Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин
Наведено результати аналізу теплогідравлічної ефективності внутрішнього циклонного охолодження лопаток газових турбін. Представлены результаты анализа теплогидравлической эффективности внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин. The results of thermo-hydraulic analysis of internal cycl...
Збережено в:
| Опубліковано в: : | Промышленная теплотехника |
|---|---|
| Дата: | 2011 |
| Автори: | , , , , |
| Формат: | Стаття |
| Мова: | Російська |
| Опубліковано: |
Інститут технічної теплофізики НАН України
2011
|
| Теми: | |
| Онлайн доступ: | https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/60329 |
| Теги: |
Додати тег
Немає тегів, Будьте першим, хто поставить тег для цього запису!
|
| Назва журналу: | Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine |
| Цитувати: | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин / А.А. Халатов, В.В. Романов, И.И. Борисов, Ю.Я. Дашевский, С.Д. Северин // Промышленная теплотехника. — 2011. — Т. 33, № 3 — С. 34-41. — Бібліогр.: 12 назв. — рос. |
Репозитарії
Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine| _version_ | 1859642420672593920 |
|---|---|
| author | Халатов, А.А. Романов, В.В. Борисов, И.И. Дашевский, Ю.Я. Северин, С.Д. |
| author_facet | Халатов, А.А. Романов, В.В. Борисов, И.И. Дашевский, Ю.Я. Северин, С.Д. |
| citation_txt | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин / А.А. Халатов, В.В. Романов, И.И. Борисов, Ю.Я. Дашевский, С.Д. Северин // Промышленная теплотехника. — 2011. — Т. 33, № 3 — С. 34-41. — Бібліогр.: 12 назв. — рос. |
| collection | DSpace DC |
| container_title | Промышленная теплотехника |
| description | Наведено результати аналізу теплогідравлічної ефективності внутрішнього циклонного охолодження лопаток газових турбін.
Представлены результаты анализа теплогидравлической эффективности внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин.
The results of thermo-hydraulic analysis of internal cyclone cooling of turbine blades are presented.
|
| first_indexed | 2025-12-07T13:23:00Z |
| format | Article |
| fulltext |
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №334
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
УДК 532.516: 536.24.01
Халатов А.А,1 Романов В.В.,2 Борисов И.И.,1 Дашевский Ю.Я.,2 Северин С.Д.1
1Институт технической теплофизики НАН Украины
2ГП НПКГ «Зоря» Машпроект»
ТЕПЛОГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ ВНУТРЕННЕГО
ЦИКЛОННОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ЛОПАТОК ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Наведено результати аналізу
теплогідравлічної ефективності
внутрішнього циклонного охолод-
ження лопаток газових турбін.
Представлены результаты ана-
лиза теплогидравлической эффек-
тивности внутреннего циклонного
охлаждения лопаток газовых тур-
бин.
The results of thermo-hydraulic
analysis of internal cyclone cooling of
turbine blades are presented.
d – внутренний диаметр циклонной камеры
(цилиндрического канала);
f – коэффициент гидравлического сопротивле-
ния циклонной камеры;
l – длина циклонной камеры;
P – давление;
Т – температура;
w – скорость;
х – продольная координата;
Red
w d= ⋅
ν
– среднерасходное число Рейноль-
дса;
Nud
d= α
λ
– число Нуссельта.
ρ – плотность воздуха;
ζ* – коэффициент местного гидравлического
сопротивления, определяемый по разности
полных давлений;
φ – угловая координата;
φw – угол закрутки линии тока на стенке канала
(предельный угол закрутки потока);
Φ* – интегральный параметр закрутки потока.
Нижние индексы:
d – параметр, определенный по диаметру
цилиндрического канала;
w – параметры на стенке циклонной камеры;
0 – параметры осевого стабилизированного
потока в гладком канале.
Верхние индексы:
‾‾ – среднее значение;
* – величина, определенная по полным пара-
метрам.
