЛИС необходимо рассеивать в потоке большое количество одинаковых по размерам (монодисперсных) частиц с концентрацией порядка 105/см3. Для получения таких частиц был создан специальный генератор масляных частиц. Для надежного определения локальной скорости потока необходимо не 2нар 2вт 2нар 2вт P /Р P /Р менее 3000 измерений пролета масляной частицы сквозь интерференционную решетку, созданную лучами лазера. В результате обработки измерений ЛИС получают значения пульсационной составляющей скорости, ее среднее значение и направление.
При визуализации картины течения на трансзвуковых режимах работы особенно важно фиксировать картину течения на заданном режиме работы. Поэтому был разработан специальный способ визуализации, позволяющий отделить картину течения на исследуемом режиме от тех воздействий, которые оказывают на нее другие режимы работы. Для получения картины течения на заданном режиме к основному потоку подмешивается мелко распыленный краситель, который тонким слоем покрывает обтекаемые элементы проточной части, фиксируя линии тока, следы скачков уплотнения, отрывных зон, и т. д. На рис. 6 видны различные картины течения на спинке на разных режимах обтекания.
Отрывная зона Отрывная зона а) б) Рис. 6 Визуализация потока на спинке лопатки на режимах: а) - 2 ад = 1.05; б) - 2 ад = 1.В четвертой главе проведено изучение особенностей структуры потока в лопаточных аппаратах турбин численными и экспериментальными методами. В частности, расчеты течения по уравнениям Эйлера показали, что в большинстве исследованных решеток, звуковая линия не была прямолинейной и не располагалась в окрестности геометрического горла. Значительное расширение информации о структуре потока дали расчеты по уравнениям НавьеЦСтокса. Учет вязких эффектов, уровня и масштаба турбулентности позволили уточнить расположение и интенсивность скачков уплотнения после их взаимодействия с пограничным слоем, выявить расположение и размеры отрывных зон. Значительное сгущение расчетной сетки в окрестности профиля (сетка типа О) позволяет зафиксировать особенности обтекания входной и выходной кромок, след за решеткой и уровень потерь.
Такой подход был использован при анализе структуры потока и потерь в турбинных решетках различной конфигурации. В частности были спроектированы: средненагруженная, задненагруженная и передненагруженная периферийные решетки. Для этих решеток с различной кривизной спинки (угол отгиба соответственно = 24, 33, 44) было проведено численное исследование в широком диапазоне изменения чисел Re = 2Е12х105 и интенсивности турбулентности на входе = 0.02Е0.12.
Расчеты показали, что для редких решеток периферийных сечений (t/l =1.05) уровень профильных потерь при интенсивности входной турбулентности > 0.02 и Re > 5x105 практически не зависит от характера распределения скорости вдоль спинки профиля. На рис.7 приведены для задненагруженной решетки распределения линий ад = const, полученные на основе решения по уравнениям НавьеЦСтокса, при двух значениях числа Re = 3x105 и 5x105 при степени турбулентности потока перед решетками = 0.04. Видно, что при Re = 5x105 не происходит отрыва потока на спинке, но уже при Re= 3x105 реализуется развитой отрыв на спинке (коэффициент трения сf<0).
1 2 (отрыв на спинке) Рис. 7 Структура потока в задненагруженной решетке при разных числах Re при 2ад =0.При экспериментальном исследовании турбинных решеток рассматривают три характерные области: перед решеткой определяются: распределение полного давления и интенсивность турбулентности; в межлопаточном канале определяются: расположение и величина местных сверхзвуковых зон, расположение и интенсивность внутренних скачков уплотнения, характер их взаимодействия с пограничным слоем, наличие отрывных зон; за выходными кромками определяются: расположение и интенсивность внешних скачков уплотнения, величина донного давления, потери полного давления в кромочном следе. Кроме того, проводятся измерения:
статического давления по обводам профиля и вдоль фронта за решеткой в пределах 1.5Ц2 шагов на втулке и периферии, визуализация потока на поверхностях межлопаточного канала. На рис.приведены экспериментальные распределения скорости ад по обводам профиля в плоских решетках (сопловой и рабочей), которые позволяют проанализировать интенсивность и поведение внутреннего скачка уплотнения в зависимости от приведенной скорости за решеткой 2 ад.
Рис. 8 Экспериментальное распределение скорости в сопловой и рабочей решетках Экспериментальное исследование пространственной структуры потока проводилось на секторной решетке, составленной из 7 натурных сопловых охлаждаемых лопаток, приведенной на рис 9.
Рис. 9 Вид секторного пакета и схема измерения статического давления на выходе Результаты измерений на входе в решетку показали, что на всех режимах работы поле давлений было достаточно однородным. На выходе из решетки для фиксации значительной неравномерности потока статическое давление измерялось вдоль фронта решетки на периферии и на втулке на различных расстояниях от выходных кромок по направлению осевой составляющей скорости потока (см. рис.9).
Комбинированный насадок траверсировал поток по концентрическим дугам за секторной решеткой в окружном направлении при различном расположении координатника по высоте канала. Двухрядное расположение отборов статического давления на периферии и на втулке позволило определить расположение внешних кромочных скачков за секторной решеткой. На рис. 10 видно резкое увеличение неравномерности статического давления вдоль фронта и угла потока при увеличении значений приведенной скорости на выходе до 2 ад ср = 1.1Ц1.2 из-за увеличения интенсивности внешних кромочных скачков.
2ад ср =1.p h = 48 мм * 0.p0.a) 0.0.Y, мм 0.периферия (2ад=1.09) 0.h = 48 мм 50 мм (стенка) 0.б) 49 мм 0.0.54 56 58 60 62 64 66 0.втулка (2ад=1.15) 0.0.с) 0 (стенка) 0.h = 2 мм Nотб 0.74 76 78 80 82 84 86 Рис. 10 Результаты измерения статического давления и угла потока Для анализа локальной структуры потока был использован лазерный измеритель скорости и проведено комплексное расчетно - экспериментальное исследование структуры потока в сопловой и рабочей решетках.
а) а) а) Сечение Сечение Сечение Сечение Сечение Сечение Сечение Сечение Сечение Сечение б) б) в) в) б) б) б) Сечение Сечение Сечение a) a) Выходные кромки Выходные кромки Сечение 5 в) Сечение 5 в) Сечение 5 в) отрыв отрыв г) д) е) Рис.11 Результаты комплексного исследования структуры потока в соловой решетке а) - линии = const в межлопаточном канале при 1 ад = 1.0 и Re = 9.8x105; - места измерений лазерным анемометром; б) - распределение приведенной скорости ад : - расчет по уравнениям НавьеЦСтокса; 2 - расчет по уравнениям Эйлера; - эксперимент; в) - коэффициент трения сf вдоль обводов профиля; г) - картина течения в окрестности выходной кромки; д) - визуализация течения на выпуклой поверхности в косом срезе; е)- измерения лазерным анемометром На рис. 11 приведены результаты комплексного исследования структуры потока в сопловой решетке на режиме 1 ад = 1.0. Поскольку условие возникновения отрыва и развитие отрывной зоны зависят от уровня местной турбулентности потока, то в точках, указанных на рис.11-а, лазерным анемометром измерялись мгновенные значения скорости, по которым определялись ее среднее значение и пульсационные составляющие. На рис. 11-е приведены распределения средней скорости и интенсивности турбулентности , измеренные ЛИС. Аналогичное расчетноЦэкспериментальное исследование было проведено для рабочей решетки на режиме 1 ад=1.1. Исследование показало, что в этой рабочей решетке существуют отрывные зоны одна на выпуклой поверхности, а другая на вогнутой поверхности. Эти отрывные зоны были зафиксированы, как в расчете, так и в эксперименте, в частности при помощи визуализации потока на поверхности лопатки. Измерения лазерным анемометром в различных частях межлопаточного канала позволили уточнить локальную структуру потока в рабочей решетке.
