Лопатка газової турбіни з внутрішнім циклонним охолодженням передньої кромки

Лопатка газової турбіни з внутрішнім циклонним охолодженням передньої кромки, що включає один тангенціальний завихрювач з розподільним каналом, канал підведення додаткового повітря, канал охолодження, яка відрізняється тим, що розподільний канал на вході в завихрювач виконаний похилим до осі каналу на кут γ=30...35°, канал підведення додаткового повітря в донну частину завихрювача утворює з віссю лопатки кут ψ=40...50°, при цьому діаметр каналу підведення додаткового повітря вибраний із співвідношення: Корисна модель відноситься до газотурбобудування і може бути використаним в турбінах транспортних газотурбінних двигунів і стаціонарних газотурбінних установках. Відомі лопатки газової турбіни, в яких здійснюється циклонне охолодження передньої кромки пера [1, 2, 3, 4]. Характерною рисою даних аналогів є наявність розподільної порожнини [2] або каналу [1, 3, 4, 5], з якої повітря через ряд тангенціальних каналів по висоті лопатки поступає в радіальний канал охолодження передньої кромки. Така система подачі повітря приводить до закручування потоку і, як наслідок, до збільшення інтенсивності теплообміну в каналі охолодження передньої кромки лопатки. Всі вказані аналоги мають загальні для них недоліки: 1. Високі гідравлічні втрати, обумовлені малою площею прохідних перетинів тангенціальних каналів і поворотом потоку в них на кут 90°. 2. Тангенціальне підведення повітря по всій довжині радіального каналу охолодження передньої кромки приводить до нерівномірної тепловіддачі по висоті пера лопатки внаслідок збільшення витрат охолоджувача від кореневої частини пера до кінцевої. Найбільш близьким до пропонованого технічного рішення, яке було вибрано за прототип, є лопатка газової турбіни з циклонним охолодженням передньої кромки пера [1]. Особливістю конструкції даної лопатки є наявність розподільного каналу, який служить для подачі повітря, що охолоджує, в канал охолоджування передньої кромки лопатки. Для закручування потоку в каналі охолодження передньої кромки подача повітря в нього з розподільного каналу здійснюється через ряд тангенціальних отворів по всій висоті лопатки. Для зниження загальних втрат тиску в донній області каналу охолоджування передньої кромки в неї подається невелика кількість повітря з розподільного каналу через додатковий канал, вісь якого складає кут з віссю лопатки. Недоліками даного технічного рішення є: 1. Подача повітря з розподільного каналу в канал охолодження передньої кромки через ряд тангенціальних каналів з малою площею прохідного перетину і поворотом потоку на кут 90° призводить до великих гідравлічних втрат в системі охолодження передньої кромки і лопатки в цілому. 2. Тангенціальне підведення повітря по всій довжині радіального каналу не дозволяє збільшувати закручування потоку в каналі, і призводить до нерівномірної тепловіддачі по висоті пера лопатки внаслідок змінного значення величини розходу охолоджувача по довжині каналу від кореневої частини пера лопатки до кінцевої. d d екв.1 0,3...0,4 , де: d - діаметр додаткового каналу; dекв.1 - екві (19) UA (11) 49125 (13) U валентний діаметр каналу охолодження передньої кромки лопатки. 3 3. Не визначені оптимальні геометричні характеристики і діапазон значень витрати повітря через додатковий канал, який сполучає розподільний канал з донною частиною каналу охолодження передньої кромки лопатки, надмірна величина якого може привести до істотного зниження закручування потоку, а отже, і інтенсивності тепловіддачі в каналі охолодження передньої кромки. Задачею корисної моделі, є удосконалення лопатки газової турбіни з циклонним охолоджуванням передньої кромки шляхом зміни конструктивних особливостей розподільного каналу та каналу підводу додаткового повітря. Це дозволяє підвищити інтенсивність теплообміну в каналі охолодження передньої кромки, а також зменшити гідравлічні втрати в донній частині