ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МАМИ» Кустарев Ю.С., Костюков А.В.
реклама
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МАМИ» Кустарев Ю.С., Костюков А.В. ОСЕВЫЕ ТУРБИНЫ ТРАНСПОРТНЫХ ГТД. Допущено УМО вузов РФ по автотракторному и дорожному образованию в качестве учебного пособия по дисциплине «Тепловые двигатели» для студентов специальности 150100 «Автомобиле- и тракторостроение» и учебного пособия по дисциплине «Динамика и прочность турбомашин» для студентов специальности 101400 паротурбинные установки и двигатели». Москва - 2006 . «Газотурбинные, 2 УДК: 621.438.001.2 (075) Ю.С. Кустарев профессор, доктор технических наук А.В. Костюков доцент, кандидат технических наук ОСЕВЫЕ ТУРБИНЫ ТРАНСПОРТНЫХ ГТД. Учебное пособие для студентов специальности 150100 «Автомобиле – и тракторостроение» и специальности 101400 «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели». МГТУ «МАМИ», 2006, стр. 70. В пособии представлено описание конструкции и профилирования осевых турбин, используемых в транспортных ГТД. Пособие предназначено для использования при выполнении курсового и дипломного проектирования. РЕЦЕНЗЕНТЫ: Кафедра « Автомобили и двигатели» Московского государственного индустриального института и проф., к.т.н. Виноградов Л.В. Московский Государственный Технический Университет «МАМИ», 2006г. 3 СОДЕРЖАНИЕ стр. 1. Общие сведения, требования, предъявляемые к турбинам. Классификация турбин…………………………………………………4 2. Конструктивные схемы газовых турбин……………………………6 3. Конструкция сопловых аппаратов турбин………………………….8 4. Конструкция роторов газовых турбин……………………………............................................................13 4.1. Диски турбин………………………………………………………..15 4.2. Посадка диска колеса турбины на вал…………………………….16 4.3. Рабочие лопатки турбин……………………………………………21 4.4. Соединение лопаток с дисками……………………………………22 4.5. Осевая фиксация лопаток…………………………………………..25 5. Регулируемый сопловой аппарат тяговой турбины………………..29 5.1. Условия работы РСА и требования предъявляемые к ним………29 5.2. Конструкция РСА и его элементов…………………………………30 5.3. Механизмы поворота РСА………………………………………….36 6. Охлаждение лопаток турбин…………………………………………42 6.1. Охлаждение лопаток турбины……………………………………..43 7. Применение керамических материалов в конструкциях турбин ТГТД……………………………………………………………………...51 8. Материалы, применяемые для деталей турбин……………………..57 9. Профилирование лопаток осевых турбин…………………………..58 9.1.Основные требования, предъявляемые при профилировании лопаток турбин…………………………………………………………..58 9.2.Основные геометрические параметры решетки профилей и рекомендации по их выбору……………………………………………59 4 9.3.Методика профилирования…………………………………………64 9.3.1.Построение профилей лопаток…………………………………...64 9.3.1.1.Построение спинки и корытца по дугам параболы…………...68 9.3.1.2.Построение корытца по дугам окружностей………………….68 Литература………………………………………………………………69 1. Общие сведения, требования, предъявляемые к турбинам транспортных ГТД. Классификация турбин. Газовая турбина является одной из основных частей транспортного газотурбинного двигателя (ТГТД). Она предназначена для вращения компрессора ТГТД, а также используется для привода трансмиссии автомобиля. Источником полезной работы турбины служит энергия газа, получаемая путем сжатия воздуха в компрессоре и последующего его нагрева в теплообменнике и камере сгорания до высокой температуры. Преобразование энергии газа в механическую работу на валу турбины происходит в ступени турбины, состоящей из неподвижного соплового аппарата и вращающегося рабочего колеса (см. рисунок 1.1). Транспортные газовые турбины существенно отличаются от газовых турбин другого применения. Они должны быть рассчитаны на эксплуатацию при переменных приемистостью мощностях и скоростях вращения, обладать хорошей и быть конкурентно-способными по стоимости с относительно дешевыми поршневыми двигателями. Исходя из этого, к турбинам ТГТД предъявляют следующие основные требования: 1. Турбина должна, обеспечивать высокий КПД, необходимую мощность; 2. Конструкция должна надежно работать при высоких температурах газа и окружных скоростях; 3. Ротор турбины должен иметь минимальный момент инерции для улучшения приемистости ТГТД; 4. Турбина должна иметь пологую характеристику в широком диапазоне 5 частот вращения ротора; 5. Конструкция ступени турбины должна быть технологичной, иметь малые габариты и вес. Рисунок 1.1. Ступень компрессорной турбины ТГТД мощностью 270 кВт. По основным конструктивным признакам турбины разделяются на следующие группы (см. рисунок 1.2.): 1. В зависимости от направления газового потока - на осевые и радиальные. Практически, во всех известных конструкциях, ТГТД применяются осевые турбины. Радиальные турбины главным образом используют в приводных двигателях, агрегатах турбонаддува дизелей и в турбодетандерах. 6 2. По числу ступеней - на одноступенчатые и многоступенчатые. 3. В зависимости от конструкции лопаток – на турбины с охлаждаемыми и неохлаждаемыми лопатками. 4. По числу роторов - на одно, - двух - и трехвальные. 5. По условиям монтажа - на турбины с разъемными и неразъемными роторами и стартерами. Осевая Радиально-осевая Центробежная Рисунок 1.2. Схемы турбин. 2.Конструктивные схемы газовых турбин. Осевые турбины. У таких турбин примерно сохраняется осевое направление движения газа, на входе в ступень турбины и на выходе из нее. Конструкция одноступенчатой газовой турбины показана на рисунке 1.1. Сопловой аппарат имеет сопловые лопатки 1, расположенные в виде круговой решетки, и образующие сужающиеся криволинейные каналы для прохода и расширения газа. Рабочее колесо турбины состоит из диска 2, соединенного с валом 3, и рабочих лопаток 4, прикрепленных к диску. Сопловой аппарат обеспечивает преобразование части потенциальной энергии в кинетическую и подвод газа к лопаткам рабочего колеса под определенным углом. Часть кинетической энергии, приобретенной газом при его расширении в сопловом аппарате используется для вращения рабочего колеса. 7 Радиальные турбины. В радиальных турбинах течение газа имеет радиальное направление (от центра к периферии). Такие турбины называются центростремительными. Принципиальная схема центростремительной радиальной турбины показана на рисунке 2.1. 