朱華，嚴(yán)彪，劉雨松，李亮*

濕空氣透平冷卻技術(shù)研究

朱華1,2，嚴(yán)彪1,2，劉雨松1,2，李亮1,2*

（1．西安交通大學(xué)葉輪機(jī)械研究所，陜西省 西安市 710049；2．陜西省葉輪機(jī)械及動(dòng)力裝備工程實(shí)驗(yàn)室，陜西省 西安市 710049）

為了研究濕空氣對(duì)透平葉片冷卻的影響特性，構(gòu)建濕空氣透平冷卻性能預(yù)測模型，建立了常壓透平葉片冷卻實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，開展了以濕空氣為冷卻工質(zhì)的實(shí)驗(yàn)研究。在濕空氣含濕量為15～80g/kg、溫度為200℃的條件下，對(duì)葉片前緣沖擊冷卻、肋片擾流U型通道冷卻和葉片尾緣柱肋冷卻進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，探究了不同雷諾數(shù)下3種冷卻方式的靶面換熱性能隨含濕量和溫度的變化規(guī)律。研究結(jié)果表明：靶面換熱強(qiáng)度隨冷氣含濕量的提高而增強(qiáng)，隨冷氣溫度的提高而減弱，隨冷氣雷諾數(shù)的提高而增強(qiáng)。在含濕量約為180g/kg時(shí)，相對(duì)于干空氣，沖擊冷卻、肋片擾流U型通道冷卻、柱肋冷卻的靶面平均努塞爾數(shù)最大分別提高了6.5%、10.0%、9.2%。

燃?xì)廨啓C(jī)；濕空氣透平；冷卻工質(zhì)；冷卻性能

0 引言

燃?xì)廨啓C(jī)是目前效率最高的化石能源大規(guī)模發(fā)電熱功轉(zhuǎn)換裝置[1-2]。隨著經(jīng)濟(jì)社會(huì)的發(fā)展以及燃?xì)廨啓C(jī)用途的拓展，對(duì)燃?xì)廨啓C(jī)的性能要求越來越高[3]。濕化燃?xì)廨啓C(jī)循環(huán)就是人們?yōu)榱烁玫剡_(dá)到高效、低排放、低成本、高靈活性等目標(biāo)而提出的一種新型燃機(jī)循環(huán)方式。

濕空氣透平冷卻性能預(yù)測研究是燃?xì)廨啓C(jī)濕化性能研究的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。濕化燃?xì)廨啓C(jī)燃燒室出口的復(fù)合工質(zhì)燃?xì)庵凶罡呖珊畜w積分?jǐn)?shù)超40%的水蒸氣[4]。一方面，由于水蒸氣和空氣物性的差異，濕空氣透平葉片表面的熱通量比常規(guī)燃?xì)廨啓C(jī)透平大20%以上[5]，這對(duì)濕空氣透平葉片的冷卻提出了更高的要求。如在日立40MW的AHAT循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)中，其第1級(jí)透平靜葉前緣溫度就提高12K以上[6]。另一方面，濕化燃?xì)廨啓C(jī)循環(huán)中透平的冷卻介質(zhì)可以采用濕空氣，其冷卻效果優(yōu)于干空氣。相比于干空氣，濕空氣的比熱容和導(dǎo)熱率大、密度小、黏性系數(shù)低，具有更優(yōu)異的氣動(dòng)和傳熱特性。研究濕空氣透平冷卻性能的變化規(guī)律，對(duì)減少冷卻空氣量、提高濕化燃?xì)廨啓C(jī)的性能具有重要作用。

目前對(duì)于濕空氣透平冷卻的研究較少，且主要集中于對(duì)濕空氣物性的研究，而對(duì)以濕空氣為工質(zhì)的燃?xì)廨啓C(jī)冷卻結(jié)構(gòu)的性能研究較少。對(duì)于沖擊冷卻的研究，多集中在冷卻結(jié)構(gòu)的幾何特性方面，通過研究噴嘴形狀[7]和布置方式[8-9]、沖擊腔形狀[10-11]等幾何因素，尋找冷卻效果最優(yōu)的沖擊冷卻結(jié)構(gòu)。對(duì)于肋片擾流U型通道冷卻的研究，主要集中于肋傾角、肋間距、肋寬高比等幾何參數(shù)[12]，以及雷諾數(shù)、旋轉(zhuǎn)數(shù)等氣動(dòng)條件參數(shù)[13]的影響方面。對(duì)于尾緣柱肋冷卻的研究，主要集中在柱肋幾何結(jié)構(gòu)對(duì)冷卻性能的影響等方面，通過改變柱肋的布置[14-17]和形狀等幾何結(jié)構(gòu)因素，提高柱肋對(duì)冷氣湍流強(qiáng)度的增強(qiáng)作用，進(jìn)而提高柱肋冷卻效果。

