Метрология / Том 2. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок / 8-4-Rotory_turbin

ми установлены сотовые уплотнения 15. Для уменьшения утечек и вихреобразования в присоединенных полостях 16 нижние полки рабочих лопаток имеют удлинения 17 (так называемые «крылышки»).

Ротор ТНД PW6000 (см. Рис. 8.90). Разработан фирмой MTU, которая имеет огромный опыт разработки авиационных ТНД. Конструкция этого ротора (см. Рис. 8.90) должна обеспечить надежную эксплуатацию в условиях жесткого короткого полетного цикла и частых взлетов/посадок. Максимальная частота вращения ротора ТНД 6400 об/ мин.

Как и для ранее рассмотренной конструкции, диски 1 крепятся друг к другу посредством удлиненных фланцев 2 и болтовых соединений 3. Диск последней ступени выполнен с удлиненным фланцем 4 и с помощью шлицев 5 крепится к валу 6. Все болтовые соединения между дисками защищены от проточной части дефлекторами 7, которые одновременно обеспечивают подвод воздуха на охлаждение замковых соединений 8 через пазы во фланцевых соединениях 3.

Охлаждающий воздух в полость 9 ротора подается из-за промежуточной (4-ой) ступени КВД по полости между валом 10 ТВД и валом 6 ТНД. Полость за ротором ТВД и полость ротора ТНД не разделены уплотнением (в отличие от CF6-80C2). Поэтому давление в роторе (для закрытия зазора за ТВД) повышено и осевой зазор 11 уплотнен двумя ярусами лабиринтов.

На роторе предусмотрены места для установки балансировочных грузов 12.

За последним диском расположена так называемая «разгрузочная полость» 13 (в которую подается воздух относительно высокого давления из промежуточной ступени КВД), предназначенная для разгрузки ротора турбины от чрезмерной величины осевой силы.

Ротор силовой турбины промышленного двигателя ПС-90ГП-2. Этот двигатель предназначен для использования в агрегатах перекачки газа) имеет частоту вращения до 5300 об/мин (см. Рис. 8.91).

Стяжной болт 1 стягивает между собой диски 2, ступицы которых закреплены гайкой 3. Крутящий момент передается между дисками с помощью шпилек 4 и с последнего диска на фланец 5 вала СТ – болтовым соединением 6. Обод каждого диска имеет фланцы 7 для крепления к ним лабиринтов 8 с помощью болтовых соединений 9. Лабиринты защищают полость 10 ротора от проточной части, уплотняют радиальный зазор под сопловыми аппаратами

Рисунок 8.90 – Ротор ТНД двигателя PW6000 (разработка компании MTU)

1 – диски; 2 – фланец диска;

3 – болтовое соединение; 4 – удлиненный фланец диска; 5 – шлицы; 6 – вал ТНД; 7 – дефлектор; 8 – зам-

ковое соединение; 9 – полость ротора ТНД; 10 – вал ТВД; 11 – осевой зазор; 12 – балансировочные грузы; 13 – разгрузочная полость

и фиксируют рабочие лопатки 11 от осевого перемещения.

Ротор охлаждается воздухом промежуточной ступени компрессора, который подается через заднюю опору 12 СТ в полость 13, которая является разгрузочной полостью. Часть воздуха через двойной лабиринт 14 утекает в проточную часть за турбину, а основная часть через пазы в болтовых соединениях 9 и лабиринтах 8 охлаждает замковые соединения дисков.

Отсутствие ограничений на массу дисков позволило выполнить диски с достаточным запасом прочности для возможной раскрутки ротора, применить более дешевые материалы и унифицировать конструкцию дисков.

Ротор силовой турбины промышленного двигателя GT10C (см. Рис. 8.88). Полезная мощность 29 МВт, частота вращения 6500 об/мин. Двигатель предназначен для механического привода и привода электрогенератора (через редуктор).