В пятой главе проведено изучение потерь и расходных характеристик в лопаточных аппаратах газовых турбин. Примеры экспериментального и расчетного изучения структуры потока, отмеченные выше, показывают, что внутри межлопаточных каналов турбинных решеток в зависимости от режима работы и формы межлопаточного канала могут реализоваться различные сочетания внутренних и внешних скачков уплотнения, которые определяют уровень волновых потерь. Помимо потерь полного давления в скачках уплотнения, скачки могут приводить к значительному возрастанию потерь из-за отрыва потока. Изучение изменения интенсивности скачков уплотнения и их расположения проводилось для всех исследованных решеток при помощи методов, описанных в предыдущих главах.
Уровень кромочных потерь в турбинных решетках в значительной степени определяется величиной кромочного давления, которое зависит от характера обтекания выходной кромки, как на дозвуковых, так и на сверхзвуковых режимах. Кромочное давление измерялось при помощи трубок отбора давления, которые располагались либо в щели для выпуска охлаждающего воздуха, либо в теле выходной кромки. При конфузорном обтекании выходного участка выходного участка спинки происходит уменьшение давления, а при диффузорном происходит увеличение давления во внешнем потоке, т.е. кромочное давление Ркр возрастает и может оказаться выше, чем среднее статическое давление за решеткой Р2ср. В решетках с небольшими значениями углов отгиба = 0 - 4 (реш.50 на рис. 13) при увеличении приведенной скорости за решеткой 2 ад до околозвуковых значений коэффициент кромочного давления pкр = (ркр - р2ср)/0.5v2 резко уменьшается и при 2 ад = 0.95 - 1.0 принимает значения pкр = - 0.4 - 0.5, а профильные потери увеличиваются на = 0.03. При увеличении углов отгиба из-за диффузорного характера течения со стороны выпуклой поверхности кромочное давление может стать больше среднего статического давления за решеткой. На рис. видно, что в решетке 47 уровень коэффициента pкр на дозвуковых режимах близок к нулю, а в диапазоне 2 ад = 0.9 - 1.0 принимает положительные значения и кромочные потери в этой решетке пр = 0.028.. При этом процесс уменьшения коэффициента pкр смещается в зону сверхзвуковых значений 2 ад. В частности, для решетки 47 (угол отгиба = 16) минимумpкр наблюдается при 2 ад = 1.08, в то время как для решетки 50 ( = 4) минимум pкр был при 2 ад = 0.97.
Pkр Pkр Решетка 50 Атлас Решетка 50 Атлас 0.0.Решетка 47 Атлас Решетка 47 Атлас Решетка 47 Атлас Решетка 47 Атлас проф проф -0.1 Pkр -0.1 Pkр Решетка 50 Атлас Решетка 50 Атлас 0.0.0.0.проф проф -0.-0.0.0.0.0.0.0.-0.-0.0.0.-0.-0.-0.1 0.-0.1 0.-0.-0.0.0.0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 2ад 2ад -0.0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 2ад 2ад -0.0.0.0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2ад 2ад 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2ад 2ад Рис. 12 Зависимость коэффициентов pкр и пр от 2 ад при углах отгиба = 4 и 16.
Немонотонный характер изменения профильных потерь при изменении режима работы решетки связан с немонотонным характером изменения коэффициента кромочного давленияpкр, величина составляющих которого зависит от структуры потока на выходе из решетки.
В современных охлаждаемых турбинах воздух выпускается: через щели в выходных кромках; через систему щелей или отверстий на вогнутой поверхности около выходной кромки;, через перфорацию на профиле и на торцевых поверхностях.
Исследование влияния выпуска воздуха через щели в выходных кромках проводилось для группы решеток, соответствующих по своим геометрическим характеристикам корневым, средним и периферийным сечениям рабочей лопатки; их геометрические параметры приведены в таблице 1.
Таблица Испытания решеток 1Ц4 проводились в три этапа: исследование при исходной, прямоугольной форме выходных кромок; исследование при закругленной форме выходных кромок; исследование решеток 1а и 3а, составленных из тех же профилей, отличающихся относительным шагом, а также толщиной и формой выходных кромок. Испытания показали, что скругление выходной кромки привело к уменьшению профильных потерь во всех решетках соответственно: на 0.01Ц0.015 в Реш.(периферийное сечение); на 0.025Ц0.03 в Реш.2 (среднее сечение); на 0.03Ц0.04 в Реш.(корневое сечение).
2ад =1.0.1.пр пр 1.0.0.G % в 0.0 1 2 3 4 0.2ад = 0.1.0.1.0.G % в 0.0 1 2 3 4 а) б) Рис. 13 Выпуск воздуха через щели в выходных кромках а) Зависимость пр от 2ад в Реш. 2 при различной форме выходной кромки.
б) Зависимость коэффициента скорости от выдува охлаждающего воздуха При выпуске воздуха через выходные кромки кромочное давление увеличивается, а потери соответственно уменьшаются (см. рис. 13). На околозвуковых режимах при пониженном кромочном давлении и расходе охлаждающего воздуха G=0.02Ц0.03 суммарные потери при закругленных кромках на 0.01Ц 0.02 меньше, чем при прямоугольных выходных кромках.
Одним из наиболее эффективных способов охлаждения лопаток является заградительное или пленочное охлаждение, когда охлаждающий воздух выпускается через отверстия перфорации на профиле и торцевых поверхностях, создавая заградительную пелену на поверхности лопатки.
Проведенные исследования указывают, что при рациональном выполнении системы отверстий для выпуска воздуха потери, возникающие при взаимодействии воздуха с основным потоком, могут быть незначительными. В частности для сопловых лопаток на трансзвуковых режимах местные потери, возникающие из-за воздуха, выпускаемого из отверстий, расположенных, в основном, на передней части лопатки, относятся к перепаду, соответствующему трансзвуковым значениям скорости на выходе из лопатки. Однако при нерациональной организации выпуска воздуха, например, в зоне больших скоростей основного потока и под большими углами к обводам профиля потери резко возрастают. В настоящее время, когда резервы дальнейшего повышения аэродинамической эффективности лопаточных аппаратов практически исчерпаны и с учетом применения развитого заградительного охлаждения с увеличенным расходом охлаждающего воздуха через перфорацию, рациональное выполнение системы отверстий может явиться дополнительным резервом по повышению кпд высокотемпературных турбин. На рис.14 представлены схемы перфорации входной кромки сопловой и рабочей лопаток. При исследовании решеток рассматривалось влияние выпуска воздуха через отдельные ряды перфорации, для того чтобы оценить какие ряды перфорации наиболее сильно влияют на изменение потерь.