以上研究中的一些構(gòu)型能夠有效提高冷卻效果，但存在加工難度大、不易在實(shí)際中應(yīng)用的缺點(diǎn)。采用濕空氣作為冷卻工質(zhì)，一方面，既可以提高濕空氣透平冷卻的效果，又不需要提高葉片的加工難度；另一方面，上述應(yīng)用在干空氣冷卻中的構(gòu)型也可以在濕空氣透平冷卻中加以應(yīng)用，從而進(jìn)一步提高冷卻效果。國內(nèi)外一些學(xué)者還提出了換熱強(qiáng)度更高的氣霧兩相混合工質(zhì)用于濕化透平葉片的冷卻，但氣霧兩相動(dòng)力學(xué)及強(qiáng)化傳熱機(jī)理十分復(fù)雜，液態(tài)水滴接觸冷卻結(jié)構(gòu)壁面可能引起葉片材料很大的溫度梯度，所產(chǎn)生熱應(yīng)力有引起葉片失效的風(fēng)險(xiǎn)。

綜上所述，應(yīng)用純氣態(tài)的濕空氣作為冷卻介質(zhì)具有水蒸氣消耗量小、冷卻效果好且安全可靠的特點(diǎn)，因而濕空氣冷卻在工程應(yīng)用上具有良好的前景。目前國內(nèi)對(duì)于濕空氣作為冷卻工質(zhì)的實(shí)驗(yàn)研究較少，絕大多數(shù)研究都是以簡化的葉片內(nèi)部冷卻結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，研究濕空氣對(duì)濕化透平整體循環(huán)性能的影響，并對(duì)循環(huán)參數(shù)或抽氣參數(shù)等進(jìn)行優(yōu)化[18]。為此，本文采用實(shí)驗(yàn)測量方法，研究含濕量、溫度和雷諾數(shù)對(duì)濕化透平中沖擊冷卻、U型通道冷卻和柱肋冷卻的影響，以期為濕化透平冷卻技術(shù)的實(shí)驗(yàn)和數(shù)值研究提供參考。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及測量系統(tǒng)誤差分析

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

1.1.1實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)組成

實(shí)驗(yàn)裝置由主加熱系統(tǒng)和輔加熱系統(tǒng)供氣；另外采用了蒸汽發(fā)生器產(chǎn)生水蒸氣，與主流空氣混合，組成實(shí)驗(yàn)所需的濕空氣工質(zhì)。實(shí)驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示，由控制臺(tái)、主/輔加熱器、蒸汽發(fā)生器組成的加熱供氣系統(tǒng)，蜂窩整流器、減壓閥、控制閥、調(diào)節(jié)閥、穩(wěn)壓罐組成的調(diào)節(jié)系統(tǒng)，以及流量計(jì)、溫度壓力傳感器等組成的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等構(gòu)成。實(shí)驗(yàn)臺(tái)實(shí)物如圖2所示。本文只使用了其中的主加熱系統(tǒng)和蒸汽發(fā)生系統(tǒng)產(chǎn)生實(shí)驗(yàn)所需的干、濕空氣工質(zhì)。

圖1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

圖2 實(shí)驗(yàn)臺(tái)實(shí)物圖

1.1.2 主加熱系統(tǒng)