1- сопловой аппарат, 2- рабочее колесо, 3- ротор турбины, 4- подшипниковый узел, 5- лабиринтовое уплотнения, 6- подвод смазки. Рисунок 2.1. Конструкция ступени радиальной турбины. Простота конструкции и изготовления радиальных турбин является 8 основным их преимуществом по сравнению с осевыми турбинами. Особенно упрощается их производство при применении литых рабочих колес. 3. Конструкция сопловых аппаратов осевых турбин. Сопловой аппарат турбины является неподвижной частью турбины и в общем случае состоит из наружного и внутреннего кольца, сопловых лопаток и деталей их фиксации и крепления. Сопловой аппарат (СА) турбины может быть выполнен разъемным и неразъемным. На рисунке 3.1 показана конструкция неразъемного соплового аппарата, Фланец 1 внутреннего корпуса соединен с фланцем кожуха камеры сгорания. Сопловые лопатки 4 расположены в профилированных окнах наружного корпуса 5 СА и внутреннего кольца 13. Лопатки 4 фиксируются стопорным кольцом 9, смещение которого предотвращается отгибаемым замком 10. Фланец 6 соединен с наружным корпусом камеры сгорания. В расточке наружного корпуса 5 центрируется наружная стенка, жаровой трубы, а на кольце 3 - вильчатый элемент внутренней стенки жаровой трубы. Кольцевой пояс вставок 7 является уплотнительным элементом, с которым могут контактировать концы рабочих лопаток. Вставки выполнены из металлокерамики и легко прирабатываются (см. рисунок 3.1, 3.2). Неразъемный сопловой аппарат турбины имеет большую жесткость и прост по конструкции. Однако в таком сопловом аппарате невозможна замена дефектных лопаток. Сварные сопловые аппараты имеют большую трудоемкость изготовления, связанную с большим числом соединяемых деталей и необходимостью их установки перед сваркой в специальные приспособления. Кроме того, в процессе эксплуатации в местах сварки образуются трещины, вызванные циклическим изменением температурных напряжений и вибрацией. 9 1-фланец, 2- внутренний корпус, 3- кольцо, 4- лопатки, 5- наружный корпус СА, 6- фланец соединения с наружным корпусом камеры сгорания, 7- уплотнительная вставка, 8- кольцо жесткости, 9- стопорное кольцо, 10- замок стопорного кольца, 11- ребро жесткости, 12- манжета, 13внутреннее кольцо. Рисунок 3.1. Неразъемный сопловой аппарат осевой турбины. На рисунке 3.2 показан вариант конструкции неразъемного соплового аппарата. Лопатки в этой конструкции СА жестко зафиксированы на верхней обойме 2 с помощью радиальных штифтов 8. Соединение лопаток с нижним кольцом (лопатки свободно вставлены в прорези в кольце) обеспечивают свободу температурных деформаций элементам СА. Конструкция цельнолитого соплового аппарата осевой турбины транспортного ГТД приведена на рисунке 3.3. Сопловой аппарат имеет 26 лопаток, отлит в вакууме из сплава АНВ-300. Наружное кольцо соплового аппарата имеет 13 щелей толщиной 0,15 мм для обеспечения свободы теплового расширения лопаток и внутреннего кольца соплового аппарата. 10 1- полка лопатки, 2- наружная обойма, 3- уплотнительный слой, 4внутреннее кольцо, 5- внутреннее уплотнительное кольцо, 6- болт, 7лабиринтное кольцо, 8- штифт. Рисунок 5 Конструкция неразъемного соплового аппарата осевой турбины. Конструктивно разъемный сопловой аппарат турбины может быть выполнен разными способами. На рисунках 1.1 и 3.4 показаны возможные варианты выполнения разъемных сопловых аппаратов. Сопловые лопатки 3 (рис.3.4), отлитые из жаропрочного вставляются 4. в наружную диафрагму Верхняя сплава, свободно полочка лопаток фиксируется на диафрагме 4 радиальными штифтами 6, обеспечивающими 11 свободу температурных расширений диафрагмы. Нижняя полочка лопаток жестко крепится на внутреннем корпусе 8 болтами 9. Рисунок 3.3. Конструкция цельнолитого соплового аппарата ГТД . 12 1- межтурбинный патрубок, 2- наружный корпус соплового аппарата, 3сопловой аппарат, 4- наружная диафрагма СА, 5- бандажное кольцо турбины, 6- штифт, 7- отверстия подвода охлаждающего воздуха, 8- внутренний корпус СА, 9- болт для крепления лопаток СА. Рисунок 3.4. Конструкция разъемного соплового аппарата тяговой турбины ТГТД . Еще одна конструкция разъемного соплового аппарата приведена на рисунке 1.1. Здесь, также как и предыдущей конструкции сопловой аппарат собран из отдельных лопаток с верхними и нижними полочками (рис.3.5). Нижние полочки лопаток жестко крепятся на внутреннем корпусе, а верхние фиксируются на внешнем корпусе без жесткой связи в радиальном направлении. Такая конструкция обеспечивает свободу температурных расширений элементам СА. Недостатком конструкции являются снижение эффективности турбины, вызванное перетеканием газа через щели между полочками соседних сопловых лопаток. 13 Рисунок 3.5. Конструкция сопловой лопатки компрессорной турбины ТГТД. 4.Конструкция ротора осевых газовых турбин. Ротор осевой турбины ТГТД состоит из одного или нескольких рабочих колес и вала с подшипниками и элементами газо-масляных уплотнений. Крутящий момент от рабочих колес передается на компрессор или через редуктор на выходной вал двигателя. На рисунке 4.1 представлена сборная конструкция ротора турбины транспортного ГТД. Диск 2 со съемным комплектом рабочих лопаток 1 образует рабочее колесо турбины, которое крепится на валу 7 ротора при помощи призонных болтов. На валу ротора установлены подшипники ( роликовый 6 и радиально-упорный шариковый 8), детали крепления подшипников и уплотнения масляной полости от зоны с высоким давлением газа (масляные 4, 5 и газовые 3). На конце вала 14 располагается устройство для передачи крутящего момента компрессору или редуктору. Для ротора турбокомпрессора на этот конец устанавливается колесо компрессора (рис. 4.1), а для тяговой турбины с валом ротора соединяется или ведущая шестерня редуктора или муфта сцепления с ведомым валом. Рисунок 4.1. Ротор осевой турбины ТГТД. 15 4.1. Диски турбины. Диски газовой турбины предназначены для передачи крутящего момента от рабочих лопаток к валу турбины. Они состоят из обода, полотна и ступицы ( в случае сплошного диска ступица отсутствует). Обод представляет собой уширенную периферийную часть диска, служащую для крепления рабочих лопаток. Форма и размеры обода определяется типом замкового соединения лопаток с диском и величиной нагрузок, действующих на это соединение. Обод стремятся выполнить по возможности наименьшим, так как от его величины зависит нагрузка на диск и, следовательно, толщина и масса диска. Так в случае изготовления колеса турбины цельнолитым ( в этом случае отсутствует замковое соединение лопатки с диском , приводящее к увеличению размеров обода) колесо получается почти в два раза легче. Полотно диска расположено под ободом. Для упрощения технологии изготовления профиль полотна диска очерчивается по возможности более простыми линиями. В большинстве случаев полотно выполняют коническим (рис. 1.1). В ряде случаев по конструктивным соображениям диски выполняются с центральным отверстием ( в двух и трехвальных двигателях, при напрессовке диска на вал и т.