Ротор СТ имеет два диска 17, стянутые болтом 18, который одновременно крепит диски к фланцу диска 19 и с обоих концов затянут гайками 20 и 21. Ротор не имеет дефлекторов и промежуточных дисков. Уплотнение радиального зазора по внутреннему кольцу соплового аппарата реализуется

ñпомощью лабиринтов 22, выполненных заодно

ñдисками на удлиненных фланцах 23 и 24. Ротор СТ не охлаждается.

Обе рабочие лопатки имеют бандажные полки очень малого размера (под один гребешок лабиринтного уплотнения), предназначенные в основном для контроля вибронапряжений в лопатках.

8.4.1.4 - Примеры доводки и совершенствования роторов

Модернизация ротора ТВД CF6-80C2 для увеличения циклического ресурса. Конструкция ротора ТВД CF6-80C2 (см. Рис. 8.84) имеет долгую историю доводки в эксплуатации и достигла ресурса в 15000 циклов. Модернизация (см. Рис. 8.92) была предпринята с целью увеличения ресурса до 20000 циклов (это оказалось необходимо для уменьшения стоимости эксплуатации двигателя на коротких маршрутах).

Как видно из сравнения (см. Рис. 8.84 и Рис. 8.92), основными мероприятиями по увеличению циклического ресурса являются:

- исключение отверстий под болты 28 и 30 (см. Рис. 8.84) в ободных частях дисков (это мероприятие ликвидировало значительные концентраторы напряжений);

шипника) под действием разницы давлений и тормозится о статор. Для раскрутки ротору ТВД не хватает мощности, в том числе из-за уменьшения оборотов и помпажа компрессора.

В отличие от ТВД роторы ТНД и СТ при потере кинематической связи с компрессором обычно имеют достаточную мощность для быстрой раскрутки, так как продолжающий вращаться ротор газогенератора обеспечивает сохранение значительной части давления и расхода газа на входе в турбину. Как показывает опыт, для достижения оборотов разрушения ротору ТНД (не имеющему конструктивных мероприятий против раскрутки) достаточно 0,2…0,3 секунды. За это время частота вращения увеличивается на 3000…4000 об/мин.

Исключение такого развития событий обеспе- чивается при проектировании турбины и двигателя в целом.

Наиболее простым решением является увели- ченный запас по прочности дисков – так, чтобы лопатки ротора в любом случае оборвались раньше достижения опасной для диска частоты вращения и лишили ротор крутящего момента. Однако такое решение из-за увеличенной массы дисков применимо только для наземных турбин. Оно использовано, в частности, в СТ ПС-90ГП-2 (см. Рис. 8.91).

Для авиационных ТНД связанное с утолщением дисков увеличение массы является неприемлемым. Поэтому для остановки ротора авиационной ТНД применяются специальные меры – отсечка топлива (как можно более быстрая) и/или обеспечение увеличенного тормозящего момента ротора о детали статора.

Система с отключением поступления топлива и обеспечением эффективного механического торможения ротора ТНД о статор (такую систему называют комплексной) реализована для ТНД ПС-90А. Отключение подачи топлива производится по сигналу датчиков, контролирующих превышение заранее установленного максимального зна- чения частоты вращения ротора или изменение разности частоты вращения («скольжения») роторов ТНД и КНД (вентилятора).

Наиболее эффективным (по простоте) решением является обеспечение достаточного тормозящего момента для остановки ротора. Это решение применено в большинстве авиационных конструкций и реализуется специальными конструктивными мерами, к которым относятся:

- исключение препятствий для сдвига освободившегося ротора турбины назад (под действием перепада давления) для наиболее полного контакта со статором;

-исключения возможности упора ротора (во время сдвига назад) в небольшое пятно контакта –

âэтом случае под действием сил трения металл

âэтом пятне контакта плавится и образуется временный «упорный подшипник», на котором ротор практически беспрепятственно раскручивается;

-искусственное увеличение тормозящего момента – выгнутая вперед входная кромка одной из сопловых лопаток (см. Рис. 8.18, 8.20), которая увеличивает площадь зацепления с выходной кромкой лопатки ротора.