主加熱系統(tǒng)主要包括主風(fēng)機(jī)、空氣流量計(jì)、空氣–蒸汽混合器、主加熱器等。主風(fēng)機(jī)為主加熱系統(tǒng)送風(fēng)，實(shí)驗(yàn)過程中吹送恒定流量的干空氣。其吹送的風(fēng)量由空氣流量計(jì)測得并可通過控制系統(tǒng)進(jìn)行調(diào)節(jié)。主風(fēng)機(jī)為一臺(tái)雙段高壓鼓風(fēng)機(jī)，風(fēng)機(jī)功率為8.5kW，最大風(fēng)量為1150m3/h，最大風(fēng)壓為20kPa。主加熱器采用最大加熱功率為50kW的非磁性2080鎳鉻絲/鉬絲為發(fā)熱元件，如圖3所示。主加熱器內(nèi)包含12個(gè)加熱通道，可對(duì)水蒸氣和干空氣的混合物進(jìn)行快速加熱和均勻摻混，產(chǎn)生最高溫度700℃的穩(wěn)定高溫濕空氣，其長期穩(wěn)定運(yùn)行溫度不低于650℃。

圖3 主加熱器發(fā)熱元件

1.1.3 蒸汽發(fā)生系統(tǒng)

蒸汽發(fā)生系統(tǒng)向主加熱系統(tǒng)提供所需的水蒸氣，其主要包括蒸汽發(fā)生器、減壓閥、穩(wěn)壓罐、控制閥、水蒸氣流量計(jì)等。水蒸氣的產(chǎn)生采用LDR0.08-0.7型小型電加熱蒸汽發(fā)生器，其最大加熱功率為54kW，可提供流量為80kg/h、壓力為0.7MPa的飽和水蒸氣。連接減壓閥將蒸汽發(fā)生器出口蒸汽壓力降低到0.2MPa左右，使得水蒸氣進(jìn)入過熱狀態(tài)，而后進(jìn)入帶底部電加熱器的穩(wěn)壓罐進(jìn)行加熱，以防水蒸氣冷凝。穩(wěn)壓罐和主加熱器連接管路由控制閥進(jìn)行控制，以獲得所需質(zhì)量流量的水蒸氣進(jìn)入空氣–蒸汽混合器中，如圖4所示。此外，在蒸汽進(jìn)入空氣–蒸汽混合器之前還設(shè)置有電加熱器，以消除由于散熱而產(chǎn)生的凝結(jié)水。其中，干空氣的流量由主風(fēng)機(jī)出口的空氣流量計(jì)測量，水蒸氣流量由水蒸氣體積流量計(jì)和流量積算儀測量，進(jìn)而根據(jù)相應(yīng)的溫度、壓力等參數(shù)換算得到主加熱器出口濕空氣的含濕量。通過調(diào)節(jié)干空氣和水蒸氣的流量之比和流量大小，進(jìn)而調(diào)節(jié)進(jìn)入實(shí)驗(yàn)段的不同濕空氣的雷諾數(shù)和含濕量，獲得不同的實(shí)驗(yàn)工況條件。

圖4 蒸汽系統(tǒng)元件

1.1.4 實(shí)驗(yàn)段

實(shí)驗(yàn)段采用通道截面有效尺寸為45mm×45mm的矩形通道，如圖5所示。在實(shí)驗(yàn)段進(jìn)出口處均安裝有蜂窩整流器，通過對(duì)進(jìn)出口工質(zhì)進(jìn)行整流，以完成對(duì)進(jìn)出口工質(zhì)壓力和溫度的準(zhǔn)確有效測量。蜂窩整流器長度為100mm，芯格尺寸為3.2mm′0.1mm。蜂窩芯格材料為高溫合金GH5188，可保證0.1mm厚度的芯格在600℃以上溫度條件下長期可靠使用，以保證實(shí)驗(yàn)安全性和準(zhǔn)確性。實(shí)驗(yàn)段進(jìn)出口處均安裝有壓力和溫度傳感器。

圖5 實(shí)驗(yàn)段實(shí)物圖

1.2 測量系統(tǒng)誤差分析

1.2.1 測量系統(tǒng)

