湿空气透平冷却技术研究

朱华，严彪，刘雨松，李亮*

湿空气透平冷却技术研究

朱华1,2，严彪1,2，刘雨松1,2，李亮1,2*

（1．西安交通大学叶轮机械研究所，陕西省 西安市 710049；2．陕西省叶轮机械及动力装备工程实验室，陕西省 西安市 710049）

为了研究湿空气对透平叶片冷却的影响特性，构建湿空气透平冷却性能预测模型，建立了常压透平叶片冷却实验平台，开展了以湿空气为冷却工质的实验研究。在湿空气含湿量为15～80g/kg、温度为200℃的条件下，对叶片前缘冲击冷却、肋片扰流U型通道冷却和叶片尾缘柱肋冷却进行了实验研究，探究了不同雷诺数下3种冷却方式的靶面换热性能随含湿量和温度的变化规律。研究结果表明：靶面换热强度随冷气含湿量的提高而增强，随冷气温度的提高而减弱，随冷气雷诺数的提高而增强。在含湿量约为180g/kg时，相对于干空气，冲击冷却、肋片扰流U型通道冷却、柱肋冷却的靶面平均努塞尔数最大分别提高了6.5%、10.0%、9.2%。

燃气轮机；湿空气透平；冷却工质；冷却性能

0 引言

燃气轮机是目前效率最高的化石能源大规模发电热功转换装置[1-2]。随着经济社会的发展以及燃气轮机用途的拓展，对燃气轮机的性能要求越来越高[3]。湿化燃气轮机循环就是人们为了更好地达到高效、低排放、低成本、高灵活性等目标而提出的一种新型燃机循环方式。

湿空气透平冷却性能预测研究是燃气轮机湿化性能研究的一个重要环节。湿化燃气轮机燃烧室出口的复合工质燃气中最高可含有体积分数超40%的水蒸气[4]。一方面，由于水蒸气和空气物性的差异，湿空气透平叶片表面的热通量比常规燃气轮机透平大20%以上[5]，这对湿空气透平叶片的冷却提出了更高的要求。如在日立40MW的AHAT循环燃气轮机中，其第1级透平静叶前缘温度就提高12K以上[6]。另一方面，湿化燃气轮机循环中透平的冷却介质可以采用湿空气，其冷却效果优于干空气。相比于干空气，湿空气的比热容和导热率大、密度小、黏性系数低，具有更优异的气动和传热特性。研究湿空气透平冷却性能的变化规律，对减少冷却空气量、提高湿化燃气轮机的性能具有重要作用。

目前对于湿空气透平冷却的研究较少，且主要集中于对湿空气物性的研究，而对以湿空气为工质的燃气轮机冷却结构的性能研究较少。对于冲击冷却的研究，多集中在冷却结构的几何特性方面，通过研究喷嘴形状[7]和布置方式[8-9]、冲击腔形状[10-11]等几何因素，寻找冷却效果最优的冲击冷却结构。对于肋片扰流U型通道冷却的研究，主要集中于肋倾角、肋间距、肋宽高比等几何参数[12]，以及雷诺数、旋转数等气动条件参数[13]的影响方面。对于尾缘柱肋冷却的研究，主要集中在柱肋几何结构对冷却性能的影响等方面，通过改变柱肋的布置[14-17]和形状等几何结构因素，提高柱肋对冷气湍流强度的增强作用，进而提高柱肋冷却效果。

以上研究中的一些构型能够有效提高冷却效果，但存在加工难度大、不易在实际中应用的缺点。采用湿空气作为冷却工质，一方面，既可以提高湿空气透平冷却的效果，又不需要提高叶片的加工难度；另一方面，上述应用在干空气冷却中的构型也可以在湿空气透平冷却中加以应用，从而进一步提高冷却效果。国内外一些学者还提出了换热强度更高的气雾两相混合工质用于湿化透平叶片的冷却，但气雾两相动力学及强化传热机理十分复杂，液态水滴接触冷却结构壁面可能引起叶片材料很大的温度梯度，所产生热应力有引起叶片失效的风险。