сопловая лопатка рабочая лопатка Рис. 14 Схема перфорированной входной кромки лопаток В частности, на рис. 15-а видно, что при выпуске воздуха через отверстия 1Ц3 в сопловой лопатке, расположенные на спинке профиля происходит незначительное уменьшение коэффициента . При выпуске воздуха через все отверстия 1Ц10 (рис. 15-б) видно четкое расслоение зависимости от значений скорости 2ад. На сверхзвуковых режимах работы наблюдается даже увеличение коэффициента скорости. Это связано с тем, что характер обтекания входной кромки и, следовательно, величина потерь смешения при 2ад> 0.9 не изменяются, а располагаемая энергия потока растет и поэтому коэффициент потерь смешения уменьшается. При выпуске воздуха в количестве до Gв= 0.03 через ряды 1Ц6 (рис. 15-в), расположенные преимущественно на спинке профиля коэффициент скорости уменьшается примерно на 0.5% при скорости на выходе из решетки 2ад= 0.87.
Рис. 15 Зависимость от Gв в сопловой лопатке при выпуске воздуха через ряды:
а) 1Ц3; б) 1-10; в) 1-В рабочих решетках из-за меньшей степени конфузорности и меньшей толщине входной кромки дополнительные потери, связанные с выпуском воздуха через перфорацию, как правило, выше, чем в сопловых аппаратах. На рис. 16 показано влияние выпуска воздуха через перфорацию в решетах 5 и 6 из таблицы 1 в зависимости от расхода воздуха и углов атаки.
Рис. 16 Зависимость коэффициента скорости от расхода воздуха через перфорацию в решетках 5 и 6 при различных углах атаки При положительных углах атаки i=0Ц20, Gв< 0.02 и 2ад< 0.8 уменьшение коэффициента скорости не превышает 0.003 - 0.005. При отрицательных углах атаки влияние выпуска через перфорацию на снижение величины более заметно: при Gв= 0.02 0.005 - 0.01. Это объясняется увеличением потерь смешения из-за увеличения скорости основного потока в зоне 3-го и 4-го рядов, расположенных со стороны вогнутой поверхности.
. На рис.17 показано изменение коэффициента потерь по высоте лопатки на режиме 2ад.ср.=1.12 при выпуске воздуха через отверстия на торцевых поверхностях и без выпуска воздуха в секторной решетке (см. рис 9). Суммарное увеличение потерь при выпуске воздуха через торцевые поверхности составило = 0.015 - 0.02; а локально в средних сечениях 0.01Ц0.015.
2ад =1.Gвторц =0.Gвторц =0.00.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0. периферия втулка Рис.17 Распределение коэффициента потерь по высоте лопатки при выпуске воздуха на торцевых поверхностях Gв торц.= 0.013 и без выпуска воздуха Gв торц.= 0.
h [ mm ] Особенно сильно на изменение потерь повлиял выпуск воздуха на периферии проточной части, где воздух на торцевой поверхности выпускается через ряд отверстий 8, расположенных вдоль вогнутой поверхности. В работах различных авторов при анализе способов выпуска воздуха через торцевые поверхности делается однозначный вывод, что пленочное охлаждение торцевых поверхностей увеличивает потери. Этот результат указывает, что при защите полок сопловых лопаток при помощи пленочного охлаждения минимизация негативного влияния выпуска воздуха на полки является важным аспектом повышения эффективности охлаждаемых лопаток.
Расход газа является одной из важных характеристик турбины. Неточное определение расхода газа может привести к значительной погрешности при определении характеристик турбины и всей установки в целом, а также неверному распределению параметров по ступеням. Разнообразие конструктивных подходов при проектировании лопаток приводит к различному характеру пространственного распределения параметров и, следовательно, к погрешности при расчетах расхода, особенно, при одномерных подходах. При использовании вязких и невязких трехмерных методов расчета расхода повышаются требования к качеству численных методов. В частности, для получения необходимой точности вычисления расхода необходимо, чтобы численная схема имела порядок аппроксимации уравнений не ниже второго; расчетная сетка должна быть адаптированной к особенностям геометрии и потока, численная вязкость должна быть минимизирована, граничные условия должны быть безотражательными. Как показывают экспериментальные исследования, структура потока в лопаточных венцах современных турбин существенно отличается от одномерной.
Отличие в расходе для венцов с одной и той же площадью горлового сечения, но с различной формой межлопаточного канала может составлять 10Ц12% на дозвуковых режимах и 3Ц7% на сверхзвуковых режимах. В ряде случаев критическое сечение не совпадает с геометрическим горлом лопаточного аппарата и смещается в зону косого среза кольцевого лопаточного аппарата. При этом даже при работе лопаточного аппарата на сверхкритических режимах скорость газа в сечении геометрического горла остается дозвуковой, поэтому расход газа будет иметь докритические значения. Для анализа этого явления были проведены расчетные и экспериментальные исследования двух кольцевых сопловых аппаратов СА1 и СА2, которые отличаются только углами отгиба (распределением кривизны в косом срезе). В СА1 угол отгиба = 2.6, т.е. спинка за горлом является практически прямолинейной;. в СА2 угол отгиба = 11 и спинка в косом срезе является выпуклой с плавным распределением кривизны. Кроме того разность между конструктивным углом выхода и эффективным углом выхода для СА1 равна 2к - 2эфф = 2.44, а для СА2 2к - 2эфф = Ц1.1, т.е. в сопловой лопатке СА2 конструктивный угол выхода меньше эффективного угла. Экспериментальная продувка кольцевых сопловых аппаратов проводилась на установке открытого типа с выхлопом в атмосферу. Расход измерялся при помощи калиброванного сопла, расположенного на подводящей ветке газового тракта. Испытания обоих лопаточных аппаратов проводились в одинаковых условиях в широком диапазоне изменения перепадов давления. При этом приведенная скорость на выходе на среднем диаметре составляла 2 ад = 0.95 Е..1.25. Расчетное исследование этих сопловых аппаратов было проведено при помощи программы решения пространственной системы уравнений НавьеСтокса (программа 3D NS). На рис. 18 приведены численные и экспериментальные расходные характеристики, исследуемых сопловых аппаратов. Видно, что СА1 запирается при 2 ад = 0.90 на среднем диаметре и расчетные результаты хорошо совпадают с экспериментальными данными.
G/Gmax G/Gmax 1.1.0.0.0.0.Расчет Расчет САСА0.0. САСА0.0.0.0.2aд 2aд 0.0.0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.Рис. 18 Расходные характеристики для СА1 и САДля СА2 разница в расходе между расчетными и экспериментальными данными не превышает 1%.
Качественно обе расходные характеристики для СА2 хорошо согласуются между собой. Для САвидно, что и на сверхзвуковых режимах расход через этот сопловой аппарат остается докритическим.
При 2 ад = 0.90 СА1 запирается, а расход через СА2 на 7% меньше. При 2 ад = 1.20 разница в расходах составляет 2%. На рис. 19 приведена расчетная картина течения в СА1 и в СА2 на режиме 2 ад.ср. = 1.20, полученная по программе 3D NS (линии М=const в корневом, среднем и периферийном сечениях).
М=М=корень середина периферия корень середина периферия а) б) Рис. 19 Расчетная картина течения в корневом, среднем и периферийном сечениях а) - СА1; б)- СА2 при 2 ад.ср. = 1. На рис. 19-а видно, что звуковая линия пересекает межлопаточный канал во всех трех сечениях вверх по потоку от геометрического горла и СА1 является запертой и через нее идет максимальный расход.