實(shí)驗(yàn)過程中，主要的測量參數(shù)包括流量、壓力和溫度，其中流量的測量包括干空氣流量和水蒸氣流量的測量。干空氣流量采用LUGB/E型渦街流量計(jì)進(jìn)行測量，儀表精度為1級(jí)，測量誤差小于±1%×量程。飽和水蒸氣流量計(jì)系統(tǒng)由LUGB-MIK-DN15渦街流量計(jì)、MIK-P400G壓力變送器、MIK-WZP-PT100溫度傳感器和MIK- 7600流量積算儀組成，水蒸氣流量計(jì)的儀表精度為1級(jí)，測量誤差小于±1%×量程。壓力的測量包括實(shí)驗(yàn)段進(jìn)出口壓力和水蒸氣壓力的測量，采用3051型羅斯蒙特壓力傳感器進(jìn)行測量，該型號(hào)壓力傳感器的測量誤差小于±0.075%×量程。溫度的測量包括實(shí)驗(yàn)段進(jìn)出口溫度和傳熱靶面溫度的測量。采用K型鎧裝熱電偶測量實(shí)驗(yàn)段進(jìn)出口溫度，其測量誤差小于±0.4%×測量值。采用型號(hào)為FLIR T650sc的紅外熱像儀測量傳熱靶面溫度，其分辨率為640×480像素，測量溫度范圍為100～650℃，熱靈敏度小于20mK，測量誤差為±1℃或±0.01×測量值，并在測量時(shí)用設(shè)置在傳熱靶面表面的K型熱電偶進(jìn)行標(biāo)定。

1.2.2 實(shí)驗(yàn)參數(shù)定義

1）進(jìn)口雷諾數(shù)in。

定義進(jìn)口雷諾數(shù)in為

式中：為濕空氣密度；in為進(jìn)口處濕空氣的速度；為進(jìn)氣腔的水力直徑；為濕空氣動(dòng)力黏度。

2）濕空氣含濕量。

濕空氣含濕量定義為每千克干空氣中所包含的水蒸氣的質(zhì)量，其表達(dá)式為

式中：g為水蒸氣的質(zhì)量，g；a為干空氣的質(zhì)量，kg。

3）傳熱靶面努塞爾數(shù)。

定義傳熱靶面努塞爾數(shù)為

式中：w為壁面熱流密度；w為靶面溫度；in為濕空氣的進(jìn)口總溫度；為濕空氣的導(dǎo)熱系數(shù)。

1.2.3 實(shí)驗(yàn)誤差分析

按照誤差分析理論，當(dāng)變量為若干個(gè)獨(dú)立變量,, …的函數(shù)時(shí)，變量的誤差e可寫為

式中：e、e分別為變量、的測量誤差；?/??/?分別為變量的誤差傳遞系數(shù)。

1）進(jìn)口雷諾數(shù)in的測量誤差。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)段進(jìn)口雷諾數(shù)in的定義式(1)，將其變換為

式中：a為干空氣的流量；g為水蒸氣的流量。

可以看到，實(shí)驗(yàn)段進(jìn)口雷諾數(shù)的測量誤差取決于干空氣和水蒸氣流量的測量誤差。根據(jù)誤差分析理論，可得實(shí)驗(yàn)段進(jìn)口雷諾數(shù)的測量誤差為

式中ea和eg分別為干空氣流量計(jì)和水蒸氣流量計(jì)的測量誤差。

根據(jù)1.2.1節(jié)中給出的流量計(jì)測量精度，干空氣流量計(jì)和水蒸氣流量計(jì)的最大測量誤差均小于0.006，即ea=eg<0.006。由此可知，實(shí)驗(yàn)段進(jìn)口雷諾數(shù)的最大測量誤差小于0.60%。

2）濕空氣含濕量的測量誤差。

根據(jù)濕空氣含濕量的定義式(2)，可知含濕量的測量誤差取決于干空氣和水蒸氣質(zhì)量流量的測量誤差。根據(jù)誤差分析理論，濕空氣含濕量的測量誤差為

其中ea=ea<0.006，eg=eg<0.006。由此可知，濕空氣含濕量的最大測量誤差小于0.85%。

3）傳熱靶面努塞爾數(shù)的測量誤差。

根據(jù)傳熱靶面努塞爾數(shù)的定義式(3)，可將其進(jìn)一步表示為

式中：w為固體壁面的導(dǎo)熱系數(shù)；為固體壁面的厚度；w,out為靶面固體材料的外側(cè)溫度。

可以看到，影響努塞爾數(shù)測量精度的因素是w、w,out和in。w、w,out采用紅外熱像儀測量，其測量誤差小于0.01；in采用熱電偶測量，其測量誤差小于0.004。為了方便分析，取各溫度的測量誤差均為0.01。根據(jù)誤差分析理論，努塞爾數(shù)的測量誤差為