каналу охолоджування передньої кромки. Робоча лопатка що заявляється, проявляє нові властивості, не властиві аналогу і іншим технічним рішенням, а саме, дозволяє на 30...40 % понизити гідравлічні втрати що витрачаються на закручування потоку в каналі охолодження передньої кромки лопатки за рахунок нахилу розподільного каналу на вході в щілину завихрювача, забезпечити високі значення коефіцієнта тепловіддачі в середній частині лопатки за рахунок постійного значення витрати повітря по довжині каналу. Збільшити параметр закручування потоку на 5...8 % за рахунок оптимальної величини відносного розходу повітря через додатковий канал, що приводить до збільшення інтенсивності теплообміну в середньому в 2,4...2,5 разів в порівнянні з осьовим перебігом охолоджувача в гладкому каналі. Поставлена задача вирішується тим, що, в лопатці газової турбіни з внутрішнім циклонним охолодженням її передньої кромки, яка включає один тангенціальний завихрювач з розподільним каналом, канал підведення додаткового повітря, канал охолодження, відповідно до винаходу, розподільний канал на вході в завихрювач виконаний похилим до осі каналу на кут γ=30...35°, а канал підведення додаткового повітря в донну частину завихрювача утворює з віссю лопатки кут ψ=40...50°, при цьому діаметр каналу підведення додаткового повітря вибраний із співвідношення: d 0,3... 0,4 dекв.1 , d де d∂ - діаметр додаткового каналу; екв.1 - еквівалентний діаметр каналу охолодження передньої кромки лопатки. У лопатці турбіни з перерахованими відмінностями має місце збільшення інтенсивності теплообміну в каналі охолодження передньої кромки за рахунок ефективнішого закручування потоку в каналі, забезпечується інтенсивніше охолоджування найбільш теплонапруженої середньої частини пера лопатки за рахунок постійності розходу повітря по довжині канала. А також зменшуються гідравлічні втрати, що витрачаються на закручування потоку в каналі охолодження передньої кромки лопатки. 49125 4 Основні геометричні параметри для даного технічного рішення вибираються з приведених нижче співвідношень. Кут нахилу додаткового каналу 3 до осі лопатки складає ψ=40...50°, діаметр додаткового каналу вибирається із співвідношення d 0,3... 0,4 dекв.1 , d де: d∂ - діаметр додаткового каналу 5; екв.1 еквівалентний діаметр каналу охолодження передньої кромки 1. Зсув додаткового каналу щодо середньої лінії профілю лопатки (фіг. 2) визначається із співвідношення dекв.1 0,25...0,3 . Щілина тангенціального завихрювача розташована з боку увігнутої поверхні профілю пера лопатки. Розміри щілини завихрювача вибираються з наступних геометричних співвідношень (фіг. 3): h 0,2... 0,25 dекв.1 ; b 10... 12 h , де: h - висота щілини завихрювача; b - ширина щілини завихрювача. Корисна модель пояснюється кресленнями (фіг. 1-4). На фіг. 1 показаний повздовжній розріз лопатки газової турбіни, яка має два основні канали охолодження: канал циклонного охолодження передньої кромки лопатки 1, канал охолодження профільної частини пера лопатки 2, канал 2, сполучений з каналом 1 додатковим каналом 3, який нахилений до осі лопатки на кут ψ. На фіг. 2 показаний поперечний розріз лопатки газової турбіни, де 1 - канал охолодження передньої кромки; 2 - канал охолодження профільної частини лопатки; 3 - додатковий канал; 4 - щілина тангенціального завихрювача. На фіг. 3 показано, що вектор швидкості на виході з каналу має осьову і тангенціальну складові у напрямку закрутки основного потоку На фіг. 4 показана узагальнена експериментальна залежність тангенса кута закручування потоку від відносної величини розходу повітря через додатковий канал 3, отримана для різних значень витрати повітря через щілину завихрювача. На фіг. 5 представлена експериментальна залежність відношення імпульсів основного і додаткового потоків в тангенціальному завихрювачі від величини відносного розходу додаткового повітря. Лопатка газової турбіни працює таким чином. Для інтенсифікації