综上所述，应用纯气态的湿空气作为冷却介质具有水蒸气消耗量小、冷却效果好且安全可靠的特点，因而湿空气冷却在工程应用上具有良好的前景。目前国内对于湿空气作为冷却工质的实验研究较少，绝大多数研究都是以简化的叶片内部冷却结构为基础，研究湿空气对湿化透平整体循环性能的影响，并对循环参数或抽气参数等进行优化[18]。为此，本文采用实验测量方法，研究含湿量、温度和雷诺数对湿化透平中冲击冷却、U型通道冷却和柱肋冷却的影响，以期为湿化透平冷却技术的实验和数值研究提供参考。

1 实验装置及测量系统误差分析

1.1 实验装置

1.1.1实验系统组成

实验装置由主加热系统和辅加热系统供气；另外采用了蒸汽发生器产生水蒸气，与主流空气混合，组成实验所需的湿空气工质。实验台系统结构如图1所示，由控制台、主/辅加热器、蒸汽发生器组成的加热供气系统，蜂窝整流器、减压阀、控制阀、调节阀、稳压罐组成的调节系统，以及流量计、温度压力传感器等组成的数据采集系统等构成。实验台实物如图2所示。本文只使用了其中的主加热系统和蒸汽发生系统产生实验所需的干、湿空气工质。

图1 实验台系统结构

图2 实验台实物图

1.1.2 主加热系统

主加热系统主要包括主风机、空气流量计、空气–蒸汽混合器、主加热器等。主风机为主加热系统送风，实验过程中吹送恒定流量的干空气。其吹送的风量由空气流量计测得并可通过控制系统进行调节。主风机为一台双段高压鼓风机，风机功率为8.5kW，最大风量为1150m3/h，最大风压为20kPa。主加热器采用最大加热功率为50kW的非磁性2080镍铬丝/钼丝为发热元件，如图3所示。主加热器内包含12个加热通道，可对水蒸气和干空气的混合物进行快速加热和均匀掺混，产生最高温度700℃的稳定高温湿空气，其长期稳定运行温度不低于650℃。

图3 主加热器发热元件

1.1.3 蒸汽发生系统

蒸汽发生系统向主加热系统提供所需的水蒸气，其主要包括蒸汽发生器、减压阀、稳压罐、控制阀、水蒸气流量计等。水蒸气的产生采用LDR0.08-0.7型小型电加热蒸汽发生器，其最大加热功率为54kW，可提供流量为80kg/h、压力为0.7MPa的饱和水蒸气。连接减压阀将蒸汽发生器出口蒸汽压力降低到0.2MPa左右，使得水蒸气进入过热状态，而后进入带底部电加热器的稳压罐进行加热，以防水蒸气冷凝。稳压罐和主加热器连接管路由控制阀进行控制，以获得所需质量流量的水蒸气进入空气–蒸汽混合器中，如图4所示。此外，在蒸汽进入空气–蒸汽混合器之前还设置有电加热器，以消除由于散热而产生的凝结水。其中，干空气的流量由主风机出口的空气流量计测量，水蒸气流量由水蒸气体积流量计和流量积算仪测量，进而根据相应的温度、压力等参数换算得到主加热器出口湿空气的含湿量。通过调节干空气和水蒸气的流量之比和流量大小，进而调节进入实验段的不同湿空气的雷诺数和含湿量，获得不同的实验工况条件。

图4 蒸汽系统元件

1.1.4 实验段

实验段采用通道截面有效尺寸为45mm×45mm的矩形通道，如图5所示。在实验段进出口处均安装有蜂窝整流器，通过对进出口工质进行整流，以完成对进出口工质压力和温度的准确有效测量。蜂窝整流器长度为100mm，芯格尺寸为3.2mm´0.1mm。蜂窝芯格材料为高温合金GH5188，可保证0.1mm厚度的芯格在600℃以上温度条件下长期可靠使用，以保证实验安全性和准确性。实验段进出口处均安装有压力和温度传感器。

图5 实验段实物图

1.2 测量系统误差分析

1.2.1 测量系统

实验过程中，主要的测量参数包括流量、压力和温度，其中流量的测量包括干空气流量和水蒸气流量的测量。干空气流量采用LUGB/E型涡街流量计进行测量，仪表精度为1级，测量误差小于±1%×量程。饱和水蒸气流量计系统由LUGB-MIK-DN15涡街流量计、MIK-P400G压力变送器、MIK-WZP-PT100温度传感器和MIK- 7600流量积算仪组成，水蒸气流量计的仪表精度为1级，测量误差小于±1%×量程。压力的测量包括实验段进出口压力和水蒸气压力的测量，采用3051型罗斯蒙特压力传感器进行测量，该型号压力传感器的测量误差小于±0.075%×量程。温度的测量包括实验段进出口温度和传热靶面温度的测量。采用K型铠装热电偶测量实验段进出口温度，其测量误差小于±0.4%×测量值。采用型号为FLIR T650sc的红外热像仪测量传热靶面温度，其分辨率为640×480像素，测量温度范围为100～650℃，热灵敏度小于20mK，测量误差为±1℃或±0.01×测量值，并在测量时用设置在传热靶面表面的K型热电偶进行标定。