8.4.2 - Рабочие лопатки турбин

Рабочие лопатки – сложные и дорогостоящие детали турбины. Так же как и сопловые лопатки, они находятся под воздействием высокотемпературного газового потока. Кроме того, в отличие от сопловых лопаток, рабочие лопатки подвергаются воздействию центробежных сил, вращаясь с частотой до 20000 об/мин и окружной скоростью до 600 м/с. Напряжения от центробежных сил делают рабочие лопатки более чувствительными и к вибрационным нагрузкам. Необходимость противостоять всем этим нагрузкам определяет конструкцию рабочих лопаток.

Общая характеристика рабочих лопаток

Лопатка (в общем виде – Рис. 8.94) состоит из профильной части, замка, нижней и верхней (бандажной) полок, а также ножки, соединяющей профильную часть и нижнюю полку с замком. Основными и обязательными частями рабочей лопатки являются профильная часть, замок и нижняя полка. Профильная часть 8 (см. Рис. 8.82) рабочей лопатки при установке лопаток в диск образует лопаточный венец, обеспечивающий необходимый поворот и расширение потока рабочего тела с минимальными потерями – т.е. выполнение главной задачи лопатки.

Замок 9 рабочей лопатки обеспечивает крепление лопатки в диске – в пазах 3 между выступами 2 на ободе диска. Соединение лопатки с диском производится с помощью замкового соединения так называемого «елочного» типа. Количество зубьев в «елочном» замке может составлять от 1…2 (для лопаток, работающих с малыми напряжениями от центробежных сил) до 5 – для лопаток с высоким уровнем напряжений. Уровень напряжений зависит от окружной скорости (частоты вращения ротора и диаметра проточной части) и массы самой лопатки. В лопатках авиационных ТВД основное значение имеет частота вращения (до 20000 об/мин), а для последних ступеней турбин стационарных двигателей большой мощности (200…400 МВт) напря-

Рисунок 8.95 - Демпфер и его установка в лопатку 1 – демпфер; 2 – нижняя полка ло-

патки; 3 – контактные поверхности демпфера

там уровень напряжений и так высок. Кроме того, в ТВД бандажные полки чаще всего требуют охлаждения из-за высокого уровня температуры газа. При этом в первой ступени ТВД из двух рассмотренных выше направлений использования бандажной полки (уменьшение потерь к.п.д в радиальном зазоре и демпфирование вибраций) чаще всего можно воспользоваться только первым. Большая жесткость на кручение короткой и толстой (из-за размещения каналов охлаждения) профильной части лопатки затрудняет выбор правильных параметров зацепления (в этом случае трудно выбрать оптимальный натяг из-за опасности возникновения больших напряжений в лопатке). Это приводит к тому, что в большинстве случаев рабочие лопатки ТВД выполняются без бандажных полок (таковы все рассмотренные в разделе 8.1.2 конструкции ТВД GE Aircraft Engines и Pratt&Whitney). Для рабочей лопатки второй ступени ТВД гораздо больше возможностей для применения полки. Однако и здесь полку применяют сравнительно редко (например, ТВД ПС-90А2). Известным современным исключением из правила применения бесполочных рабочих лопаток на первой ступени ТВД служат рабочие лопатки ТВД RB211/Trent компании RollsRoyce (см. Рис. 8.104). Следует, правда, иметь в - виду, что одноступенчатая ТВД с полочной лопаткой в двигателях Rolls-Royce имеет не очень высокий перепад давлений (около 3.0).

«Разгрузка» профильной части лопатки от напряжений изгиба.

На рабочие лопатки действуют как центробежные, так и газовые силы – силы газового потока, возникающие от разницы давлений перед лопаточ- ным венцом и за ним, а также от разницы давления между корытом и спинкой. От действия этих сил возникают напряжения изгиба, которые действуют совместно с напряжениями от центробежных сил. Однако для рабочих условий возможна почти полная компенсация напряжений изгиба за счет центробежных сил при конструировании профиля лопатки. При этом центры тяжести расчетных сечений располагают на линии, расположенной под наклоном к радиальному направлению – так, чтобы возникающий при действии центробежных сил момент был направлен прямо противоположно действию суммарного момента газовых сил. Смещение центров тяжести от радиального направления определяется в расчетах на прочность. Полная компенсация газовых сил возможна только для определенных рабочих условий (режима), так как величина газовых сил изменяется в зависимости от абсолютных параметров режима работы турбины.