因e<0.01，故努塞爾數(shù)的測量誤差小于2%。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 相對(duì)努塞爾數(shù)的定義

實(shí)驗(yàn)時(shí)，分別將沖擊冷卻、U型通道冷卻、柱肋冷卻的相應(yīng)實(shí)驗(yàn)件安裝于圖5中2個(gè)蜂窩整流器之間的法蘭處，以完成相應(yīng)實(shí)驗(yàn)的測量。

根據(jù)式(8)，可定義濕空氣冷卻努塞爾數(shù)和干空氣冷卻努塞爾數(shù)之比為相對(duì)努塞爾數(shù)，即

式中：下標(biāo)0代表干空氣條件下的參數(shù)；無下標(biāo)代表濕空氣工質(zhì)條件下的參數(shù)。

根據(jù)式(10)可以定量地分析濕空氣作為工質(zhì)時(shí)相對(duì)于干空氣的傳熱效果變化。

2.2 濕空氣沖擊冷卻

圖6給出了濕空氣沖擊冷卻的實(shí)驗(yàn)段示意圖。沖擊冷卻實(shí)驗(yàn)在進(jìn)口溫度為200℃的條件下進(jìn)行，實(shí)驗(yàn)中射流進(jìn)口雷諾數(shù)分別為7683、15900和22141，在3種射流進(jìn)口雷諾數(shù)條件下，對(duì)4種含濕量(18、69、112、155g/kg)的濕空氣進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，共計(jì)12個(gè)實(shí)驗(yàn)工況，其中，含濕量為18g/kg的工況下，其來流即為實(shí)驗(yàn)時(shí)環(huán)境中的空氣。

圖6 沖擊冷卻實(shí)驗(yàn)段示意圖

Fig. 6 Schematic diagram of impingement cooling experiment rig

圖7以射流進(jìn)口雷諾數(shù)為22141時(shí)為例，給出了4種不同的濕空氣含濕量條件下沖擊換熱靶面的溫度分布云圖?？梢钥吹?，換熱靶面的溫度以沖擊滯止點(diǎn)為中心呈輻射狀分布。沖擊射流沖擊至靶面后，在滯止區(qū)附近形成高溫高換熱區(qū)域，在滯止區(qū)外換熱強(qiáng)度逐漸減小，靶面溫度逐漸降低。隨著含濕量的增大，換熱靶面高溫區(qū)域逐漸增大，尤其是滯止區(qū)的換熱強(qiáng)度變化最為明顯。上述傳熱性能變化的原因在于：在相同的射流進(jìn)口雷諾數(shù)條件下，濕空氣具有比干空氣更小的密度和動(dòng)力黏度，所產(chǎn)生的熱邊界層更薄，因而其換熱性能有所增加。

圖7 沖擊冷卻靶面溫度分布

圖8給出了不同射流進(jìn)口雷諾數(shù)下靶面平均相對(duì)努塞爾數(shù)/0隨濕空氣含濕量的變化曲線。由于實(shí)驗(yàn)中的“干空氣”實(shí)際上還包含大氣中的水蒸氣，并非絕對(duì)意義上的干空氣，因此，圖8中干空氣的努塞爾數(shù)0由實(shí)驗(yàn)測量值外推得到，后文中也進(jìn)行了類似的處理。從圖8可以看出，當(dāng)射流進(jìn)口雷諾數(shù)一定時(shí)，/0隨含濕量的增大而增大。在實(shí)驗(yàn)中的溫度和壓力條件下，當(dāng)從0g/kg增加到155g/kg時(shí)，/0增加了約6.5%。這說明當(dāng)采用濕空氣作為冷卻工質(zhì)時(shí)，可獲得更好的沖擊冷卻效果。