На рис. 19-б видно, что звуковая линия в приведенных сечениях располагается по-разному относительно геометрического горла. Это связано с тем, что скорость потока за лопаткой не является постоянной по высоте и меняется от 2 ад = 1.32 у корня до 2 ад = 1.08 на периферии. В среднем и периферийном сечениях звуковая линия располагается вниз по потоку от геометрического горла и скорость в горле остается дозвуковой. В корневом сечении звуковая линия располагается значительно ближе к геометрическому горлу из-за местной скорости потока за лопаткой в корневом сечении 2 ад = 1.32. На рис. 19-б видно также, что след за выходной кромкой и выпуклая поверхность соседней лопатки в косом срезе образуют сужающийся канал и ускорение дозвукового потока продолжается до М=1. Место, где поток достигает звуковой скорости, является критическим сечением для канала, образованного вязким следом и твердой поверхностью лопатки. Затем этот канал начинает расширяться из-за того, что выпуклая поверхность отходит от вязкого следа и поток становится сверхзвуковым. Проведенное численное исследование показало, что, несмотря на одинаковую площадь горла, расход газа через эти лопаточные аппараты существенно отличается друг от друга. Этот факт необходимо учитывать при проектировании лопаток, а расчет расхода в лопатках, спроектированных на основе трехмерных подходов, должен проводиться при помощи трехмерных расчетных методов, поскольку расчет расхода одномерными методами может приводить к значительным ошибкам.
В шестой главе рассматриваются методы повышения газодинамической эффективности и особенности проектирования лопаточных аппаратов газовых турбин. Исследования трансзвуковых лопаток показали, что наибольшее воздействие на структуру потока оказывает форма спинки, перераспределяя кривизну которой можно влиять на структуру течения в лопатке и корректировать обводы профиля на основе корреляции между кривизной спинки и величиной местной скорости потока. Из уравнений плоского течения газа, записанных в естественной системе координат, следует соотношение d/ = - dR/R = dK/K, где R и К=1/R соответственно радиус кривизны линии тока и ее кривизна. Увеличение кривизны поверхности (dR< 0) приводит к увеличению местной скорости потока (d>0) и наоборот, уменьшение кривизны приводит к торможению потока (dR>0; d<0).
Корректировка профиля лопатки проводится путем решения серии прямых задач методом установления в итерационном процессе. На каждом шаге в зависимости от уровня скорости и характера ее распределения по спинке профиля корректируется распределение кривизны спинки в ) ) соответствии со следующей зависимостью: Ki = Ki + ( к - адi), где Ki и Ki - исходное и новое значение кривизны в iЦм узле сетки; = 0.7 - 1.3 коэффициент релаксации ; к = адi/ 2ад и адi = адi/ 2ад - заданное и вычисленное на данной итерации значения относительной скорости адi в iЦой точке. Затем по измененному распределению кривизны восстанавливается контур спинки профиля и корректируется расчетная сетка вблизи спинки. Процесс продолжается до получения решетки с перерасширением потока на спинке порядка макс< 1.1Е.1.15. Восстановление формы спинки по откорректированной кривизне проводится путем численного интегрирования методом Рунге-КуттаФельдберга обыкновенного дифференциального уравнения второго порядка, выражающего кривизну yТТ - K(x)(1+yТ2)1.5 = 0. Разработанная методика была применена для повышения эффективности ряда лопаточных аппаратов. В частности, на рис. 20 приведены распределения скорости ад по обводам профиля в исходной и в оптимизированной сопловой решетке на режиме 2ад = 0.9. Видно, что в исходной решетке на спинке в окрестности геометрического горла возникает перерасширение потока, замыкающееся скачком уплотнения (кривая 1). Корректировка профиля позволила получить распределение скорости без скачка уплотнения (кривая 2).
Рис.20 Распределение скорости ад по обводам профиля в исходной и оптимизированной сопловой решетке на режиме 2ад = 0.9.
Разработанная методика применялась для перепрофилирования корневого сечения рабочего колеса.
На рис. 21-а видно, что перераспределение кривизны спинки привело к уменьшению коэффициента диффузорности потока от макс/ 2ад = 1.4 в исходной решетке до.макс/ 2ад = 1.2 в оптимизированной решетке.
Реш. Реш. Реш.Реш.а) б) в) г) Рис.21 Оптимизация рабочей решетки: а) Распределение скорости ад по спинке профиля в исходной (Реш. 3) и оптимизированной (Реш. 4) рабочей решетке при 2ад = 0.75;
б) Коэффициент потерь в исходной и оптимизированной рабочей решетке;
в) Визуализация потока на спинке в исходной Реш.3; г) Визуализация в Реш.4.
Неблагоприятное обтекание спинки в исходной решетке приводило к отрыву потока и значительным профильным потерям. Отрыв на спинке отчетливо виден на рис. 21-в при визуализации течения на спинке по методике, описанной выше. Визуализация течения на спинке в оптимизированной решетке (рис. 21-г) указывает на регулярное упорядоченное течение вдоль спинки без отрыва потока.
Перераспределение кривизны спинки в исходной рабочей решетке привели к снижению профильных потерь в оптимизированной решетке на пр = 0.03 - 0.04 в диапазоне скоростей на выходе 2ад = 0.6 - 1.05 ( см. рис.21-б).
Для проектирования высоконагруженных трансзвуковых турбинных ступеней был предложен подход, основанный на выборе точки (граничных условий) для проектирования лопаточных аппаратов трансзвуковой ступени. Обычно при проектировании ступеней в качестве граничного условия на проектирование исходят из выбора оптимального значения параметра (u/cад)опт= 0.5 - 0.55. Однако, когда ступень работает при уменьшенных значениях параметра u/cад = 0.4-0.45 лопаточные аппараты, спроектированные при (u/cад)опт = 0.5 - 0.55 будут работать с повышенными потерями при u/cад = 0.4-0.45 из-за работы лопаток на положительных углах атаки.
Для повышения эффективности высоконагруженных трансзвуковых турбинных ступеней предлагается проектирование лопаточных аппаратов проводить при граничных условиях, соответствующих более низким значениям u/cад, например, при u/cад = 0.35 - 0.38. Важным аспектом такого подхода является наличие: удобного аппарата для аналитического проектирования лопаточных венцов, материала по обобщению накопленных экспериментальных данных по трансзвуковым решеткам и ступеням, высокоточных методик и программ для расчета структуры потока и потерь в трансзвуковых лопаточных аппаратах. Опираясь на принципы и подходы, сформулированные выше, была спроектирована высоконагруженная трансзвуковая ступень.
Граничные условия, на которые проектировались лопатки, приведены в таблице 2. В качестве соплового аппарата использовался сопловой аппарат, подробно исследованный в главе 3 в составе секторного пакета. Таблица hса hрк n Т* u/cад 1 1 2 c1t w2t об/мин.
mm. mm.
3.2 0.38 0.51 52 64 16 31 43 1.01 1.23 75При проектировании рабочей лопатки учитывалось, что она должна работать при сверхзвуковых скоростях на выходе и с большими углами поворота потока = 128. Допустимый уровень профильных потерь для среднего сечения был определен в результате параметрического исследования при помощи расчетной оценки потерь методом локальной аппроксимации экспериментальных данных. Предварительные расчеты показали, что уровень профильных потерь в рабочей лопатке, проектируемой трансзвуковой ступени не должен превышать пр = 0.06Ц0.07 при скорости на выходе 2ад = 1.15 - 1.27. Численное исследование высоконагруженной ступени проводилось при использовании программного комплекса 3D NS. Расчеты показали, что в сопловой лопатке на расчетном режиме c1ад= 1.05 зоны вторичных течений занимают незначительную часть на выпуклой поверхности. Расчетные суммарные потери в сопловой лопатке составили полн.=0.066.