д.). В этом случае диск имеет уширенную центральную часть - ступицу, снижающую величину напряжений в диске на радиусе отверстия. При работе турбины на диск действуют: центробежные силы вращающихся масс диска и рабочих лопаток, укрепленных на диске; газовые силы, передаваемые от рабочих лопаток, и момент, вызываемый этими силами; «термические» силы, вследствие возникающие неравномерного распределения температуры по радиусу и толщине диска. «Термические» возникающие в силы диске, и следовательно зависят от термические напряжения, неравномерного распределения температуры по диску. Наибольшая температурная неравномерность и 16 соответственно наибольшие термические напряжения в диске турбины имеют место на неустановившихся режимах работы: запуск и остановка двигателя, сброс и наброс нагрузки. 4.2. Посадка диска колеса турбины на вал. К соединениям диска турбины с валом предъявляются следующие основные требования: 1. сохранение центровки вращающихся деталей на всех режимах работы турбины; 2. достаточная прочность соединения; 3. обеспечение термического сопротивления для снижения стока тепла с диска турбины в вал. По конструкции соединения дисков с валом и дисков между собой роторы турбин можно разделить на неразъемные и разъемные. К разъемным соединениям относятся фланцевые болтовые конструкции с различными типами устройств, передающих крутящий момент и центрирующих элементы ротора. На рисунке 4.2 представлены примеры разъемных фланцевых соединений. В соединениях на рис.4.2 а,б,в,г,д,е,з крепежные болты проходят через полотно диска, что ослабляет диск. В этом отношении более предпочтительно конструкция узла крепления диска турбины, в которой отверстия под крепежные болты выполнены вне полотна диска (рис. 4.2 ж). Центровка диска относительно оси вала в соединениях на рис. 4.2 а,б,в,е осуществляется призонными болтами, а на рис.4.2 г,д,е,ж посадки диска на цилиндрический поясок вала посредством Л (рис.4.2 ж). Следует отметить, что центровочный буртик выполнен на более горячем элементе – диске. Это обеспечивает сохранение центровки при прогреве турбины двигателя. Передача крутящего момента от диска к валу в соединении на рис. 4.2 ж осуществляется шлицами М. Полный вид конструкции соединений, представленных на рис. 4.2 в и ж 17 18 Рисунок 4.2 а,б,в,г,д,е,ж,з. Фланцевые соединения диска с валом. приведены на рис. 1.1 и 4.3 соответственно. Во всех конструкциях затяжка гаек производится с помощью тарировочного ключа . Резьбу болта, как и все резьбовые соединения в ГТД, работающие при высокой температуре, смазывают графитовой смазкой для предотвращения пригорания крепежных деталей друг к другу. Некоторые выполненные конструкции роторов турбин имеют крепление сравнительно массивного рабочего колеса к валу с тонкостенным податливым поясом в месте перехода пустотелого вала к фланцу (пояс толщиной h на рис. 4.2 г, з). В ряде случаев возможно появление перекоса плоскости диска и соответственно неуравновешенности в рабочем колесе от неравномерных термических расширений и деформаций. Это приводит к появлению вибраций ротора. Перекос плоскости диска приводит также к появлению пары сил, действующей на ротор в сторону противоположную перекосу диска. 19 1- корпус подшипника, 2- втулка, 3- фланец вала, 4- болт, 5- шлицы, 6- диск турбины, 7- фланец диска, 8- вал, 9- масло уплотнение, 10- роликовый подшипник. Рисунок 4.3. Фланцевое соединение диска турбины с валом. Податливый пояс толщиной h дает возможность вращающемуся диску самоустановиться под действием этой пары сил. В результате уровень вибраций ротора снижается и может совсем исчезнуть. Кроме того, тонкий пояс является термическим сопротивлением и следовательно уменьшает сток тепла к валу и подшипнику. К неразъемным можно отнести соединения диска с валом с помощью штифтов (рис.4.4 а,б,в). Штифты равномерно устанавливаются по окружности кольцевого пояса диска в количестве 4-12 штук. Центрирование в данном соединении, помимо посадки диска на цилиндрические пояски вала, обеспечивают радиально установленные штифты. Такая центровка надежно сохраняется на всех режимах работы турбины. При сборке штифтового соединения диск насаживается по поверхности 1 до упора в торец 2 (или технологическую базу). После сверления и развертывания отверстий производится установка штифтов и зачеканка их от выпадения (рис. 4.4 г). Обычно штифты впрессовываются с натягом по прессовой посадке второго класса точности. Развальцовку делают сферической, 20 контролируя глубину валика h и h1 (рис. 4.4 г) удерживающего штифт. Иногда для фиксации штифтов в радиальном направлении сверху штифтов устанавливается втулка В (рис. 4.4 а). Рисунок 4.4 а, б, в. Штифтовые соединения дисков осевых турбин с валом. 21 4.3. Рабочие лопатки турбин. На рисунке 4.5 показана рабочая лопатка осевой турбины. Как видно из рисунка, она состоит из пяти частей: замковой части (замка), ножки, профильной части (пера) и бандажной полочки. Следует отметить, что лопатка может выполняться и без бандажной полочки (например при возникновении прочностных проблем в пере лопатки). Рисунок 4.5. Рабочая лопатка турбины ТГТД. Бандажные полки имеют лабиринтные гребешки и контактируют между собой боковыми плоскостями. При колебаниях лопаток, возникающих во 22 время работы турбины, на этих поверхностях образуется наклеп. Для предотвращения этого полки выполняют с треугольными выступами, по которым во время сборки создают натяг ( рис.4.6). 