Введение
Используемые в настоящее время техно-
логии внутреннего конвективного охлаждения
лопаток газовых турбин в значительной сте-
пени исчерпали теплофизический потенциал
и возникла настоятельная необходимость по-
иска новых идей и концепций, позволяющих
форсировать внутренний теплообмен при не-
которых ограничениях на расход охладителя и
стоимость производства лопаток. С этой точки
зрения весьма перспективной представляет-
ся концепция закрученного потока, позволяю-
щая достичь высокого уровня интенсификации
теплообмена при приемлемых потерях дав-
ления и характеризующаяся более простой
технологией изготовления [1, 2]. Такие схемы
охлаждения, главным образом вследствие
тангенциального подвода охладителя в канал
охлаждения, получили название циклонного
охлаждения [1].
В Институте технической теплофизики
НАН Украины исследования в области ци-
клонного охлаждения лопаток газовых турбин
проводятся с 1991 г. За это время разработа-
но несколько новых конструкций циклонного
охлаждения, защищенных патентами Украины,
выполнены детальные исследования теплооб-
мена и гидродинамики при различной конфи-
гурации циклонного охлаждения, разработаны
методы расчета и оптимизации системы охлаж-
дения. Несколько более поздние исследования
циклонного охлаждения были начаты в США и
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №3 35
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
Великобритании (с 1994 г.), обобщение миро-
вого опыта в этой области выполнено в недавно
опубликованной монографии [3].
Настоящий период характеризуется анали-
зом различных схем циклонного охлаждения
с точки зрения их теплогидравлической эф-
фективности. Сравнение различных методов
интенсификации теплообмена наглядно про-
водить с помощью теплогидравлической диа-
граммы в системе координат 0Nu Nu
0 0
/ f,
f/f f
.
Как показано в работах [4, 5], при таком пред-
ставлении все известные в настоящее время
данные по теплообмену и сопротивлению рас-
полагаются в узком «коридоре» между двумя
предельными кривыми: нижней – соответству-
ющей обтеканию поперечных ребер прямоу-
гольного сечения при высоких числах Рейноль-
дса, и верхней – соответствующей обтеканию
сферических углублений на плоской повер-
хности при низких числах Рейнольдса. Анализ
результатов предыдущих исследований цик-
лонного охлаждения показывает [6], что пара-
метр аналогии Рейнольдса 0Nu Nu
0
/
f/f закручен-
ного потока по своему значению располагает-
ся ближе к верхней кривой (обтекание сфери-
ческих углублений), однако при создании ре-
альных систем охлаждения необходимо также
учитывать сопротивление и теплообмен в об-
ласти закручивающего устройства, что ухудша-
ет теплогидравлическую характеристику сис-
темы охлаждения.
Целью настоящей работы является иссле-
дование теплогидравлических характеристик
циклонного способа интенсификации тепло-
обмена с тангенциально-наклонной закруткой
потока. Рассмотрен гладкий канал с одним и
двумя завихрителями, открытым выходом и 900
поворотом на выходе, который отражает осо-
бенности конструкции внутренней системы
охлаждения с выходом охладителя в хвостовую
часть лопатки.
Рабочий участок для исследования
гидродинамики и теплообмена
Описание экспериментальной установки
для исследования гидродинамики и теплообме-
на приведено в работах [7, 8]. В экспериментах
по гидродинамике измерялся угол закрутки воз-
душного потока на стенке канала, гидравличе-
ское сопротивление канала, завихрителя и по-
ворота потока на выходе. В экспериментах по
теплообмену измерялся локальный коэффици-
ент теплоотдачи в условиях охлаждения пото-
ка при постоянной температуре стенки канала.
Рабочий участок (рис. 1) состоит из двух
параллельных каналов: основного цилиндри-
ческого канала 3 и распределительного кана-
ла 2 прямоугольного сечения. Поток нагретого
воздуха поступает в распределительный канал
под углом β = 60° к оси первого завихрителя 4,
и затем – через один или два тангенциальных
завихрителя подается в основной цилиндри-
ческий канал.
В гидродинамических экспериментах ис-
пользовался цилиндрический канал из полиро-
ванного оргстекла, а в экспериментах по тепло-
обмену канал собирался из отдельных медных
секций, с индивидуальными наружными ру-
башками охлаждения.
Рис. 1. Схема рабочего участка:
1 – входной патрубок;
2 – распределительный канал
прямоугольного сечения; 3 – цилиндрический
канал; 4, 5 – тангенциальные завихрители.