圖8 沖擊冷卻Nu/Nu0隨含濕量d變化曲線

2.3 濕空氣U型通道冷卻

圖9給出了濕空氣U型通道冷卻的實(shí)驗(yàn)段示意圖。U型通道冷卻實(shí)驗(yàn)在進(jìn)口溫度為200℃的條件下進(jìn)行，實(shí)驗(yàn)中進(jìn)口雷諾數(shù)分別為15141、30275和43380，在3種不同進(jìn)口雷諾數(shù)條件下，對(duì)4種含濕量(17、74、133、167g/kg)的濕空氣進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，共計(jì)12個(gè)實(shí)驗(yàn)工況，其中，在含濕量為17g/kg的工況下，其來流即為實(shí)驗(yàn)時(shí)環(huán)境中的空氣。

圖9 U型通道冷卻實(shí)驗(yàn)段示意圖

圖10為濕空氣進(jìn)口雷諾數(shù)為15141時(shí)，不同含濕量的濕空氣流動(dòng)時(shí)U型通道冷卻靶面的溫度分布云圖。從圖10可以看出，2個(gè)流道的靶面溫度均隨著含濕量的增加而明顯升高，這表明換熱強(qiáng)度隨著含濕量的增加而明顯增強(qiáng)。第1流道壁面的溫度分布沿流動(dòng)方向較為均勻，而第2流道壁面的溫度沿流動(dòng)方向逐漸下降。這表明在第2流道的流體和靶面之間的對(duì)流換熱更為劇烈，導(dǎo)致流體沿流動(dòng)方向的溫降幅度較第1流道更大，從而導(dǎo)致第2流道靶面沿流動(dòng)方向的溫降更為明顯。

圖10 U型通道冷卻靶面溫度分布

值得注意的是，在相同含濕量下，第2流道壁面的溫度明顯高于第1流道壁面的溫度。第1流道的溫度分布沿寬度方向呈現(xiàn)一定的不均勻性，這可能與來流不均勻有關(guān)，而在第2流道中溫度分布沿寬度方向則較為均勻。這是因?yàn)楫?dāng)濕空氣從第1流道經(jīng)過渡段進(jìn)入第2流道時(shí)，流經(jīng)2個(gè)90°角轉(zhuǎn)折的彎頭產(chǎn)生了大范圍的分離流動(dòng)，在流動(dòng)分離區(qū)，流體的機(jī)械能被消耗，而湍動(dòng)能增加，從而增加了流體的摻混作用，使第2流道壁面的換熱強(qiáng)度增強(qiáng)，并且沿流道寬度方向的溫度分布更為均勻。

圖11給出了不同進(jìn)口雷諾數(shù)條件下/0隨含濕量的變化曲線。可以看出，/0隨含濕量的增大而增大，不同進(jìn)口雷諾數(shù)下濕空氣含濕量對(duì)換熱效果的影響規(guī)律相似，但換熱增強(qiáng)效果和進(jìn)口雷諾數(shù)的大小之間沒有明顯的關(guān)系。在進(jìn)口雷諾數(shù)為15141，濕空氣含濕量從0g/kg增加到167g/kg時(shí)，/0增加幅度最大，約為10.0%。

圖11 U型通道冷卻Nu/Nu0隨含濕量d變化曲線

2.4 濕空氣柱肋冷卻

圖12給出了濕空氣柱肋卻的實(shí)驗(yàn)段示意圖。柱肋冷卻實(shí)驗(yàn)在進(jìn)口溫度為200℃的條件下進(jìn)行，實(shí)驗(yàn)中進(jìn)口雷諾數(shù)分別為11891、31156、 52105，在3種進(jìn)口雷諾數(shù)條件下，對(duì)4種含濕量(17、69、112、175g/kg)的濕空氣進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，共計(jì)12個(gè)實(shí)驗(yàn)工況，其中，含濕量為17g/kg的工況下，其來流即為實(shí)驗(yàn)時(shí)環(huán)境中的空氣。