1- бандажные полки; 2- зазор, образованный в результате наклепа; 3лабиринтные гребешки; 4- контактирующие поверхности; 5- направление вращения лопаток. Рисунок 4.6. Сопряжение бандажных полок рабочих лопаток турбины. Бандаж турбины уменьшает радиальное перетекание газа и увеличивает КПД ступени турбины. Между профильной и замковой частями лопатки имеется полка, профилирующая проточную часть рабочего колеса турбины, и переходная часть – ножка. Полка и ножка выполняют функцию тепловой защиты диска от горячих газов. Полка препятствует касанию диска горячих газов, а ножка создает воздушный зазор между полкой и поверхностью диска, а также термическое сопротивление между пером и замком лопатки и соответственно диском. 4.4.Соединения лопаток с дисками. В настоящее время значительное распространение в малоразмерных ГТД (до 1000 кВт) получили цельнолитые колеса осевых турбин. Применение цельнолитых колес обусловлено их почти в два раза меньшей массой и относительно простым и следовательно дешевым изготовлением. 23 Наряду с цельнолитыми колесами продолжают использоваться и замковые соединения лопаток с дисками, позволяющие заменять дефектные лопатки и, что самое главное, обеспечивающие демпфирование колебаний лопаток. Применяемые соединения лопаток с дисками турбин показаны на рис. 4.7. елочный замок паяный замок Зазор 0,1÷0,15 Паять высокотемпературным припоем. Зазор под пайку 0÷0,05мм. сварной замок литое рабочие колесо Рисунок 4.7. Соединения лопаток с дисками турбин. В осевых турбинах ТГТД наиболее распространены елочные замковые соединения лопаток с дисками. Эти соединения имеют следующие достоинства: 1. замок имеет малые размеры, позволяющие разместить большое число лопаток; 24 2. клиновидная форма хвостовика и выступа диска близка к равнопрочной; 3. между нерабочими поверхностями зубьев лопатки и паза и у вершин зубьев имеются зазоры, через которые легко осуществить продувку воздуха замка для его охлаждения. К недостаткам елочных соединения следует отнести: 1. сложность елочного замка. 2. наличие больших концентраций напряжений во впадинах между зубьями, вследствие малого радиуса закруглений, что может привести к появлению усталостных трещин. Крепление лопаток с помощью «елочного» замка показано на рис. 4.8. 1- елочный замок лопатки, 2- паз в замке для пластинчатого стопора, 3отгибной пластинчатый стопор, 4- диск турбины. Рисунок 4.8. Крепление лопатки турбины к диску елочным замком и осевая фиксация лопатки. Лопатка крепится в пазу диска турбины с помощью зубьев, расположенных на клиновой ножке лопатки и соответственно на боковой поверхности клинового паза в диске. Зубья работают под действием 25 центробежной силы и изгибающих моментов на срез и изгиб. Замок вставляется в замковый паз в диске с зазором, обеспечивающим ему свободу температурных деформаций. Кроме того, зазор обеспечивает демпфирование посредством трения полок замка о сопрягаемые поверхности диска при колебаниях лопаток. При большом количестве опорных зубьев наблюдается значительная неравномерность нагрузки на них, особенно при относительно низких температурах замка. Более нагруженными оказываются первые и последние пары. Неравномерность могут усугублять технологические ошибки при изготовлении профиля замка. Поэтому допуски на выполнение елочного соединения на шаг по опорным зубцам выдерживаются в пределах t+0.01, а размеры по роликам m±0.03. Неравномерность в нагрузке на зуб сглаживается по мере нарастания высокотемпературных пластических деформаций. Поэтому не рекомендуется менять лопатки местами из паза в паз после приработки (при переборке двигателя). Рабочие чертежи замкового выреза в диске и елочного замка лопатки с полями допусков представлены на рисунках 4.9 и 4.10 соответственно. 4.5. Осевое фиксирование лопаток. На лопатки осевой газовой турбины действуют центробежные и газовые силы, имеющие как радиальные, так и осевые составляющие. В связи с этим лопатки помимо радиального имеют еще и осевое закрепление. Следует отметить, что силы, действующие на лопатку в осевом направлении, в несколько раз меньше сил трения, обусловленных центробежными силами и соответственно осевая фиксация лопаток 26 Рисунок 4.9. Замковый вырез в диске осевой турбины. 27 Рисунок 4.10. Елочный замок лопатки осевой турбины. существенно проще радиальной. Применяются два основных способа фиксации – индивидуальная и одновременная фиксация всех лопаток. Варианты индивидуальной фиксации лопаток в осевом направлении показаны на рис. 4.8.и 4.11. От перемещения вдоль паза каждая лопатка удерживается тем или иным типом фиксатора, который имеет отгибные усики (которые до загиба показаны пунктиром). Перемещение лопатки в пазу диска после загиба усика составляет 0,1 ÷ 0,2 мм. Фиксаторы в большинстве случаев представляют узкую пластинку, концы которой отгибаются. Фиксаторы изготавливаются из пластичного жаростойкого материала, 28 например из стали 1Х18Н9Т. петлевой фиксатор спаренный фиксатор сдвоенный фиксатор Рисунок 4.11. Конструкции осевого фиксирования лопаток. Одновременная фиксация лопаток выполняется разжимными упругими кольцами. Для такой фиксации на замковой части лопатке и ободе диска выполняются канавки, в которые во время сборки вставляется упругое разрезное кольцо (рис. 4.12). Основным требованием, предъявляемым к фиксаторам, является расположение отверстий, пазов и др. элементов, связывающих их с диском, в местах минимальных напряжений диска. 1- замковая часть лопатки; 2- разрезное стопорное кольцо. Рисунок 4.12. Осевая фиксация рабочих лопаток разрезным упругим кольцом. 29 5. Регулируемый сопловой аппарат тяговой турбины. Введение в схему ТГТД регулируемого соплового аппарата (РСА) позволяет одновременно решать ряд важных задач: 1. Обеспечивает высокую экономичность ТГТД на частичных режимах его работы за счёт поддержания перед турбиной высокой температуры газа посредством уменьшения площади проходного сечения соплового аппарата при повороте лопаток на закрытие (на 7 ÷ 10°). 2. Обеспечивает эффективное климатическое регулирование ТГТД. 3. Обеспечивает получение высокой приемистости ТГТД за счет увеличения площади проходного сечения соплового аппарата путем поворота лопаток на раскрытие до 30 ÷ 35°. 4. Обеспечивает торможение хода тяговой турбины путем поворота лопаток на 130 ÷ 140 5. Дает возможность получить режим нулевого крутящего момента на выходном валу двигателя. Для этого лопатки РСА силовой турбины поворачиваются на угол 100 ÷ 110°. На таком режиме исключен заброс оборотов на тяговой турбине при разъединении цепи трансмиссии автомобиля, которое имеет место при переключении передач. 