1.2.2 实验参数定义

1）进口雷诺数in。

定义进口雷诺数in为

式中：为湿空气密度；in为进口处湿空气的速度；为进气腔的水力直径；为湿空气动力黏度。

2）湿空气含湿量。

湿空气含湿量定义为每千克干空气中所包含的水蒸气的质量，其表达式为

式中：g为水蒸气的质量，g；a为干空气的质量，kg。

3）传热靶面努塞尔数。

定义传热靶面努塞尔数为

式中：w为壁面热流密度；w为靶面温度；in为湿空气的进口总温度；为湿空气的导热系数。

1.2.3 实验误差分析

按照误差分析理论，当变量为若干个独立变量,, …的函数时，变量的误差e可写为

式中：e、e分别为变量、的测量误差；¶/¶¶/¶分别为变量的误差传递系数。

1）进口雷诺数in的测量误差。

根据实验段进口雷诺数in的定义式(1)，将其变换为

式中：a为干空气的流量；g为水蒸气的流量。

可以看到，实验段进口雷诺数的测量误差取决于干空气和水蒸气流量的测量误差。根据误差分析理论，可得实验段进口雷诺数的测量误差为

式中ea和eg分别为干空气流量计和水蒸气流量计的测量误差。

根据1.2.1节中给出的流量计测量精度，干空气流量计和水蒸气流量计的最大测量误差均小于0.006，即ea=eg<0.006。由此可知，实验段进口雷诺数的最大测量误差小于0.60%。

2）湿空气含湿量的测量误差。

根据湿空气含湿量的定义式(2)，可知含湿量的测量误差取决于干空气和水蒸气质量流量的测量误差。根据误差分析理论，湿空气含湿量的测量误差为

其中ea=ea<0.006，eg=eg<0.006。由此可知，湿空气含湿量的最大测量误差小于0.85%。

3）传热靶面努塞尔数的测量误差。

根据传热靶面努塞尔数的定义式(3)，可将其进一步表示为

式中：w为固体壁面的导热系数；为固体壁面的厚度；w,out为靶面固体材料的外侧温度。

可以看到，影响努塞尔数测量精度的因素是w、w,out和in。w、w,out采用红外热像仪测量，其测量误差小于0.01；in采用热电偶测量，其测量误差小于0.004。为了方便分析，取各温度的测量误差均为0.01。根据误差分析理论，努塞尔数的测量误差为

因e<0.01，故努塞尔数的测量误差小于2%。

2 实验结果及分析

2.1 相对努塞尔数的定义

实验时，分别将冲击冷却、U型通道冷却、柱肋冷却的相应实验件安装于图5中2个蜂窝整流器之间的法兰处，以完成相应实验的测量。

根据式(8)，可定义湿空气冷却努塞尔数和干空气冷却努塞尔数之比为相对努塞尔数，即

式中：下标0代表干空气条件下的参数；无下标代表湿空气工质条件下的参数。

根据式(10)可以定量地分析湿空气作为工质时相对于干空气的传热效果变化。

2.2 湿空气冲击冷却

图6给出了湿空气冲击冷却的实验段示意图。冲击冷却实验在进口温度为200℃的条件下进行，实验中射流进口雷诺数分别为7683、15900和22141，在3种射流进口雷诺数条件下，对4种含湿量(18、69、112、155g/kg)的湿空气进行实验，共计12个实验工况，其中，含湿量为18g/kg的工况下，其来流即为实验时环境中的空气。