Рабочее колесо работает при сверхзвуковых скоростях потока на выходе =1.27. На рис. w2aд приведены расчетные распределения линий приведенной скорости ад=const в корневом, среднем, периферийном сечениях, а также в радиальном зазоре для рабочей лопатки. Видно, что волновая структура потока, во всех представленных сечениях примерно одинакова: слабый внутренний скачок уплотнения и интенсивный внешний скачок уплотнения.
корень середина периферия рад. зазор Рис. 22 Распределение линий ад = const в межлопаточном канале Для определения уровня потерь в рабочей лопатке была изготовлена плоская решетка, соответствующая среднему сечению и проведены ее испытания в широком диапазоне изменения скорости на выходе 2ад = 0.7 - 1.4. На рис. 23 видно, что в диапазоне скоростей на выходе 2ад = 1.1 - 1.25 коэффициент пр имеет практически постоянное значение равное примерно пр = 0.065.
Рис. 23 Экспериментальная зависимость пр от скорости 2ад для рабочей решеткой.
Учитывая, что рабочая лопатка имеет меридиональное раскрытие во втулочной области, было проведено экспериментальное исследование рабочей решетки при различной форме меридионального раскрытия, а также исследования чувствительности рабочей решетки к углам атаки. Сравнение экспериментальных и расчетных данных по влиянию величины радиального зазора на кпд рассматриваемой ступени приведено на рис. 24. Видно хорошее совпадение расчетных и экспериментальных данных при изменении радиального зазора в пределах = 0.2 % - 1%.
* т 0.0.0. % 0.0.00 0.40 0.80 1.20 1.Ц расчет, - эксперимент Рис. 24 Зависимость кпд t* от при Т*=3.2 и u/cад = 0.38.
Таким образом, результаты расчетного исследования спроектированной высоконагруженной ступени и ее элементов были верифицированы путем сопоставления с экспериментальными данными и позволили более подробно исследовать структуру потока в элементах проточной части ступени, в частности в радиальном зазоре.
В седьмой главе представлены результаты экспериментального исследования, спроектированной высоконагруженной трансзвуковой ступени. В результате предварительных расчетных и экспериментальных исследований сопловой и рабочей лопатки было отмечено сильное влияние на эффективность лопаточных аппаратов: выдува охлаждающего воздуха через перфорацию на торцевых поверхностях соплового аппарата, положительного угла атаки в рабочем колесе, радиального зазора в рабочей лопатке при реактивности на периферии =0.57. Экспериментальные исследования ступени позволяют понять, как данные о потерях, полученные при исследовании решеток, соответствуют данным по эффективности ступени в целом. Испытания проводились на турбинном стенде ТС-2 экспериментального центра ЦИАМ, схема которого приведена на рис. 25.
Рис. 25 Схема экспериментального стенда Испытания проводились при следующих параметрах газа: полное давление на входе 450 - 500 кРа, полная температура 750 Ц780 К, перепад давления на ступень 2.7 - 3.4, число оборотов ротора 6000 - 9000 об/мин. Охлаждающий воздух подводился к сопловому аппарату автономно через специальный мерный участок. Расход основного потока определялся при помощи калиброванного сопла установленного в подводящем трубопроводе. Выходная мощность снималась при помощи гидротормоза. Помимо стандартных измерений полного и статического давления, а также полной температуры, измерялась величина радиального зазора в процессе проведения экспериментов.
Измерения проводились при помощи специальной оптической системы, состоящей из световода, миниатюрной телекамеры и записывающей аппаратуры. В процессе испытаний на экране монитора была видна величина радиального зазора. Изменение величины радиального зазора проводилось путем подачи холодного воздуха в корпус над рабочими лопатками через специальный измерительный участок. Этот воздух предназначался для моделирования процесса охлаждения соплового аппарата. В результате температурных деформаций корпуса изменялась величина радиального зазора.
На рис. 26 приведена экспериментальная зависимость кпд ступени по заторможенным параметрам от параметра u/cад для различных значений t*. Видно, что в расчетной точке u/cад =0.38 кпд составляет t*= 0.862 - 0.865 при относительной величине радиального зазора =0.45%. При увеличении параметра u/cад до значений u/cад > 0.44 значения кпд достигают t *= 0.89. Эксперименты показали, что в одноступенчатых охлаждаемых высоконагруженных трансзвуковых турбинах может быть достигнут кпд порядка t *= 0.88-89%.
0.0.0.0.0.0.t*= 2.85 - 3.t*= 2.85 - 3.t*= 2.85 - 3.0.0.0.P.T.
P.T.
0.0.0.t*= 3.15 - 3.t*= 3.15 - 3.t*= 3.15 - 3.0.0.0.0.3 0.32 0.34 0.36 0.38 0.4 0.42 0.44 0.0.3 0.32 0.34 0.36 0.38 0.4 0.42 0.44 0.0.3 0.32 0.34 0.36 0.38 0.4 0.42 0.44 0.ад ад ад u/c u/c u/c Рис. 26 Экспериментальная зависимость кпд от u/cад при =0.45%.
Сравнение характеристик t* = f(u/cад) турбин, спроектированных по традиционной методике при u/cад=0.5 (турбина б) и по методике, предложенной в данной работе (турбина ла) при одинаковой величине относительного радиального зазора = 0.75% приведено на рис. 27.
t t t * * * 0.0. a) 0.0.0.0.б) 0.0.0.32 0.34 0.36 0.38 0.4 0.42 0.44 0.46 0.48 0.5 0.52 0.54 0.u/cад Рис. 27 Экспериментальные зависимости кпд t * от u/cад для турбин ла и б при = 0.75%. а) H/u2 = 2.3; ср= 0.5; расчетная точка u/cад=0.б) H/u2 = 1.68; ср= 0.6; расчетная точка u/cад=0.Необходимо отметить, что турбинная ступень б имела повышенную реактивность ср= 0.6, но была менее нагружена, чем рассматриваемая турбина ла. На рис.27 видно, что при u/cад < 0.5 заметное преимущество по уровню кпд имеет турбина ла.
В восьмой главе проведено проектирование, расчетное и экспериментальное исследование двухступенчатой турбины низкого давления. При проектировании двухступенчатой турбины в соответствие с принципом минимизации потерь были использованы: задненагруженные профиля для базовых сечений всех венцов турбины, саблевидные сопловые лопатки для уменьшения вторичных потерь, настройка рабочих лопаток под углы потока за саблевидными сопловыми лопатками для уменьшения потерь от углов атаки. Профилирование базовых сечений у корня, в середине, на периферии проводилось при помощи методики, основанной на использовании полиномов Безье. На основе базовых сечений были спроектированы пространственные поверхности венцов, которые также описывались полиномами Безье. Углы наклона в саблевидных сопловых лопатках в окружном направлении в корневых и периферийных сечениях, а также их окончательная форма выбирались в результате итерационного процесса по минимизации вторичных течений в СА1 и СА2 при помощи расчетов по программе 3D NS. Значения этих углов сопоставлялись с углами, рекомендованными в работах М.Е. Дейча, Г.А. Филлипова и Ван Чжу-Ци, посвященных проектированию саблевидных лопаток. На рис. 28-а приводится вид саблевидной первой сопловой лопатки. Численное исследование двухступенчатой турбины проводилось по программе 3D NS на регулярной расчетной сетке типа ОЦН, которая содержала 850 000 ячеек (см. рис.28-б). Сгущение сетки в окрестности поверхностей проточной части позволяет существенно повысить точность вычислений в зонах значительного изменения параметров.
t * а) б) Рис. 28 а) - Вид саблевидного СА1; б)- расчетной сетки на поверхностях лопаток В результате проведенных пространственных расчетов течения в пределах проточной части турбины были получены: распределения приведенной скорости ад, радиальные распределения параметров потока и потерь в осевых зазорах и на выходе из турбины, а также интегральные значения расхода, мощности и кпд. На рис. 29 приведены расчетные аэродинамические характеристики первого соплового аппарата.