Обеспечение вибрационной прочности рабочих лопаток.

Практика доводки показывает, что случаи обрыва рабочих лопаток по причине недостаточной статической прочности встречаются очень редко и чаще всего в результате каких-либо производственных отклонений. В то же время доводка рабо- чих лопаток для снижения уровня вибронапряжений является обычным делом. Это объясняется тем, что точность аналитических предсказаний средней температуры и среднего уровня напряжений (необходимых для определения статической прочности лопатки) существенно выше, чем при определении резонансной частоты вращения и уровня вибрационных напряжений. Более того, даже проведение необходимых экспериментальных работ по определению вибронапряжений в лопатках не дает полной уверенности в форме колебаний, их частотном диапазоне, уровне и месте возникновения.

Дело в том, что для правильного проведения такого эксперимента (выбора его методологии, типа датчиков и их расположения) необходимо предварительное моделирование вибрационных характеристик лопаток в инженерном пакете высокого уровня (ANSYS, NASTRAN). Однако точ- ность аналитического моделирования (построение сеток, задание корректных граничных условий) не может быть заранее гарантирована. Поэтому такое большое значение при проектировании рабочих

лопаток придается обеспечению приемлемого уровня вибронапряжений и необходимых запасов по частоте вращения от резонансных частот.

Источниками возбуждения колебаний могут служить форсунки камеры сгорания, сопловые лопатки, стойки промежуточных опор и так далее. Поскольку точно предсказать источник возникновения опасной частоты часто невозможно, целесообразно исключить саму возможность возникновения колебаний за счет конструкции лопатки. В общем случае необходимо, чтобы конструкция лопатки по своим характеристикам (жесткости, моменту инерции, площади отдельных сечений, массе отдельных элементов) исключала саму возможность появления резонансов в рабочем диапазоне частоты вращения.

В случае неудовлетворительных результатов анализа вибрационных характеристик производится следующая итерация проекта лопатки с необходимыми изменениями. Иногда необходимо начи- нать новую итерацию с изменения площадей и момента инерции базовых профилей в аэродинамическом проектировании.

Однако исключение возможности возникновения колебаний за счет конструкции лопатки возможно далеко не всегда и в этом случае применяются два средства управления (с ограниченными возможностями) уровнем вибронапряжений в лопатках.

Первое из них – это применение бандажной полки на верхнем конце рабочей лопатки, имеющей зацепления с полками соседних лопаток специальными контактными поверхностями (см. Рис. 8.94). Контактные поверхности бандажных полок лопаток соединяются в колесе между собой с монтажным «натягом» и демпфируют колебания лопаток за счет трения. Окружной размер по контактным поверхностям делают больше шага лопаток в колесе, при этом полку при сборе лопаток в колесо необходимо повернуть и тем самым между полками создается «натяг». Чем меньше жесткость пера лопатки на кручение, тем больше надо делать натяг. Угол контактных поверхностей по отношению к окружному направлению может изменяться от 45 до 15 градусов (см. Рис. 8.94). При уменьшении этого угла натяг растет даже при незначительном увеличении момента, прикладываемого к полке при сборе лопаток в колесо. Все эти величины оптимизируются при прочностном рас- чете лопатки.

Второе средство управления уровнем вибронапряжений – демпферы 1, устанавливаемые под нижнюю полку 2 лопатки (см. Рис. 8.95). Для лопаток, не имеющих бандажной полки (или имеющих

бандажную полку «аэродинамического» назначения

– без контактных граней) они применяются в обязательном порядке. Контактными поверхностями 3 демпферы прижимаются (за счет центробежных сил) к нижним поверхностям полок 2 и за счет трения уменьшают (демпфируют) колебания лопаток. Демпферы влияют, в основном, на уровень вибронапряжений и относительно слабо – на собственную частоту колебаний лопатки.