6. Облегчает запуск ТГТД. Кроме того РСА дает возможность проводить первоначальную настройку (отладку) ТГТД, компенсируя отклонения в размерах проточной части двигателя. 5.1.Условия работа РСА и требования предъявляемые к ним. РСА работает в условиях переменных газовых нагрузок и повышенных температур, меняющихся от режима к режиму работы ТГТД. Разогрев наружного и внутреннего корпусов РСА происходит несогласованно, что приводит к изменению радиальных и осевых зазоров, нарушению плавности обводов проточной части, к изменению посадок и возможным заеданиям трущихся деталей. Поэтому большие трудности появляются не только при 30 выборе профилей РСА, но и при выборе конструктивной схемы всего механизма. Подшипники лопаток и приводного механизма РСА должны работать в условиях сухого трения, так как РСА находится в области температур, не допускающих применения какой-либо смазки. Переход с одного режима работы ТГТД на другой должен осуществляться в течение долей секунды в соответствии с требованиями, предъявляемыми к маневренности транспортного средства - примерно 900 воздействий в час на подачу топлива. Поэтому элементы РСА должны быть компактными из условий обеспечения малой инерционности и хорошей динамичности, а мощность, затрачиваемая на привод РСА - минимальной. 5.2.Конструкция РСА и его элементов. Конструктивно РСА состоит из сопловых лопаток и механизма их поворота. Для соплового регулирования возможно использование различных профилей лопаток. Так, в конструкциях ТГТД применялись профили обычных нерегулируемых сопловых аппаратов, симметричные сплошные (рис. 5.1.) и симметричные разрезные профили (рис. 5.2.). Разрезные профили являются весьма перспективными для использования в РСА, так как имеют высокие аэродинамические качества и могут выполнять также функции по центровке и креплению наружного и внутреннего корпусов РСА. Потери в решетке РСА сильно зависят от перетеканий газа через зазоры между стенками газового канала и торцами лопаток. Поэтому, для снижения потерь в РСА от перетекания газа через радиальные зазоры поворотных сопловых лопаток, по концам их профильных частей устанавливают круглые полки. Значительная часть потерь в РСА обусловлена перетечками газа через радиальные зазоры между корпусами и торцами лопаток РСА. На рисунке 5.3. показана конструкция РСА ТГТД мощностью 270 кВт. Отличительной особенностью этой конструкции является применение подшипников скольжения, в которых устанавливается поворотная лопатка. Она имеет две цапфы. Внешняя цапфа каждой лопатки устанавливается во втулке, образуя с ней высокотемпературный подшипник скольжения. Втулки 31 установлены в отверстиях корпуса РСА, являющегося основной несущей деталью узла. Рисунок 5.1. Установка РСА на активном и тормозном режимах работы турбины. На внутренние цапфы устанавливаются сегменты, которые образуют часть внутреннего обвода. Внутренняя цапфа и сегмент образуют высокотемпературный подшипник скольжения. Силовая связь между внутренним и наружным обводами осуществляется профилированными силовыми стойками. Лопатки РСА поворачиваются с помощью конической прямозубой передачи. Зубчатое колесо передачи используется также в качестве наружной обоймы однорядного бессепараторного шарикового подшипника, 32 установленного на корпусе РСА. 4 1- венец с пазами,2- подшипник с обоймой, 3- цапфа, 4- лопатка РСА, 5профильная стойка, 6- диффузор, 7- рычаг лопатки. Рисунок 5.2. Конструкция РСА МГТУ «МАМИ» с разрезной решеткой профилей. 2 1 3 4 5 1- подшипник привода, 2- подшипник скольжения, 3- лопатка, 4- упорный подшипник скольжения, 5- корпус РСА. Рисунок 5.3. Регулируемый сопловой аппарат малоразмерного ГТД мощностью 270 кВт. 33 Такая конструкция РСА не получила развития, так как подшипники скольжения не обеспечивают длительную работоспособность узла при высокой температуре. На рисунке 5.4. показана конструкция РСА, установленного на ТГТД ГАЗ. РСА имеет двухкорпусную схему, включающую холодный и горячий корпуса 1 и 5. Холодный корпус 1 отделен от горячих элементов проточной части двигателя. Он находится в полости с холодным закомпрессорным воздухом и жестко крепится на несущем охлаждаемом корпусе двигателя. В холодном корпусе 1 в подшипниках качения установлена с возможностью перемещения вместе с одним из подшипников в направлении его оси сопловая лопатка РСА 11. Горячий корпус РСА является одновременно и наружным обводом проточной части ГТД, омываемом с одной стороны горячим газом. Минимальный верхний радиальный зазор (0.15÷0.2 мм) между торцом лопатки РСА и горячим корпусом обеспечивается за счет создания следящей системы, производящей синхронное перемещение лопатки вслед за температурными деформациями горячего корпуса. Перемещение осуществляется за счет внутреннюю обойму роликового связи лопатки РСА через втулку, подшипника, внутреннюю обойму шарикового подшипника, самоцентрирующую сферическую шайбу и полый сферический толкатель Применение сферического с горячим корпусом (наружным самоцентрирующейся сферической шайбы толкателя при позволяет несоосности обводом). и полого отверстий под подшипники в холодном корпусе и под толкатель в горячем обводе, возникающей из-за температурных деформаций, осуществлять перемещение шарикового подшипника вдоль сопловой лопатки. оси цапфы лопатки, а вместе с ним и Низкая температура наружного корпуса РСА позволяет установить на нем двухрядный шариковый подшипник привода лопаток РСА с уменьшенным радиальным зазором (0.2 ÷ 0.3 мм). 34 1- холодный корпус РСА, 2- подшипник, 3- привод подшипника, 4- упругий элемент, 5- наружный обвод РСА, 6- сферическая шайба, 7- толкатель, 8- втулка, 9- внутренний обвод (горячий корпус) РСА, 10- переходник, 11лопатка РСА. Рисунок 5.4. Конструкция РСА ТГТД ГАЗ. На рисунке 5.5. показана модернизированная конструкция РСА ГТД ГАЗ. Регулируемый сопловой аппарат имеет корпус, в котором установлены стаканы, жестко связанные с наружным обводом. Стаканы установлены в отверстиях корпуса и имеют возможность перемещения вдоль оси отверстия. 