ад ад is is is 333333 1.1.1.333333втулка втулка втулка 333 1.0 31.0 31.0 3333333 0.0.0.333333 0.0.0.333333периферия периферия периферия 0.0.0.333333333333 0.0.0. S S S 3S 3S 33330.00 0.05 0.10 0.15 0.20 25 27 29 31 33 0.00 0.05 0.10 0.15 0.20 25 27 29 31 33 0.00 0.05 0.10 0.15 0.20 25 27 29 31 33 0.00 0.05 0.10 0.15 0.20 25 27 29 31 33 0.00 0.05 0.10 0.15 0.20 25 27 29 31 33 0.00 0.05 0.10 0.15 0.20 25 27 29 31 33 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.полн. = 0.046 1ср = 30 потери а) б) Рис. 29 Расчетные аэродинамические характеристики первого соплового аппарата а) - Распределение приведенной скорости ад по обводам первой сопловой лопатки в периферийном, среднем и корневом сечениях б) - Линии тока на выпуклой поверхности, распределение потерь и угла выхода потока по высоте лопатки, изолинии потерь за САНа рис. 29 видно, что несмотря на большое меридиональное раскрытие СА1 благодаря пространственному проектированию удалось минимизировать интенсивность вторичных течений и, соответственно, уменьшить уровень вторичных потерь. Аналогичные результаты были получены для всех венцов этой турбины. Для сопоставления результатов проектирования и расчетных параметров турбины с экспериментальными данными были проведены испытания двухступенчатой турбины.
Экспериментальное исследование двухступенчатой турбины с саблевидными сопловыми лопатками было проведено на турбинном стенде ТС-2 экспериментального центра ЦИАМ.
На рис. 30 представлен вид турбины в условиях экспериментального стенда, с указанием сечений, которых проводились измерения параметров потока.
Рис. 30 Вид турбины на экспериментальном стенде На рис. 32 показан вид саблевидного соплового аппарата первой ступени.
Рис. 31 Вид первого соплового аппарата Сопоставление расчетных и экспериментальных данных приведено на рис. 32, где видно, что осредненные по шагу расчетные и экспериментальные распределения полного давления и полной температуры по высоте проточной части хорошо совпадают друг с другом..
R, mm R, mm R, mm R, mm 380 расчет 3380 расчет 3расчет расчет 3333340 3340 3тест тест 320 3320 3300 3300 3тест тест 280 2280 2 T*,K T*,K p*,bar p*,bar 2222600 620 640 660 680 7600 620 640 660 680 71.30 1.40 1.50 1.60 1.70 1.1.30 1.40 1.50 1.60 1.70 1.Рис. 32 Расчетное и экспериментальное распределение полного давления и полной температуры на выходе из турбины Сопоставление расчетных и экспериментальных значений кпд по заторможенным параметрам в зависимости от приведенных оборотов приведено на рис.33. Экспериментальное значение кпд по заторможенным параметрам определялось на основе измерения крутящего момента при помощи гидротормоза = (M/G))/( cp T0*( 1 - (P2*/ P0*)(k-1)/k)), t где М - крутящий момент, - угловая скорость вращения ротора.
Расчетное определение кпд про водилось по результатам пространственных расчетов по программе 3D NS и представляет собой результат обработки пространственных полей потока по следующему выражению: = (1 - T2*/ T0* )/ ( 1 - (P2*/ P0*)(k-1)/k.
t * т Тест 0.0.0. Расчет n T * 240 250 260 270 280 290 3Рис. 33 Расчетное и экспериментальное значение кпд от приведенных оборотов На рис. 34 видно, что в широком диапазоне изменения приведенных оборотов, как расчетные, так и экспериментальные значения кпд, превышают уровень t*=91%. В целом экспериментальные исследования подтвердили, предсказанный кпд и структуру потока в турбине с саблевидными лопатками. Максимальное значение кпд, замеренное на стенде, соответствует значениям:
t*= 0.923-0.9В заключение сформулируем несколько принципов проектирования современных охлаждаемых газовых турбин.
1. На современном этапе развития численных методов газовой динамики важным является наличие надежного и высокоточного инструмента (программных средств), который позволяет быстро получать достоверные количественные данные о структуре потока, о потерях и интегральных параметрах турбины.
2. Использование системы аналитического пространственного проектирования лопаточных венцов (например на основе полиномов Безье) позволяет проектировщику иметь достаточно степеней свободы для формирования произвольной и целесообразной пространственной конфигурации лопатки.
3. Опираясь, в соответствии с пунктами 1 и 2, на анализ структуры потока и, реализуя результаты анализа в конкретную геометрию проточной части турбины и ее элементов, можно повысить газодинамическую эффективность турбины в каждом конкретном случае путем:
Х снижения интенсивности внутренних и внешних скачков уплотнения;
Х уменьшения отрывных зон;
Х обеспечения повышенного уровня кромочного давления;
Х рационального расположения системы охлаждения (отверстий перфорации, щелей) на профиле и торцевых поверхностях;
Х уменьшения интенсивности вторичных течений и утечек через радиальные зазоры;
Х минимизации утечек;
Х обеспечения благоприятных граничных условий для выхлопного устройства.
4. Реальное проектирование охлаждаемой газовой турбины должно быть основано на реализации, в результате итерационного процесса, компромиссного решения между различными дисциплинами, включая производство и маркетинг.
ВЫВОДЫ 1. Автором настоящей работы в течение 1975Ц2010 годов выполнен комплекс работ, содержащих совокупность научных и технических решений, подкрепленных численными и экспериментальными исследованиями на плоских и секторных турбинных решетках, а также на натурной ступени.
Полученные в работе научные и практические результаты, позволяют при проектировании новых и модернизации действующих газовых турбин обеспечить высокий уровень технико-экономических показателей, таких как газодинамическая эффективность и надежность, а также уменьшить стоимость разработки охлаждаемых газовых турбин.
2. Разработка и внедрение в практику проектирования лопаточных аппаратов методов анализа структуры потока на основе решения нестационарных уравнений Эйлера при использовании численной схемы С.К. Годунова позволили профилировать плоские базовые сечения трансзвуковых турбинных венцов с высокой газодинамической эффективностью.
3. Разработана универсальная методика исследования структуры трансзвуковых течений и потерь в турбинных решетках на основе измерений локальной структуры потока лазерным измерителем скорости, а также численными исследованиями вязкой структуры потока по уравнениям НавьеЦ Стокса.
4. Разработан комплекс экспериментальных методик для исследования особенностей трансзвуковых течений в лопаточных аппаратах в частности:
Х способ измерения и осреднения параметров неравномерного потока в турбинных решетках на трансзвуковых режимах с выпуском охлаждающего воздуха через щели и отверстия перфорации на профиле.