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №336
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
Диаметр цилиндрического канала d состав-
лял 20 мм, длина l – 230 мм. Высота h щелей
обоих завихрителей составляла 5 мм. Длина
щели первого тангенциального завихрителя
b1) составляла 59 мм и 47 мм (последний раз-
мер использовался только в экспериментах по
гидродинамике), второго (b1) – 23,5 мм. Рас-
стояние между щелями завихрителей ( в схеме
с двумя завихрителями) равнялось 100 мм.
Были исследованы три схемы циклонного
охлаждения: с одним завихрителем и откры-
тым выходом потока; с одним завихрителем и
поворотом потока на выходе; с двумя завихри-
телями и поворотом потока на выходе.
Режимные параметры экспериментов были
следующими: массовый расход основного по-
тока 8…35 г/с, среднерасходное число Рей-
нольдса в канале варьировалось в диапазоне
4·104…1,05·105. Исследование гидродинами-
ки проводилось в изотермических условиях
(Tf ≈ 20 °C). При исследовании теплообмена
температура потока на входе в цилиндрический
канал изменялась от 90 до 105 °С.
Основные допущения при обработке данных
по гидродинамике и теплообмену
Первое допущение относится к подобию
закрученных потоков. В отличие от осево-
го потока, для которого основным критерием
подобия является число Рейнольдса, для за-
крученного потока, как показано в работе [1],
необходимо использовать еще один критерий
подобия – интегральный параметр закрутки
потока Ф*, представляющий собой отношение
момента количества движения к произведению
осевого количества движения и радиуса кана-
ла, или tgφw – тангенс угла закрутки потока на
стенке канала. Допущение состоит в том, что
вышеуказанные числа подобия могут исполь-
зоваться для тангенциально-наклонной закрут-
ки потока.
Второе допущение предполагает суще-
ствование однозначной связи между интеграль-
ным Ф* и локальным tgφw параметрами закрут-
ки при разнообразных граничных условиях,
которая обоснована в [1]. Такая связь позволя-
ет использовать в качестве критерия подобия
параметр tgφw, который легко определяется в
экспериментах, и проводить обобщение опыт-
ных данных без трудоемких измерений про-
филей скорости в канале и их интегрирования
по сечению канала при определении параметра
Ф*. Будем считать, что такая связь существует и
при тангенциально-наклонной закрутке потока.
Универсальное уравнение, связывающее
два параметра подобия в произвольном сече-
нии канала при различных способах закрутки
потока, полученное в [1] имеет следующий вид:
0 76tg 1 18 * ,
w ,ϕ = ⋅Φ . (1)
По этой причине в работе авторов [7] при
обработке опытных данных использовался па-
раметр tgφw.
Третье допущение состоит в том, что урав-
нения подобия по гидродинамике и теплооб-
мену можно представить в виде произведения
двух независимых сомножителей (линеариза-
ция), первый из которых является функцией
числа Рейнольдса, а второй – функцией пара-
метра закрутки:
f = f0 (Re) εφ (tgφw), (2)
Nu = Nu0 (Re) εφT (tgφw). (3)
Здесь εφ(tgφw) и εφT(tgφw) – относительные фун-
кции, характеризующие влияние закрутки
потока на гидравлическое сопротивление и
теплообмен, слабо зависящие от числа Рей-
нольдса [7, 8]; f0 и Nu0 – коэффициент гидрав-
лического сопротивления и число Нуссельта
для осевого стабилизированного турбулентно-
го потока в гладком канале.
Результаты экспериментов и их анализ
Гидродинамика
Закрутка потока
Обработка экспериментальных данных по-
казала, что значение тангенса угла закрутки по-
тока на стенке канала tgφw не зависит от числа
Рейнольдса в исследованном диапазоне, а его
уменьшение по длине канала определяется экс-
поненциальным уравнением:
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №3 37
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
0tg tg 0 5 1 exp
9 0w w
x,
,
ϕ = ϕ ⋅ + −
, (4)
где xx
d
= – относительная продольная коор-
дината, отсчитываемая от «среза» щели перво-
го завихрителя; 0tg wϕ – локальный параметр
закрутки потока на стенке канала в сечении x
= 0. Для его определения используются резуль-
таты работы [1], в которой дается графическая
зависимость действительного начального пара-
метра закрутки 0
∗Φ от его расчетного (геомет-
рического) значения, определяемого уравне-
нием:
2
тр
0 г
щ
4F d /
F b h
∗ π
Φ = =
⋅
.