35 1- подшипник, 2- корпус РСА, 3- шпонка, 4- корпус ТГТД, 5- подшипник привода РСА, 6- графитовое кольцо, 7- упругие элементы, 8- стакан РСА, 9уплотнительное кольцо, 10- наружный обвод РСА, 11- лопатки РСА, 12- внутренний обвод РСА, 13-переходный патрубок. Рисунок 5.5. Модернизированная конструкция РСА ГТД ГАЗ. В стаканах размещены подшипники качения, наружные обоймы которых не имеют возможности осевого перемещения. Во втулках подшипников установлена поворотная лопатка РСА. Внутренняя обойма периферийного подшипника перемещаться под действием вдоль оси, упругого что элемента позволяет имеет выбрать возможность осевой люфт в подшипниках. Для обеспечения совместного поворота лопаток РСА и внутренней обоймы подшипника в ней установлена шпонка. 36 В этой конструкции РСА при температурных деформациях наружный обод перемещает стаканы, а вместе с ними и поворотные лопатки РСА, что обеспечивает сохранение неизменным периферийного радиального зазора на всех режимах работы двигателя. Подшипник привода поворотных лопаток РСА установлен в корпусе двигателя. Внутренняя обойма подшипника контактирует с разрезным упругим графитовым кольцом, установленным в корпусе ТГТД и имеет возможность осевого перемещения. Графитовое кольцо прижато к торцу внутренней обоймы упругими элементами, жестко установленными на кронштейнах. Роль шестерни привода выполняет внутренняя обойма подшипника. Устранение непосредственного контакта внутренней обоймы подшипника с корпусом соплового аппарата сводит к минимуму подвод тепла к подшипнику, а установка разрезного упругого графитового кольца, контактирующего с внутренней обоймой и корпусом ТГТД, позволяет отводить тепло от внутренней обоймы в корпус двигателя. Это снижает температуру внутренней обоймы подшипника привода РСА и дает возможность уменьшить люфт в этом подшипнике и следовательно увеличить точность синхронного поворота лопаток. 5.3.Механизмы поворота лопаток РСА. Поворотный механизм может быть шестеренчатым или поводковым. На рис.5.6. приведены схемы привода поворотного механизма РСА. В этом механизме основным элементом для передачи движения от исполнительного механизма является синхронизирующий венец 1. Поворотный механизм располагается над или под лопатками РСА ( рисунки 5.7. и 5.8. соответственно). В первом случае более просто осуществить охлаждение подшипника синхронизирующего венца 1, а во втором конструкция РСА получается существенно более компактной. Венец 1, осуществляющий синхронный поворот лопаток РСА, должен быть точно сцентрирован относительно оси турбины. Неправильная установка венца приводит к различию в углах поворота отдельных лопаток РСА, что, как показывают 37 экспериментальные исследования турбинной ступени. а. б. существенно снижает эффективность 38 в. Рис. 5.6. а, б, в. Схемы приводного механизма РСА. а. 39 б. в. В- шестерня-венец, S- специальная обойма, Ш- радиальный штифт, Рролик, К- кронштейн, П- коническая рабочая поверхность. Рисунок 5.7. а, б, в. Схемы поворотных механизмов лопаток РСА. 40 1- венец, 2- подшипник, 3- диафрагма внутреннего корпуса, 4- рессора, 5внешняя цапфа, 6- профильная стойка (неподвижная передняя часть сопловой лопатки). Рисунок 5.8. Конструктивная схема турбины с РСА. 41 На рисунке 5.7. показаны возможные схемы центровок с использованием большой конической шестерни - венца В, посаженного на подшипник. В схеме а подшипник расположен непосредственно на корпусе РСА. При запуске и прогреве корпуса ТГТД, когда скорость температурной деформации внутреннего кольца подшипника больше, чем внешнего, произойдет заклинивание механизма по элементам качения и выход из строя поворотного устройства. В схеме б обеспечена надежная работа подшипника синхронизирующего венца РСА посредством тепловой изоляции от горячего корпуса турбины элемента, в котором установлен подшипник - специальной обоймы S. Тепловую изоляцию обоймы, как видно из рисунка, обеспечивает ее установка с минимальным касанием горячего корпуса турбины - установка на радиальных штифтах Ш. В схеме в за основу принято положение, что любая точка корпуса РСА перемещается от центра по прямой линии. Поэтому, при значительных разностях температур, зазор между шариками и конической рабочей поверхностью П остается практически постоянным. Однако, такой подшипник не обеспечивает радиальной центровки в пределах зазора между зубьями и нуждается в дополнительной системе ограничивающих элементов. В этой схеме коническая шестерня В центрируется роликами Р, укрепленными на кронштейнах К, которых должно быть не меньше трех. Кронштейн имеет упругие звенья (в виде тарельчатых пружин) компенсирующих температурные расширения. На рисунке 5.8. показана конструктивная схема РСА с разрезными лопатками и внутренним расположением поворотного механизма. Наружный и внутренний корпус РСА, связаны профильными стойками 6. При такой компоновке РСА существенно упрощается центрирование венца 1, который вращается в подшипнике 2, закрепленном в диафрагме 3 внутреннего корпуса РСА. Поворот лопаток РСА осуществляется или 42 рессорой 4, проходящей через полый вал тяговой турбины, или при помощи удлиненной внешней цапфы 5 одной или двух лопаток. Для передачи усилия от венца 1 к лопаткам РСА используется зубчатая передача (рис.5.6 а.) или зацепление, показанное на рис.5.6 6, в. В схеме передачи движения, показанной на рис.5.6 б, имеется венец 1 с осевыми пазами и рычаги 2 лопаток, снабженные шаровыми пальцами. Такая схема значительно технологичнее передачи с зубчатым зацеплением (схема а), но она обладает одним существенным недостатком: при увеличении угла поворота лопаток РСА резко возрастает сила нормального давления на стенку паза венца, появляется самоторможение. На кафедре «Транспортные ГТД» МАМИ предложена схема механизма поворота (см. схему в), в которой шаровые пальцы укреплены на венце 1 , а пазы выполнены в рычагах 2 лопаток РСА. В такой схеме привода давление в месте контакта уменьшается при уменьшении угла поворота без самоторможения механизма поворота. Поворотный механизм с зубчатой передачей обеспечивает любой диапазон углов поворота сопловых лопаток, при чем силы трения в этом механизме зависят только от изменения гидродинамических сил на лопатках РСА. В конструкциях РСА ТГТД применяются и поводковые механизмы привода, в которых усилие на венце зависит не только от газовых сил, но и от кинематики и динамики механизма привода. 6.