圖13給出了濕空氣進(jìn)口雷諾數(shù)為31156時(shí)，柱肋處靶面溫度分布的局部細(xì)節(jié)和圓柱擾流流場的示意圖。從流動(dòng)特性上看，圓柱擾流是葉片尾緣柱肋冷卻的主要特征。當(dāng)流體流過圓柱時(shí)，由于圓柱的阻礙作用，流體的壓強(qiáng)會(huì)在圓柱的前駐點(diǎn)處達(dá)到最大值，并且沿著流動(dòng)方向逐漸降低。在流體流過圓柱面和流動(dòng)方向的切點(diǎn)后，會(huì)產(chǎn)生逆壓梯度，導(dǎo)致流體邊界層急劇增厚并向下游發(fā)展，從而在圓柱下游形成周期性交替脫落的旋渦，即卡門渦街。尾跡區(qū)的流動(dòng)一般為湍流，存在不規(guī)則的脈動(dòng)和渦，消耗了部分的流體機(jī)械能，從而進(jìn)一步導(dǎo)致尾跡區(qū)流體湍動(dòng)能增強(qiáng)，換熱強(qiáng)度增大。另外，脫落的渦存在一定的擾動(dòng)頻率，會(huì)引起柱肋所受壓差阻力的周期性變化，進(jìn)一步導(dǎo)致柱肋結(jié)構(gòu)在垂直方向和流動(dòng)方向上的振動(dòng)。當(dāng)結(jié)構(gòu)振動(dòng)頻率和渦的脫落頻率一致時(shí)，會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象，產(chǎn)生明顯的噪聲，這種現(xiàn)象在本次實(shí)驗(yàn)過程中的某些特定工況下也會(huì)發(fā)生。

圖12 柱肋冷卻實(shí)驗(yàn)段示意圖

圖13 柱肋處局部靶面溫度分布及流場示意圖

從傳熱特性上看，圓柱擾流流場對(duì)流體和靶面之間的傳熱會(huì)產(chǎn)生顯著的影響。圖13中A為前緣滯止點(diǎn)一側(cè)的順壓梯度區(qū)域。由于實(shí)驗(yàn)中流場存在一定的不均勻性，該圓柱上游來流不均勻，導(dǎo)致滯止點(diǎn)出現(xiàn)在圓柱的左上側(cè)。滯止點(diǎn)附近的順壓梯度區(qū)域流體加速流動(dòng)，引起A處流體流速升高，換熱強(qiáng)度增強(qiáng)。B、D和E區(qū)域?yàn)檫吔鐚用撀涠a(chǎn)生的尾跡渦區(qū)域，可以看到，B、D和E區(qū)域的溫度明顯高于尾跡區(qū)兩側(cè)C、F處的低溫勢(shì)流區(qū)域，這表明尾跡渦的高強(qiáng)度湍流脈動(dòng)增強(qiáng)了局部換熱。

為了分析含濕量對(duì)換熱強(qiáng)度的影響，圖14給出了實(shí)驗(yàn)中濕空氣進(jìn)口雷諾數(shù)為31156，含濕量分別為17、69、112、175g/kg時(shí)柱肋處靶面的溫度分布云圖。整體上看，溫度分布主要有2個(gè)特點(diǎn)：一是總體的溫度分布較為均勻；二是靶面溫度隨著含濕量的增大而升高。這表明含濕量的增大提高了氣流的對(duì)流換熱強(qiáng)度，可以對(duì)靶面起到更好的冷卻效果。

圖14 柱肋冷卻局部靶面溫度分布

圖15給出了實(shí)驗(yàn)中相對(duì)努塞爾數(shù)/0隨含濕量的變化曲線。整體上看，濕空氣柱肋冷卻的換熱強(qiáng)度高于干空氣，換熱強(qiáng)度隨含濕量和雷諾數(shù)的增大而增強(qiáng)，/0和成正相關(guān)關(guān)系。從圖15可以看出，當(dāng)=175g/kg時(shí)，進(jìn)口雷諾數(shù)分別為11891、31156、52105的3種流動(dòng)工況下，濕空氣柱肋冷卻的換熱強(qiáng)度比干空氣柱肋冷卻的換熱強(qiáng)度分別提高了7.5%、7.8%、9.2%。這表明，在柱肋冷卻中采用濕空氣作為工質(zhì)時(shí)，可以有效地提高換熱強(qiáng)度和冷卻效果，特別是在高雷諾數(shù)條件下冷卻效果提高更多。