Х способ исследования параметров потока в секторных решетках, составленных из натурных охлаждаемых лопаток.
Х способ исследования влияния степени турбулентности потока на входе в турбинные решетки, внутри межлопаточных каналов и за решетками на структуру потока и потери при помощи лазерного измерителя скорости.
Х способ визуализации пристенных течений.
5. Разработан и внедрен в практику метод расчета потерь в трансзвуковых решетках (метод локальной аппроксимации) на основе обобщения, накопленных в отрасли, экспериментальных данных по потерям в турбинных решетках и ступенях.
6. Разработан метод проектирования и оптимизации трансзвуковых турбинных решеток на основе:
Х численного исследования структуры течения в венцах Х корреляции между распределением скорости потока и распределением кривизны вдоль обводов профиля.
7. Спроектирована и экспериментально исследована охлаждаемая высоконагруженная трансзвуковая турбина высокого давления, которая при u/cад = 0.44 - 0.49 имеет кпд Т *= 0.89.
8. Спроектирована двухступенчатая турбина низкого давления с пространственным проектированием сопловых аппаратов, испытания которой продемонстрировали увеличение кпд на 2% по сравнению с исходной ТНД.
9. Методологические и конструктивные решения, выполненные в рамках настоящей работы, апробированы при проектировании и эксплуатации отечественных и зарубежных авиационных двигателей и газотурбинных установок:
Х АЛ31Ф НПО Сатурн Х РД-33 ЛНПО лим. Климова, г. Санкт-Петербург Х Д-90 ОАО Авиадвигатель, г. Пермь Х Д-18, Д-27 ЗМКБ Прогресс, г. Запорожье Х ГТУ 12П ОАО Авиадвигатель, г. Пермь Х GT11NM, GT13DM, GT8C2, GT13E2M, G11N2M фирмы ALSTOM Х SGT-800 (GTX100), SGT-700 (GT10C) фирмы SIEMENS, а также, нашли практическое отражение в руководящих документах и программных комплексах по проектированию газовых турбин.
Основное содержание диссертации изложено в работах:
Работы по теме диссертации, опубликованные в изданиях, рекомендованных Перечнем ВАК РФ:
Работы, опубликованные в периодических изданиях:
1. Богод А.Б., Грановский А.В., Иванов М.Я. Численное исследование некоторых особенностей трансзвуковых течений в плоских турбинных решетках. // Изв. АН СССР.
МЖГ, 1976, №2, c. 146Ц12. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Исследование трансзвуковых турбинных решеток и возможности их оптимизации численным методом. // Теплоэнергетика, 1981, № 4, c. 37Ц40.
3. Богод А.Б., Грановский А.В., Карелин А.М. Повышение точности и сокращение времени при численном исследовании течений в решетках турбомашин. // Теплоэнергетика, 1986, № 8, c. 48Ц52.
4. Венедиктов В.Д., Грановский А.В., Колесов А.Н. Исследование расходных характеристик трансзвуковых сопловых аппаратов. // Теплоэнергетика, 1989, № 8, c. 53Ц56.
5. Грановский А.В., Карелин А.М., Руденко С.В. Газодинамическая оптимизация трансзвуковых турбинных решеток. // Теплоэнергетика, 1993. № 4, c. 42Ц46.
6. Грановский А.В., Крупа В.Г., Колесов А.Н., Руденко С.В. Изучение структуры потока в трансзвуковой турбинной решетке. // Теплоэнергетика, 1995, № 1, c. 29Ц33.
7. Грановский А.В., Крупа В.Г., Колесов А.Н., Руденко С.В. Расчетное и экспериментальное исследование трансзвуковой рабочей турбинной решетки. // Теплоэнергетика, 1996, № 4, c.36Ц42.
8. Грановский А.В., Крупа В.Г., Костеж М.К., Руденко С.В. Влияние характеристик потока и формы межлопаточного канала на потери в периферийных сечениях лопаток газовых турбин. // Теплоэнергетика, 1999, № 5, c. 59Ц63.
9. Afanasiev I.V., Granovski A.V., Karelin A.M., Kostege M.K. The Problem of Inaccuracy in Flow Capacity Definition by Using Different Numerical Techniques. // Journal of Thermal Science, 2004, vol. 13, no. 1, c. 1Ц7. ISSN 1003-2110. Грановский А.В. Анализ физических процессов и особенности работы ГТУ с высоконагруженной ступенью газовой турбины. // Электрические станции, 2010, № 10, c.
8Ц12.
11. Грановский А.В. Применение высоконагруженных турбинных ступеней для повышения технико-экономических показателей высокотемпературных ГТУ. Часть I - Расчетное исследование ступени //Надежность и безопасность энергетики. 2010, № 4 (11), с. 20- 12. Грановский А.В. Применение высоконагруженных турбинных ступеней для повышения технико-экономических показателей высокотемпературных ГТУ. Часть II - Экспериментальное исследование ступени //Надежность и безопасность энергетики. 2011, № 1 (12), с. 48-13. Грановский А.В., Грибин В.Г., Костеж М.К., Ломакин Н.А. Исследование турбинной ступени с открытым радиальным зазором. //Надежность и безопасность энергетики. 2011, № 2 (13), с.
Авторские свидетельства на изобретения:
14. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Комбинированный насадок для измерения полного и статического давлений в плоском сверхзвуковом потоке. А. С. 794535, (CCCР), 1980, 2с.
15. Грановский А.В. и др. А. С. 239418 (CCCР), 1986, 1с.
16. Венедиктов В.Д., Грановский А.В., Гуров В.И. Способ визуализации рабочим потоком лопаточного аппарата турбомашины. А. С. 1651123, (CCCР), 1991.
Работы, опубликованные в материалах международных конференций и симпозиумов:
17. Granovski A.V., Kostege V.K., Venediktov V.D. Application of multidisciplinary models to the cooled turbine rotor design. // AGARD Lecture Series TCP 02/LS-198, 1994, 10 c. ISBN-92-8361008-3.
18. Granovski A.V., Karelin A.M., Popov K.M. Experimental investigation of flow structure and losses in a high load transonic turbine stage. // AGARD conference proceedings. 1995, Derby, UK, 571, 12 c. ISBN-92-836-0020-7.
19. Granovski A.V., Kostege M.K., Ivanov M.Ja., Nigmatullin R.Z. Simulation of Temperature Field Redistribution Trough Multistage Cooled Turbines. // ASME Paper 2001ЦGTЦ 576, 2001, 8 c.
ISBN 0-7918-3528-6.
20. Granovski A.V., Ivanov M.Ja., Nigmatullin R.Z., Terentieva L.V. Evolution of Nonuniform Radial and Tangential Temperature Fields in Multistage Turbines. // Proceedings of 15th ISABE 2001, Bangolor, India, 2001, 1158. ISBN 1-56347-515-4.
21. Granovski A.V., Kostege M.K. Investigation of Flow Structure and Losses at the Endwall Sections of the Last Stage Blade. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2002, GTЦ2002Ц 30349. 8 c. ISBN 0-7918-3601-22. Granovski A.V., Kolesov A.N. Investigation of Flow Pattern and Losses in Transonic Turbine Vane and Blade Cascades by means of Laser Anemometer Measurements and NavierЦStokes Analysis. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2003, Atlanta, Georgia, USA, GT Ц2003Ц 38340, 2003, 7 c. ISBN 0-7918-3671-1.