Охлаждение турбин. Охлаждение конструктивных элементов турбин обеспечивает поддержание температуры ответственных деталей в допускаемых пределах, гарантирующих необходимую механическую прочность этих деталей. Кроме этого, охлаждение деталей турбин позволяет значительно повысить ресурс ТГТД. Основными методами охлаждения элементов турбин ТГТД является: 1. охлаждение нагретых элементов отводом тепла в диск турбины; 2. охлаждение деталей воздухом, подводимым через специальные 43 каналы, имеющиеся внутри охлаждаемых деталей. Первый метод охлаждения является наиболее простым по конструктивному выполнению, он не требует больших затрат и нашел наибольшее распространение в конструкциях ТГТД. Тепло от более нагретых перьев рабочих лопаток переходит к менее нагретым хвостовикам лопаток и через замок в обод и диск турбины. В свою очередь замки лопаток, обод и диск турбины отдают тепло в окружающую среду или воздуху, их омывающему. После охлаждения диска, обода и замков воздух выбрасывается в проточную часть турбины. Второй метод охлаждения используется при охлаждении сопловых и рабочих лопаток. Различают два основных способа подвода охлаждающего воздуха к диску и лопаткам: 1. подвод воздуха ко втулке диска с последующим радиальным обдувом его боковых поверхностей и отводом от них тепла; 2. подвод воздуха непосредственно к ободу с последующей продувкой через отверстия в ободе или монтажные зазоры в замках рабочих лопаток. На рисунке 6.1. показана схема охлаждения ступени турбины привода компрессора ТГТД НАМИ. Как видно из рисунка, охлаждение диска турбины осуществляется радиальным обдувом его боковых поверхностей. 6.1.Охлаждение лопаток турбины. В настоящее время в конструкциях ТГТД применяется конвективное, защитное и смешанное охлаждение сопловых и рабочих лопаток из компрессора воздухом. При конвективном охлаждении воздух пропускается через зазоры между элементами елочного соединения замка, через каналы, образованные дефлектором, размещенным внутри полого пера, или через петлевые и прямые продольные каналы в теле пера или образованные 44 Подвод Проток и отвод Рисунок 6.1. Схема воздушного охлаждения ступени турбины привода компрессора ТГТД НАМИ. оребрением поверхности лопатки. Защитное или пленочное охлаждение обеспечивается непрерывно возобновляемой воздушной пленкой на наружной поверхности пера. Воздух вытекает из внутренней полости лопатки через отверстия во входной кромке и в средней части профиля. Охлаждение сопловых лопаток упрощается вследствие их неподвижного положения и отсутствия нагрузок от центробежных сил. Поэтому возможно применение полых лопаток с постоянной толщиной стенок и штампованных дефлекторов с простой их фиксаций в полости лопатки. Значительно 45 упрощается так же подвод и отвод охлаждающего воздуха. Поэтому в ТГТД охлаждаемые сопловые лопатки были применены раньше охлаждаемых рабочих лопаток . На рисунке 6.2. показана охлаждаемая сопловая лопатка ТГТД мощность 750 кВт. Охлаждающий воздух подводится во внутреннюю оребренную (по входной кромке) полость лопатки, омывает ее и охлаждает прямым натеканием. Затем воздух вытекает через щели в выходной кромке лопатки и выбрасывается в проточную часть турбины. Такой способ охлаждения мало эффективен, так как только небольшая часть воздуха непосредственно омывает охлаждаемую поверхность. Поэтому такие лопатки применяют из-за их простоты изготовления. Рисунок 6.2. Охлаждаемая сопловая лопатка турбины ТГТД . Охлаждаемые рабочие лопатки снабжаются каналами для прохода воздуха. Количество, форма и расположение охлаждаемых полостей выбираются таким образом, чтобы обеспечить наибольшую эффективность охлаждения при минимальных гидравлических сопротивлениях и необходимую равномерность температурного поля в поперечных сечениях лопатки. Равномерному охлаждению лопатки способствует приближение охлаждающих каналов к местам, имеющим повышенную температуру, т.е. к входной и выходной кромкам. 46 Увеличение эффективности охлаждения, т.е. снижение потребного расхода при заданной величине теплоотвода, обеспечивается увеличением поверхности охлаждения и коэффициента теплоотдачи от стенки лопатки к охлаждаемому воздуху. Значительного увеличения поверхности охлаждения достигают применением оребрения на внутренней охлаждаемой стороне лопатки или применением оребренных вставок. Увеличение коэффициента теплоотдачи от стенки к воздуху осуществлен путем уменьшения диаметра охлаждающих каналов. Для этого в пустотелые лопатки устанавливаются специальные вставки - дефлекторы, направляющие воздух вдоль или поперек лопатки. Примеры поперечных сечений лопаток с продольными каналами для прохода охлаждающего воздуха показаны на рис.6.3. а. лопатка с несущим силовым стержнем б. лопатка с несущей силовой стенкой 1- силовая стенка; 2- дефлектор; 3- силовой стержень: 4- экран. Рисунок 6.3 а,б. Поперечные сечения лопаток с внутренним воздушным охлаждением при продольном протекании охлаждающего воздуха. На рис.6.4 показан случай поперечного протекания воздуха вдоль внутренней поверхности пера лопатки. В этой схеме воздух поступает сначала внутрь дефлектора 1, затем проходит через ряд прорезей в 47 дефлекторе к носовой, более нагретой части лопатки, и выходит в проточную часть турбины через щели вдоль задней кромки. Такая организация движения воздуха обеспечивает хорошее охлаждение входной и выходной кромок рабочей лопатки и более равномерное распределение температуры в поперечных сечениях лопатки, чем при продольном движении воздуха. а. выходная щель в кромке ; б. выходная щель на корытце лопатки 1- дефлектор, 2- стенки. Рисунок 34 а,б. Способы выпуска охлаждающего воздуха при поперечном его протекании. На рисунке 6.5 показана конструкция охлаждаемой рабочей лопатки с несущим силовым стержнем, изготовленным вместе с замком. Несущий стержень представляет собой закрученную лопатку, на теле которой имеются продольные ребра. Экран из листовой стали выгибается по форме стержня так, чтобы его можно было установить на стержень и затем приварить к нему у основания. 