圖15 柱肋冷卻Nu/Nu0隨含濕量d變化曲線

3 結(jié)論

為了研究濕空氣工質(zhì)與傳統(tǒng)干空氣工質(zhì)的冷卻效果差異，探索濕空氣對(duì)透平葉片內(nèi)部冷卻效果的影響，建立了常壓透平葉片冷卻實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，對(duì)已被廣泛應(yīng)用的3種葉片內(nèi)部冷卻結(jié)構(gòu)，即沖擊冷卻、U型通道冷卻和柱肋冷卻的換熱強(qiáng)度隨濕空氣含濕量的變化情況進(jìn)行了定量研究。研究結(jié)果為濕空氣冷卻的數(shù)值預(yù)測模型提供了實(shí)驗(yàn)支撐，并為濕空氣冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)的應(yīng)用提供了參考。具體結(jié)論如下：

1）對(duì)于沖擊冷卻，當(dāng)射流進(jìn)口雷諾數(shù)為7683～22141時(shí)，其靶面換熱強(qiáng)度隨含濕量的提高而顯著增強(qiáng)。當(dāng)1kg干空氣中含有約155g的水蒸氣時(shí)，不同工況的沖擊冷卻靶面平均努塞爾數(shù)最大增加了約6.5%。

2）對(duì)于U型通道冷卻，當(dāng)射流進(jìn)口雷諾數(shù)為15141～43380時(shí)，其靶面換熱強(qiáng)度隨含濕量的提高而顯著增強(qiáng)。當(dāng)1kg干空氣中含有約167g的水蒸氣時(shí)，不同工況的U型通道冷卻靶面平均努塞爾數(shù)最大增加了約10.0%。

3）對(duì)于柱肋冷卻，當(dāng)射流進(jìn)口雷諾數(shù)為11891～52105時(shí)，其靶面換熱強(qiáng)度隨含濕量的提高而顯著增強(qiáng)。當(dāng)1kg干空氣中含有約175g的水蒸氣時(shí)，不同工況的柱肋冷卻靶面平均努塞爾數(shù)最大增加了約9.2%。

總體上看，相對(duì)于干空氣，濕空氣作為冷卻工質(zhì)可以顯著提高冷卻效果。由于不同冷氣進(jìn)口雷諾數(shù)下，濕空氣作為工質(zhì)時(shí)，不同冷卻結(jié)構(gòu)的換熱強(qiáng)度提高程度不同，在實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)當(dāng)統(tǒng)籌不同冷卻結(jié)構(gòu)之間的濕空氣工質(zhì)分配關(guān)系和含濕量差異，以獲得冷卻性能最佳的透平葉片濕空氣冷卻系統(tǒng)。

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Study on Humid Air Turbine Cooling Technique

ZHU Hua1,2, YAN Biao1,2, LIU Yusong1,2, LI Liang1,2*

(1. Institute of Turbomachinery, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, Shaanxi Province, China;2. Shaanxi Engineering Laboratory of Turbomachinery and Power Equipment, Xi’an 710049, Shaanxi Province, China)

In order to study the influence of humid air on the cooling performance of turbine blade and build the cooling performance prediction model of humid air turbine, the experimental platform of normal pressure turbine blade cooling was established, and the experimental study of humid air as coolant medium was carried out. Under the condition of humid air moisture content of 15-80g/kg and temperature of 200℃, the impingement cooling of blade leading edge, the U-channel cooling of fin disturbing flow and the pin-fin cooling of blade trailing edge were experimentally studied. The variation of heat transfer performance of the target wall with moisture content and temperature under different Reynolds numbers was explored.The results indicate that the heat transfer intensity of the target wall increases with the increasing coolant humid ratio, the decreasing coolant temperature and the increasing coolant Reynolds number. When using the humid air with moisture content of 180g/kg, the area-averaged Nussult number of target wall for impingement cooling, U-channel cooling and pin-fin cooling increases by 6.5%, 10.0% and 9.2% respectively, compared with the case using dry air.

gas turbine; humid air turbine; coolant medium; cooling performance

2021-04-29。

10.12096/j.2096-4528.pgt.21050

TK 14

國家科技重大專項(xiàng)(2017-I-0009-0010)。

Project Supported by National Science and Technology Major Project (2017-I-0009-0010).

(責(zé)任編輯 尚彩娟)