23. Afanasiev I.V., Granovski A.V., Kareline A.M., Kostege M.K. Effect of 3D Vane Shape on the Flow Capacity. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2004, Vienna, Austria, GTЦ2004Ц53095, 2004, 8 c. ISBN 0-7918-3739-1.
24. Granovskiy A.V., Kostege M.K., Vasiliev V.V., Mooslechner N. Aerodynamic Characteristics of a Redesign Turbine. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2007, Montreal, Canada, GT2007Ц 27472, 2007. ISBN 0-7918-3796-3.
25. Granovskiy A.V., Kostege M.K., Krupa V.G., Rudenko S.V. Influence of Casting Design over a Blade on a Stage Efficiency. // Proceedings of XVIII International Symposium on ISABE.
Beijing, China, ISABE-2007-1343, 2007, 11 c. ISBN 1- 56347-931-1.
26. Granovskiy A.V., Kostege V.K., Vasiliev V.I., Chernyshev S.A. Impact of the pre-swirl nozzle location on the air transfer system (ATS) characteristic. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2009, Orlando, Florida, USA, GT2009Ц59355, 2009. ISBN 978-0-7918-3845-5.
27. Granovskiy A.V., Abdel-Wahab S., Irmisch S, Vasiliev V.I. Impact of the Inflow Conditions on the Heavy-Duty Gas Turbine Exhaust Diffuser Perfomance. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2010, Glasgow, UK, GT2010 - 22840, 2010. ISBN 978-0-7918-3872-3.
28. Granovskiy A.V., Kostege M.K., Lomakin N.A. Parametrical Investigation of Turbine Stages With Open Tip Clearance for the Purpose of Stage Efficiency Increase. // Proceedings of ASME TURBO EXPO 2010, Glasgow, UK, GT2010Ц22876, 2010. ISBN 978-0-7918-3872-3.
Работы, опубликованные в других изданиях:
29. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Анализ способов осреднения параметров потока за турбинной решеткой // Труды ЦИАМ, 1976, Вып. 732, 8 с.
30. Грановский А.В. Расчет коэффициента профильных потерь в трансзвуковой турбинной решетке методом локальной аппроксимации экспериментальных данных // Труды ЦИАМ, 1978, Вып. 803, 9 c.
31. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Определение профильных потерь в трансзвуковых турбинных решетках методом локальной аппроксимации экспериментальных данных. // Труды ЦИАМ, 1978, Вып. 797, 18 c.
32. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Газодинамические исследования трансзвуковых турбинных решеток при выпуске воздуха из выходных кромок, а также через перфорацию на входных кромках. // Труды ЦИАМ, 1979, Вып. 877. c. 15Ц30.
33. Грановский А.В., Расчет и проектирование трансзвуковых решеток газовых турбин. // Доклад на ХХХ сессия комиссии АН СССР по газовым турбинам. Тез.докл., Харьков, 19 34. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Колесов А.Н. Исследование структуры течения за трансзвуковыми турбинными решетками. // Тр. 7-ых чтений Ф.А. Цандера, Куйбышев, 1981, c. 68Ц76.
35. Венедиктов В.Д., Грановский А.В., Карелин А.М., Руденко С.В. Метод оптимизации формы профиля в трансзвуковых турбинных решетках. // Труды ЦИАМ, 1987, Вып. 1198, c.
36. Богод А.Б., Грановский А.В., Карелин А.М. Быстродействующий метод расчета течений в трансзвуковых турбинных решетках. // Труды ЦИАМ, 1987, Вып. 1198, c.
37. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Карелин А.М., Карасев О.В, Кучеев Ш.Я. Опыт создания и доводки ТВД изделия 88 по газодинамической эффективности. // Труды ЦИАМ, 1989, Вып. 1278. c.
38. Венедиктов В.Д., Грановский А.В., Колесов А.Н. Экспериментальное исследование сопловых секторных решеток. // Труды ЦИАМ Лопаточные машины и струйные аппараты, 1990, Вып. 12, № 1280, c. 116Ц126.
39. Богод А.Б., Грановский А.В., Карелин А.М. Расчет двумерных трансзвуковых течений в решетках турбомашин с использованием модифицированной схемы Годунова. // Труды ЦИАМ Лопаточные машины и струйные аппараты, 1989, Вып. 9, № 1234, c. 62Ц78.
40. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Колесов А.Н. Исследование газодинамических потерь в рабочих решетках охлаждаемых газовых турбин. // Труды ЦИАМ Лопаточные машины и струйные аппараты, 1989, Вып. 9, №1234, c. 124Ц143.
41. Венедиктов В.Д., Грановский А.В., Гуров В.И. Исследование лопаточных машин методом визуализации пристенных течений в проточной части. // Труды ЦИАМ Лопаточные машины и струйные аппараты, 1990, Вып. 12, №1280, c. 127Ц131.
42. Венедиктов В.Д., Грановский А.В. Карелин А.М., Колесов А.Н. МухтаровМ.Х. // Атлас экспериментальных характеристик плоских решеток охлаждаемых турбин. ЦИАМ, 1990, 393 c.
43. Грановский А.В. Применение лазерного анемометра и расчетов по уравнениям НавьеЦ Стокса для изучения структуры потока в трансзвуковых турбинных решетках. // Доклад на XLI сессия комиссии АН СССР по газовым турбинам. Ленинград, 1994.
44. Granovski A.V. Experimental investigation of flow structure and losses in a high load transonic turbine stage. // Report at the AGARD conference УLoss Mechanisms and Unsteady Flows in Turbomachines, 1995, Derby, UK.
45. Попов К.М., Подвидз Г.Л., Грановский А.В., Карелин А.М., Лебедева Л.Я.
Газодинамические особенности турбин с противоположным вращением роторов. // Труды ЦИАМ Лопаточные машины и струйные аппараты, 1996, Вып. 13, № 1296, c. 241Ц258.
46. Granovski A.V. Simulation of Temperature Field Redistribution Trough Multistage Cooled Turbines. // Report at the ASME TURBO EXPO 2001, New Orleans, USA, 2001.
47. Granovski A.V. Investigation of Flow Structure and Losses at the Endwall Sections of the Last Stage Blade. // Report at the ASME TURBO EXPO 2002, Amsterdam, The Netherlands, 2002.
48. Afanasiev I.V., Granovski A.V., Karelin A.M., Kostege M.K., The Problems of Flow Capacity Definition by means of Numerical Techniques. // Proceedings of the Sixth International Symposium on Experimental and Computational Aerothermodynamics of Internal Flows, Shanghai, China, 2003, vol. 1, c. 91Ц97.
49. Granovski A.V., Effect of 3D Vane Shape on the Flow Capacity. // Report at the ASME TURBO EXPO 2004, Vienna, Austria 50. Granovskiy A.V., Kostege M.K., Krupa V.G., Rudenko S.V. Numerical and Experimental Investigation of Two Stage Cas Turbine with Bowed Vanes. // Proceedings of 7th European Conference on Turbomachinery Fluid Dynamics and Thermodynamics, Athens, Greece, 2007.
51. Granovskiy A.V., Aerodynamic Characteristics of a Redesign Turbine. // Report at the ASME TURBO EXPO 2007, Montreal, Canada,
Авторефераты по всем темам >>
Авторефераты по техническим специальностям