Здесь Fтр, Fщ – площадь канала и тангенци-
альной щели, соответственно. Аппроксимируя
графическую зависимость 0
∗Φ = f( 0 г
∗Φ ) [1] с
учетом соотношения (1), с погрешностью ± 10
% получим следующее уравнение для началь-
ного угла закрутки потока на стенке канала:
0 г
0tg 2 77 1 exp
1 9
*
w ,
,
Φ
ϕ = − −
. (5)
Коэффициенты сопротивления
Значение коэффициента сопротивления
первого тангенциального завихрителя
2
щ щ 2z
P*
w /
∗ ∆
ζ =
ρ
определялось по разности пол-
ных давлений перед завихрителем и в канале
(в сечении х = 0, рис. 1). Таким образом, в со-
противление завихрителя включена длина ка-
нала, равная длине тангенциального завихри-
теля. Этот коэффициент не зависит от числа
Рейнольдса и составляет величину равную 3,0.
Значение коэффициента сопротивления пово-
рота, устанавливаемого на выходе из канала
turn
∗ζ по данным экспериментальных исследо-
ваний составляет величину 0,6.
Измерение гидравлических потерь в канале
производилось по разности статического давле-
ния на стенке канала. Как известно [1], гидрав-
лические потери в закрученном потоке опреде-
ляются разностью полного давления, который
характеризует энергию потока. В работах [1, 7]
экспериментально показано, что осредненное
по сечению канала избыточное полное давле-
ние равно избыточному статическому давле-
Рис. 2. Фактор увеличения гидравлического сопротивления закрученного потока.
1 – средние в канале значения f/f0 ; 2 – 4 – локальные значения f/f0
для различных значений ширины щели завихрителя.
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №338
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
нию на стенке канала в этом же сечении:
изб избwP Р∗≈ . (6)
Прямые измерения показали, что в потоке
с тангенциально-наклонной закруткой потока
уравнение (6) выполняется с погрешностью
± 3 % [3].
Обработка данных по гидравлическому со-
противлению закрученного потока в цилиндри-
ческом канале с одним завихрителем показала,
что величина фактора повышения сопротив-
ления f/f0 не зависит от числа Рейнольдса, а
определяется только интенсивностью закрутки
потока tgφw [3]. Аппроксимация эксперимен-
тальных данных (рис. 2) позволила получить
зависимость отношения f/f0 от локального па-
раметра закрутки:
3,0
0
1 7,5 tg w
f
f
= + ϕ . (7)
Среднее значение коэффициента сопро-
тивления также определяется по этому соот-
ношению (рис. 2). Измерения показали, что по-
становка второго завихрителя (при указанной
выше геометрии) снижает общее сопротивле-
ние системы циклонного охлаждения на 30 %.
Теплообмен
Как показали эксперименты, изменение чис-
ла Рейнольдса в диапазоне от 70000 до 105000
незначительно влияет на величину локального
и среднего фактора интенсификации теплооб-
мена, т.е. в пределах погрешности эксперимен-
та в указанном диапазоне отношение
0
Nu
Nu
d явля-
ется автомодельным по числу Рейнольдса [3].
Средний по каналу фактор интенсификации
теплообмена для схемы с одним завихрителем
составляет величину ≈ 2,8, а для схемы с двумя
завихрителями – ≈ 2,3.
На рис. 3 показана зависимость среднего
в канале числа Нуссельта от числа Рейноль-
дса для трех исследованных схем циклонно-
го охлаждения. Как видно, установка поворо-
та потока на выходе незначительно повышает
средний уровень теплообмена в канале (не бо-
лее чем на 3 %), причем в схеме с двумя завих-
Рис. 3. Среднее в канале число Нуссельта от числа Рейнольдса:
1 – канал с одним завихрителем, открытый выход потока; 2 – канал с одним завихрителем,
поворот потока на выходе; 3 – канал с двумя завихрителями, поворот потока на выходе;
4 – два завихрителя, радиальный щелевой выход потока [9].