Обеспечение малоцикловой прочности рабочих лопаток.

Запас по малоцикловой усталости рабочих лопаток реализуется при анализе и последующей оптимизации циклической долговечности конструкции лопатки в 2D-постановке (для отдельных сечений по длине лопатки) и 3D-постановке (для лопатки в целом и ее отдельных наиболее напряженных – по тепловым и центробежным нагрузкам - элементов). При моделировании типового рабоче- го цикла турбины моделируются размах (изменение местного уровня напряжений от минимального до максимального с учетом знака) и темп изменения напряжений в отдельных элементах лопатки за весь рабочий цикл. Для отдельных сечений и пространственных элементов лопатки большое значение имеет уровень стационарных и нестационарных температурных напряжений.

При моделировании напряжений в рабочем цикле особую трудность представляет собой достоверное моделирование граничных условий для всех критических с точки зрения малоцикловой прочности элементов конструкции лопатки. Поэтому на настоящем этапе в оптимизации и доводке конструкции лопатки по малоцикловой усталости наиболее важно использовать и правильно интерпретировать свой и чужой опыт.

Изготовление лопаток современных турбин.

Лопатки современных турбин почти исклю- чительно отливаются по выплавляемым моделям. Лопатки ТВД могут изготавливаться по специальной технологии заливки и охлаждения - с полу- чением отливки с направленной кристаллизацией или монокристалла. В отливках рабочих лопаток механической обработке подвергаются только поверхности «елочного» замкового соединения, сопрягаемые поверхности бандажной полки и – в лопатках с пленочным охлаждением, отверстия перфорации.

При проектировании лопаток особое внимание должно уделяться возможностям производства. Это относится к выбору толщины профиля в каждом сечении, диаметру входной и особенно выходной кромок. Для охлаждаемых лопаток важна минимальная толщина стенки и возмож-

ность изготовления каналов охлаждения внутренней полости и выходной кромки. Только так может быть обеспечен экономически оправданный процент выхода годного литья.

В настоящее время сложности в обеспечении экономики литейного лопаточного производства привели к сосредоточению основных мощностей по литью лопаток в руках субподрядчиков. Например, компания Howmet выполняет заказы на отливки лопаток основных двигателестроительных фирм (GEAircraft Engines, Pratt&Whitney) и крупнейших производителей стационарных турбин (Siemens, Alstom).

8.4.2.1 - Соединение рабочих лопаток с диском

Соединение рабочих лопаток с диском - напряженное и ответственное место в конструкции турбины.

В настоящее время крепление рабочих лопаток в диске турбины выполняется в виде так называемого «елочного» замка. Конструктивная форма «елочного» замка с тремя парами зубьев показана на Рис. 8.96.

Зубья под действием центробежной силы и изгибающих моментов работают на срез, изгиб

èсмятие, а сечения по впадинам замка лопатки

èвпадинам выступов в диске – на растяжение. Зубья в лопатке и в диске выполняются с большой точностью, чтобы обеспечить равномерность контакта зубьев по всей поверхности - как по длине, так и ширине. Например, допуск на шаг зубьев составляет порядка 0,008…0,016 мм. Так обеспечи- вается равномерное нагружение всех зубьев соединения и избегается опасная перегрузка отдельных элементов замка.

«Елочный» замок нашел исключительное применение на практике благодаря своим достоинствам:

-клиновидная форма замковой части лопатки

èпериферийной части диска обеспечивает близкое к равномерному распределение напряжений (толщина обода и масса диска с лопатками получается минимальной).

-свободная посадка лопатки в замке (с зазором) устраняет возникновение температурных напряжений в соединении;

-возможна легкая замена лопаток в колесе при переборках узла или их повреждении.

При построении «елочного» замка основными параметрами являются шаг лопаток по наружному диаметру диска, угол клина и количество зубьев.

-Угол клина замка выбирается, как прави-