图6 冲击冷却实验段示意图

Fig. 6 Schematic diagram of impingement cooling experiment rig

图7以射流进口雷诺数为22141时为例，给出了4种不同的湿空气含湿量条件下冲击换热靶面的温度分布云图。可以看到，换热靶面的温度以冲击滞止点为中心呈辐射状分布。冲击射流冲击至靶面后，在滞止区附近形成高温高换热区域，在滞止区外换热强度逐渐减小，靶面温度逐渐降低。随着含湿量的增大，换热靶面高温区域逐渐增大，尤其是滞止区的换热强度变化最为明显。上述传热性能变化的原因在于：在相同的射流进口雷诺数条件下，湿空气具有比干空气更小的密度和动力黏度，所产生的热边界层更薄，因而其换热性能有所增加。

图7 冲击冷却靶面温度分布

图8给出了不同射流进口雷诺数下靶面平均相对努塞尔数/0随湿空气含湿量的变化曲线。由于实验中的“干空气”实际上还包含大气中的水蒸气，并非绝对意义上的干空气，因此，图8中干空气的努塞尔数0由实验测量值外推得到，后文中也进行了类似的处理。从图8可以看出，当射流进口雷诺数一定时，/0随含湿量的增大而增大。在实验中的温度和压力条件下，当从0g/kg增加到155g/kg时，/0增加了约6.5%。这说明当采用湿空气作为冷却工质时，可获得更好的冲击冷却效果。

图8 冲击冷却Nu/Nu0随含湿量d变化曲线

2.3 湿空气U型通道冷却

图9给出了湿空气U型通道冷却的实验段示意图。U型通道冷却实验在进口温度为200℃的条件下进行，实验中进口雷诺数分别为15141、30275和43380，在3种不同进口雷诺数条件下，对4种含湿量(17、74、133、167g/kg)的湿空气进行实验，共计12个实验工况，其中，在含湿量为17g/kg的工况下，其来流即为实验时环境中的空气。

图9 U型通道冷却实验段示意图

图10为湿空气进口雷诺数为15141时，不同含湿量的湿空气流动时U型通道冷却靶面的温度分布云图。从图10可以看出，2个流道的靶面温度均随着含湿量的增加而明显升高，这表明换热强度随着含湿量的增加而明显增强。第1流道壁面的温度分布沿流动方向较为均匀，而第2流道壁面的温度沿流动方向逐渐下降。这表明在第2流道的流体和靶面之间的对流换热更为剧烈，导致流体沿流动方向的温降幅度较第1流道更大，从而导致第2流道靶面沿流动方向的温降更为明显。

图10 U型通道冷却靶面温度分布

值得注意的是，在相同含湿量下，第2流道壁面的温度明显高于第1流道壁面的温度。第1流道的温度分布沿宽度方向呈现一定的不均匀性，这可能与来流不均匀有关，而在第2流道中温度分布沿宽度方向则较为均匀。这是因为当湿空气从第1流道经过渡段进入第2流道时，流经2个90°角转折的弯头产生了大范围的分离流动，在流动分离区，流体的机械能被消耗，而湍动能增加，从而增加了流体的掺混作用，使第2流道壁面的换热强度增强，并且沿流道宽度方向的温度分布更为均匀。

图11给出了不同进口雷诺数条件下/0随含湿量的变化曲线。可以看出，/0随含湿量的增大而增大，不同进口雷诺数下湿空气含湿量对换热效果的影响规律相似，但换热增强效果和进口雷诺数的大小之间没有明显的关系。在进口雷诺数为15141，湿空气含湿量从0g/kg增加到167g/kg时，/0增加幅度最大，约为10.0%。

图11 U型通道冷却Nu/Nu0随含湿量d变化曲线

2.4 湿空气柱肋冷却

图12给出了湿空气柱肋却的实验段示意图。柱肋冷却实验在进口温度为200℃的条件下进行，实验中进口雷诺数分别为11891、31156、 52105，在3种进口雷诺数条件下，对4种含湿量(17、69、112、175g/kg)的湿空气进行实验，共计12个实验工况，其中，含湿量为17g/kg的工况下，其来流即为实验时环境中的空气。