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №3 39
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
рителями средняя интенсивность теплообмена
в канале примерно на 20 % ниже, чем в канале с
одним завихрителем. На этом же рисунке при-
ведена зависимость из работы [9] для схемы с
двумя завихрителями и радиальным щелевым
выходом потока на выходе. Как видно из рисун-
ка, число Нуссельта Nud , полученное в работе
[9], на 20 % выше, чем в настоящей работе. Это
связано с тем, что в экспериментах [9] параметр
закрутки потока был значительно выше, чем в
настоящих экспериментах.
При обработке данных по теплообмену в
виде зависимости tgT wf ( )ϕε = ϕ использова-
лись соотношения (4) и (5) для определения
степени закрутки потока, полученные в экспе-
риментах по гидродинамике. В результате пред-
ложена следующая обобщающая зависимость:
1 6
0
Nu 1 2 07 tg
Nu
,d
T w,ϕε = = + ϕ (8)
которую можно использовать для расчета ло-
кального и среднего теплообмена. В послед-
нем случае в формулу необходимо подставлять
среднее в канале значение тангенса угла за-
крутки потока на стенке канала tg wϕ .
Теплогидравлический анализ
Теплогидравлический анализ проводился
без учета и с учетом гидравлических потерь и
теплообмена в области первого завихрителя. В
последнем случае рассчитывались эффектив-
ные значения коэффициента сопротивления и
теплообмена – по суммарным гидравлическим
потерям и теплообмену в канале и завихрителе,
с использованием общей длины канала, вклю-
чающей длину секции первого завихрителя.
На рис. 4 показана зависимость фактора
аналогии Рейнольдса от фактора повышения
сопротивления для исследованных вариан-
тов циклонного охлаждения, а также данные
работ [6, 10]. Как видно из рисунка, экспери-
ментальные данные для всех исследованных
вариантов циклонного охлаждения располага-
ются в «коридоре» между двумя предельными
линиями: нижней (линия 1), соответствующей
обтеканию прямых ребер квадратного сечения
при высоких числах Рейнольдса [11], и верхней
(линия 2), полученной для обтекания поверх-
ностных сферических углублений при низких
числах Рейнольдса [4]. Анализ диаграммы
теплогидравлической эффективности позволя-
ет сделать следующие выводы.
Данные для схемы с тангенциально-
наклонной закруткой потока с одним и двумя
завихрителями без учета сопротивления перво-
го завихрителя (символы 3, 4, 5), располагают-
ся примерно посередине между двумя предель-
ными кривыми 1 и 2. Они хорошо согласуются
с данными работы для закрученного потока в
трубе с тангенциальным выходом [6] (линия 4)
и закрученного потока в канале квадратного се-
чения [10] с одним рядом закручивающих от-
верстий на входе.
Учет сопротивления первого завихрителя
(символы 6, 7, 8) снижает фактор аналогии Рей-
нольдса, тем не менее, полученные данные рас-
полагаются примерно на 50 % выше нижней
предельной зависимости 1. Эти данные не усту-
пают результатам, полученным для микроре-
бер различной конфигурации (линия 5) [12].
Таким образом, циклонное охлаждение с
тангенциально-наклонной закруткой потока
обеспечивает такое же значение теплогидрав-
лической эффективности как и внутреннее
микрооребрение, но характеризуется более
простой технологией изготовления. Опытные
данные работы [10] для канала квадратного се-
чения с двумя рядами закручивающих отвер-
стий на входе (символы 2) располагаются выше
данных для открытого канала с тангенциально-
наклонной закруткой потока (символы 3, 4, 5) и
удовлетворительно согласуются с данными для
закрученного потока в трубе с открытым выхо-
дом [6].
Выводы
В результате выполненных исследований
новой схемы циклонного охлаждения лопатки
газовой турбины с одним и двумя завихрителя-
ми тангенциально-наклонного типа можно сде-
лать следующие основные выводы:
• Наибольшую среднюю интенсивность
теплообмена (Nud /Nu0 ≈ 2,8) обеспечивает
схема с одним завихрителем, а схема с двумя
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №340
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
Рис. 4. Фактор аналогии Рейнольдса в зависимости
от фактора повышения сопротивления.