охолодження найбільш теплонавантаженої передньої кромки робочої лопатки газової турбіни потік повітря, що охолоджує, закручується в тангенціальному завихрювачі, що знаходиться в замковій і кореневій частині пера лопатки. Тангенціальний завихрювач має основну, тангенціально розташовану по відношенню до осі 5 каналу 1 щілину, яка забезпечує закручування основного потоку повітря в каналі 1. І додатковий канал 3, через який в канал 1 у напрямку закручування основного потоку подається додаткове повітря для зменшення гідравлічних втрат в донній частині завихрювача і збільшення середньої величини закручування потоку в каналі 1 при оптимальній величині відносного розходу повітря через додатковий канал 3. Зниження гідравлічних втрат подачі додаткового повітря в донну частину тангенціального завихрювача обумовлене зменшенням розмірів, і інтенсивності рециркуляційної зони в донній частині завихрювача. Було експериментально встановлено, що при відносній величині розходу повітря через додатковий канал 3: G G 100 % 8... 14 % Gщ , (де: Gщ, G∂ - витрати повітря через щілину завихрювача і додатковий канал відповідно) середня величина закручування потоку в каналі охолодження передньої кромки лопатки зростає на 5...8 %. Середня величина закручування потоку в каналі 1 характеризується середньою по довжині каналу величиною тангенса кута закручування потоку tg(φw)cр, визначеній по вектору абсолютній швидкості біля стінки каналу. 8... 14 % З фіг. 4 видно, що в діапазоні G закручування потоку в каналі 1 досягає максима15 % відбувається льного значення, а при G різке падіння тангенса кута закручування потоку, що приводить до зменшення інтенсивності теплообміну в каналі охолодження передньої кромки 1. При збільшенні відносного розходу повітря через 15 % значно зростають додатковий канал G гідравлічні втрати в завихрювачі з-за збільшення втрат на змішення основного і додаткового потоків, тобто, в цьому випадку додаткове підведення 49125 6 повітря в донну частину завихрювача знижує його ефективність. Оптимальна величина відносного розходу повітря через додатковий канал 3 визначається співвідношенням імпульсів струменів що входять в канал 1 з додаткового каналу і з щілини завихрювача. Максимальній величині закручування потоку в каналі 1 (фіг. 5) відповідає співвідношення імпульсів G∂w∂//Gщwщ=0,15...0,4 (де w∂, wщ середньовитратні значення швидкостей потоків на виході з додаткового каналу і щілини завихрювача відповідно). При відношенні імпульсів G∂w∂//Gщwщ>0,5...0,6 відбувається різке зниження середнього закручування потоку і інтенсивності теплообміну в каналі 1. Таким чином, запропоноване конструктивне рішення дозволяє збільшити інтенсивність теплообміну в каналі охолодження передньої кромки лопатки газової турбіни в 2,4...2,5 рази в порівнянні з осьовою течією в гладкому каналі, а також на 30...40 % зменшити гідравлічні втрати, що витрачаються на закручування потоку в каналі охолодження, що підтверджується результатами проведених авторами експериментів. Література: 1. Патент США № 5,603606 - F 01D 5/18. Turbine cooling system. B. Glezer, T. Lin, M. HeeKoo - Заявл. 14.11.1994. 2. Патент Російській Федерації № 2117768 Охлаждаемая лопатка турбомашины. М.М. Гойхенберг, В.М. Чепкин. 3. Патент США № 6,033181 - В 63Н 1/26/ Turbine blade of a gas turbine. W. Enders, H. Wettstein - Заявл. 28.08.1998. 4. Патент США № 6,547525 B2- F 01D 5/08. Cooled component, casting core for manufacturing such a component, as well as method for manufacturing such a component. H. Haehnle, I. ElNashar, R/Kellerer, B/ Von Arx - Заявл. 29.10.2001. 5. Патент США № 6,431832 B1 - В 64С 11/24; F01D 5/18. Gas turbine engine airfoils with improved cooling. B. Glezer, H. Koo Moon - Заявл. 12.09.2000. 7 Комп’ютерна верстка І.Скворцова 49125 8 Підписне Тираж 26 прим. Міністерство освіти і науки України Державний департамент інтелектуальної власності, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601