图13给出了湿空气进口雷诺数为31156时，柱肋处靶面温度分布的局部细节和圆柱扰流流场的示意图。从流动特性上看，圆柱扰流是叶片尾缘柱肋冷却的主要特征。当流体流过圆柱时，由于圆柱的阻碍作用，流体的压强会在圆柱的前驻点处达到最大值，并且沿着流动方向逐渐降低。在流体流过圆柱面和流动方向的切点后，会产生逆压梯度，导致流体边界层急剧增厚并向下游发展，从而在圆柱下游形成周期性交替脱落的旋涡，即卡门涡街。尾迹区的流动一般为湍流，存在不规则的脉动和涡，消耗了部分的流体机械能，从而进一步导致尾迹区流体湍动能增强，换热强度增大。另外，脱落的涡存在一定的扰动频率，会引起柱肋所受压差阻力的周期性变化，进一步导致柱肋结构在垂直方向和流动方向上的振动。当结构振动频率和涡的脱落频率一致时，会发生共振现象，产生明显的噪声，这种现象在本次实验过程中的某些特定工况下也会发生。

图12 柱肋冷却实验段示意图

图13 柱肋处局部靶面温度分布及流场示意图

从传热特性上看，圆柱扰流流场对流体和靶面之间的传热会产生显著的影响。图13中A为前缘滞止点一侧的顺压梯度区域。由于实验中流场存在一定的不均匀性，该圆柱上游来流不均匀，导致滞止点出现在圆柱的左上侧。滞止点附近的顺压梯度区域流体加速流动，引起A处流体流速升高，换热强度增强。B、D和E区域为边界层脱落而产生的尾迹涡区域，可以看到，B、D和E区域的温度明显高于尾迹区两侧C、F处的低温势流区域，这表明尾迹涡的高强度湍流脉动增强了局部换热。

为了分析含湿量对换热强度的影响，图14给出了实验中湿空气进口雷诺数为31156，含湿量分别为17、69、112、175g/kg时柱肋处靶面的温度分布云图。整体上看，温度分布主要有2个特点：一是总体的温度分布较为均匀；二是靶面温度随着含湿量的增大而升高。这表明含湿量的增大提高了气流的对流换热强度，可以对靶面起到更好的冷却效果。

图14 柱肋冷却局部靶面温度分布

图15给出了实验中相对努塞尔数/0随含湿量的变化曲线。整体上看，湿空气柱肋冷却的换热强度高于干空气，换热强度随含湿量和雷诺数的增大而增强，/0和成正相关关系。从图15可以看出，当=175g/kg时，进口雷诺数分别为11891、31156、52105的3种流动工况下，湿空气柱肋冷却的换热强度比干空气柱肋冷却的换热强度分别提高了7.5%、7.8%、9.2%。这表明，在柱肋冷却中采用湿空气作为工质时，可以有效地提高换热强度和冷却效果，特别是在高雷诺数条件下冷却效果提高更多。

图15 柱肋冷却Nu/Nu0随含湿量d变化曲线

3 结论

为了研究湿空气工质与传统干空气工质的冷却效果差异，探索湿空气对透平叶片内部冷却效果的影响，建立了常压透平叶片冷却实验平台，对已被广泛应用的3种叶片内部冷却结构，即冲击冷却、U型通道冷却和柱肋冷却的换热强度随湿空气含湿量的变化情况进行了定量研究。研究结果为湿空气冷却的数值预测模型提供了实验支撑，并为湿空气冷却系统设计的应用提供了参考。具体结论如下：

1）对于冲击冷却，当射流进口雷诺数为7683～22141时，其靶面换热强度随含湿量的提高而显著增强。当1kg干空气中含有约155g的水蒸气时，不同工况的冲击冷却靶面平均努塞尔数最大增加了约6.5%。

2）对于U型通道冷却，当射流进口雷诺数为15141～43380时，其靶面换热强度随含湿量的提高而显著增强。当1kg干空气中含有约167g的水蒸气时，不同工况的U型通道冷却靶面平均努塞尔数最大增加了约10.0%。

3）对于柱肋冷却，当射流进口雷诺数为11891～52105时，其靶面换热强度随含湿量的提高而显著增强。当1kg干空气中含有约175g的水蒸气时，不同工况的柱肋冷却靶面平均努塞尔数最大增加了约9.2%。

总体上看，相对于干空气，湿空气作为冷却工质可以显著提高冷却效果。由于不同冷气进口雷诺数下，湿空气作为工质时，不同冷却结构的换热强度提高程度不同，在实际应用中应当统筹不同冷却结构之间的湿空气工质分配关系和含湿量差异，以获得冷却性能最佳的透平叶片湿空气冷却系统。

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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

国家科技重大专项(2017-I-0009-0010)。

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

(责任编辑 尚彩娟)