Линии: 1 – поперечное обтекание прямых ребер квадратного сечения
при высоких числах Рейнольдса [11]; 2 – обтекание сферических углублений
при низких числах Рейнольдса [4]; 3, 4 – закрученное течение в трубе с открытым
и тангенциальным выходом [6]; 5 –цилиндрический канал входной кромки лопатки
с ребрами различных конфигураций (сплошными V-образными ребрами, прерывистыми
V-образными ребрами и сплошными наклонными ребрами (винтовыми) [12].
Символы: 1, 2 – закрученный поток в канале квадратного сечения [10], вдув через один
и два ряда отверстий; 3 - 8 – данные авторов для схем, исследованных в настоящей
работе: 3, 6 – один завихритель и открытый выход потока, без учета и с учетом
завихрителя; 4, 7 – один завихритель и поворот потока на выходе, без учета и с учетом
завихрителя; 5, 8 – два завихрителя, поворот потока на выходе, без учета
и с учетом потерь в первом завихрителе.
завихрителями имеет отношение Nud /Nu0 на
20 % ниже (≈ 2,3).
• Коэффициент сопротивления первого
завихрителя не зависит от числа Рейнольдса и
составляет величину равную 3,0. Значение ко-
эффициента сопротивления поворота на выхо-
де из канала составляет 0,6. Постановка второ-
го завихрителя снижает сопротивление канала
примерно на 20 %.
• Теплогидравлические характеристики
тангенциально-циклонного циклонного охлаж-
дения с учетом потерь в первом завихрителе не
уступают данным, соответствующим каналам
с оребрением различного типа. Более простая
технология изготовления является важным
преимуществом циклонного охлаждения, ко-
торое может использоваться в области лобовой
точки взамен микрооребрения.
ЛИТЕРАТУРА
1. Халатов А.А. Теория и практика закру-
ченных потоков.– Киев: Наук. думка, 1989.–
192 с.
2. Хэй Н., Вест П.Д. Теплообмен в трубе с
закрученным потоком // Теплопередача, сер. С.
– 1975. – T. 33. – С. 100-106.
ISSN 0204-3602. Пром. теплотехника, 2011, т. 33, №3 41
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
3. Халатов А.А., Романов В.В., Борисов
И.И., Дашевский Ю.Я., Северин С.Д. Теплооб-
мен и гидродинамика в полях центробежных
массовых сил. – Том 9: Теплообмен и гидроди-
намика при циклонном охлаждении лопаток га-
зовых турбин.– Киев: Изд. Ин-та технической
теплофизики НАН Украины.– 2010.– 317 с.
4. Халатов А.А., Онищенко В.Н., Борисов
И.И. Аналогия переноса теплоты и количе-
ства движения в каналах с поверхностными
генераторами вихрей // Доповіді Національної
академії наук України. – 2007. – № 6. – С. 70-75.
5. Халатов А.А., Окишев А.В., Онищенко
В.Н. Обобщение опытных данных по фактору
аналогии Рейнольдса для интенсификации те-
плообмена различного типа // Пром. теплотех-
ника.– 2010.– Том 32, № 5, 2010.– С. 5-13.
6. Khalatov A., Syred N., Bowen P., et al.
Innovative Cyclone Cooling Scheme for Gas
Turbine Blade: Thermal-Hydraulic Performance
Evaluation // ASME Paper № GT2000-237.– 2000.
7. Халатов А.А., Борисов И.И., Дашевский
Ю.Я., Северин С.Д. Гидродинамика закручен-
ного потока в трубе с наклонно-тангенциальной
закруткой потока и 90° поворотом на выходе //
Промышленная теплотехника. – 2009. – № 3. –
С. 6-13.
8. Халатов А.А., Борисов И.И., Дашевский
Ю.Я., Северин С.Д. Теплообмен воздушного
потока в трубе с комбинированной закруткой
на входе // Пром. теплотехника. – 2010. – Т. 32 –
№. 3 – С.7-17.
9. Hedlund C. & Ligrani P. Local Swirl
Chamber Heat Transfer and Flow Structure
at Different Reynolds Numbers // Journal of
Turbomachinery.– 2000.– Vol. 122, – P. 375-385.
10. Pamula G., Ekkad S., & Acharya S. Influence
of Cross-Flow Induced Swirl and Impingement on
Heat Transfer in a Two-Pass Channel Connected
by Two Rows of Holes // ASME Paper № GT2000-
235.– 2000
11. Haasenritter A., Weigand B. Optimization
of the rib structure inside a 2D cooling channel //
ASME Paper GT2004 – 53187. – 10 p.
12. Дашевский Ю.Я., Письменный Д.Н.,
Халатов А.А. Влияние конфигурации ребер-
турбулизаторов на теплообмен и потери дав-
ления в охлаждаемом канале входной кромки
лопатки // Пром. теплотехника. – 2010. – Т. 32,
№ 4.– С. 54-62.
Получено 12.11.2010 г.
|
| id | nasplib_isofts_kiev_ua-123456789-60329 |
| institution | Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine |
| issn | 0204-3602 |
| language | Russian |
| last_indexed | 2025-12-07T13:23:00Z |
| publishDate | 2011 |
| publisher | Інститут технічної теплофізики НАН України |
| record_format | dspace |
| spelling | Халатов, А.А. Романов, В.В. Борисов, И.И. Дашевский, Ю.Я. Северин, С.Д. 2014-04-14T13:40:43Z 2014-04-14T13:40:43Z 2011 Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин / А.А. Халатов, В.В. Романов, И.И. Борисов, Ю.Я. Дашевский, С.Д. Северин // Промышленная теплотехника. — 2011. — Т. 33, № 3 — С. 34-41. — Бібліогр.: 12 назв. — рос. 0204-3602 https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/60329 532.516: 536.24.01 Наведено результати аналізу теплогідравлічної ефективності внутрішнього циклонного охолодження лопаток газових турбін. Представлены результаты анализа теплогидравлической эффективности внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин. The results of thermo-hydraulic analysis of internal cyclone cooling of turbine blades are presented. ru Інститут технічної теплофізики НАН України Промышленная теплотехника Теплоэнергетические установки Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин Thermo-hydraulic efficiency of the internal cyclone cooling of gas turbine blades Article published earlier |
| spellingShingle | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин Халатов, А.А. Романов, В.В. Борисов, И.И. Дашевский, Ю.Я. Северин, С.Д. Теплоэнергетические установки |
| title | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин |
| title_alt | Thermo-hydraulic efficiency of the internal cyclone cooling of gas turbine blades |
| title_full | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин |
| title_fullStr | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин |
| title_full_unstemmed | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин |
| title_short | Теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин |
| title_sort | теплогидравлическая эффективность внутреннего циклонного охлаждения лопаток газовых турбин |
| topic | Теплоэнергетические установки |
| topic_facet | Теплоэнергетические установки |
| url | https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/60329 |
| work_keys_str_mv | AT halatovaa teplogidravličeskaâéffektivnostʹvnutrennegociklonnogoohlaždeniâlopatokgazovyhturbin AT romanovvv teplogidravličeskaâéffektivnostʹvnutrennegociklonnogoohlaždeniâlopatokgazovyhturbin AT borisovii teplogidravličeskaâéffektivnostʹvnutrennegociklonnogoohlaždeniâlopatokgazovyhturbin AT daševskiiûâ teplogidravličeskaâéffektivnostʹvnutrennegociklonnogoohlaždeniâlopatokgazovyhturbin AT severinsd teplogidravličeskaâéffektivnostʹvnutrennegociklonnogoohlaždeniâlopatokgazovyhturbin AT halatovaa thermohydraulicefficiencyoftheinternalcyclonecoolingofgasturbineblades AT romanovvv thermohydraulicefficiencyoftheinternalcyclonecoolingofgasturbineblades AT borisovii thermohydraulicefficiencyoftheinternalcyclonecoolingofgasturbineblades AT daševskiiûâ thermohydraulicefficiencyoftheinternalcyclonecoolingofgasturbineblades AT severinsd thermohydraulicefficiencyoftheinternalcyclonecoolingofgasturbineblades |