48 Рисунок 6.5. Схема рабочей лопатки, охлаждаемой воздухом, с несущим силовым стержнем. Экран воспринимает газовые силы и передает их силовому стержню, который так же нагружается и центробежными силами собственной массы. В замке и ободе сделаны каналы для подвода воздуха в зазор между экраном и стержнем. Конструкции рабочих лопаток с конвективным охлаждением показан на рисунке 6.6. Как видно из графиков, двухпетлевая «схема а» наименее эффективна. В среднем сечении лопатки достигнуто охлаждение на 22° при расходе воздуха 0.8% от расхода газа через турбину. Это объясняется значительным нагревом воздуха перед его протеканием по последнему каналу и относительно небольшим расходом воздуха. Однако ресурс такой лопатка по сравнению с неохлаждаемой конструкцией был увеличен в 3,5 раза. 49 а- двухпетлевая схема охлаждения, б- петлевая схема охлаждения, впрямоточное охлаждение, г, д- зоны постоянных температур лопаток типа б и в. 1, 2- отверстия для очистки от пыли, 3, 4, 5, 6, 7, 8- кривые эффективности охлаждения лопаток типа а, б и в соответственно. Рисунок 6.6 а,б,в,г,д. Рабочие лопатки конвективного охлаждения. Более эффективной является схема б. В этой схеме достигнуто снижение температуры на 110° при расходе охлаждающего воздуха 1,4% от расхода газа через ступень турбины. Такое охлаждение достигнуто благодаря тому, что воздух протекает сначала в зоне кромок (входной и выходной). В прямоточной лопатке (схема в) с каналами эллиптического сечения, к которым воздух подводится со стороны стенки и корыта и вытекает через отверстие в бандажной полке, температура в среднем сечении снижена на 220°. Это объясняется подачей "свежего" воздуха в каждый канал и относительно высоким его расходом (2%). 50 На схемах г и д показано распределение зон постоянных температур для лопаток типа б и в. Развитие технологии прецизионного литья в настоящее время позволяет изготавливать лопатки весьма сложной конфигурации. На рисунке 6.7 показана лопатка, изготовленная прецизионным литьем. В этой лопатке охлаждающий воздух вводятся в оребренный канал вдоль входной кромки и, частично вытекая из отверстия 5, обеспечивает пленочное охлаждение. Остальная часть, воздуха, поступает в средний оребренный канал и смешивается с воздухом, подводимым по другому каналу - со стороны выходами кромки, а затем через сложную систему каналов, образованных цилиндрическими элементами 3 (штырьками), соединяющих стенки выходной части лопатки, вытекает из щелей 4. По сравнению со сплошной лопаткой, охлаждаемой теплоотводом в диск, такая лопатка позволяет повысить температуру газа перед турбиной, примерно, на 300÷350° и при том же материале лопаток сохранить ту же температуру входной кромки, а температуру выходной кромки понизить на 50°. 1- каналы подводы воздуха, 2- ребра входной кромки, 3- штырьки, 4- каналы выпуска воздуха, 5- отверстия стеночного охлаждения. Рисунок 6.7 Рабочая лопатка, изготовленная прецизионным литьем в керамические оболочки. 51 7. Применение керамических материалов в конструкции турбин ТГТД. Повышение температуры газа на входе в турбину остается одним из основных направлений совершенствования всех типов ГТД независимо от условий их применения. В решении проблемы создания высокотемпературных турбин важнейшей задачей является обеспечение надежной работы камеры сгорания и турбины в течение всего ресурса работы ТГТД. Несмотря на достижения в создании жаропрочных материалов, охлаждение жаровых труб камер сгорания и ступеней турбин, в первую очередь их сопловых и рабочих лопаток, остается главным в освоении высоких температур. Жаропрочные материалы, используемые для изготовления охлаждаемых лопаток, представляют собой высоколегированные стали и сплавы на никелевой основе со значительным содержанием хрома, вольфрама, молибдена, кобальта, ванадия и других дефицитных материалов. Так, например, наиболее распространенный в газотурбостроении сплав на никелевой основе ЖС6 содержит: хрома - 10÷13%, вольфрама - 5÷8%, молибдена - 4÷6%, кобальта - 4÷5%. Производство охлаждаемых лопаток из высококачественных, труднообрабатываемые и дефицитных материалов является весьма дорогим. Следовательно, всё сказанное заставляет искать решение проблемы совершенствования ГТД, в создании и применении новых жаропрочных и жаростойких материалов, не только не теряющих своих механических свойств и не подвергающихся окислению и эрозии при длительном воздействии высокоскоростного и высокотемпературного потока газа, но и способных выдерживать тепловые удары при резкой смене режима работы ГТД. Хорошо известно, что таким требованиям могут удовлетворять керамические материалы. В настоящее время у нас в стране и за рубежом проводятся широкие 52 поисковые работы по использованию керамических материалов в элементах и узлах ТГТД: камере сгорания и ступенях высокотемпературных турбин. Можно выделить следующие направления конструкторских и экспериментальных исследований: 1. разработка жаровых труб камер сгорания из керамики; 2. создание сопловых аппаратов из керамики; 3. разработка рабочих лопаток из керамики, устанавливаемых в диске осевой турбины из металла; 4. создание рабочих лопаток турбины с охлаждаемым сердечником из металла и наружной оболочкой из керамики; 5. разработка рабочих лопаток и диска турбины из керамики; 6. создание центростремительной турбины из керамики; 7. разработка корпусных деталей турбин из керамики. Необходимо отметить, что разработки ведутся не по пути простой замены металлических деталей керамическими, а на основе полного или частичного переконструирования ТГТД с учетом хрупкого характера разрешения керамических материалов. Малый коэффициент температурного расширения керамики позволяет обеспечить минимальные зазоры между ротором а статором, что особенно важно для малоразмерных турбин. Керамические материалы обладают высокой эрозионной стойкостью, их стоимость примерно в 50 раз меньше чем у лопаточных сплавов, а плотность меньше на 40%. Однако керамические материалы обладают рядом существенных недостатков: высокая хрупкость и низкая сопротивляемость ударным нагрузкам. Возникающие в керамических деталях при их изготовлении микротрещины, которые нельзя обнаружить с помощью современных методов контроля, быстро приводят к их разрушению. Форма и размеры микротрещин нестабильны и наблюдается большой разброс прочностных свойств керамики, а это сильно осложняет проблему надежности. Недопустимыми являются сосредоточенные нагрузки и концентрация 53 напряжений, избежать которые крайне сложно, особенно в местах соединения металлических и керамических элементов. Существует мнение, что если учесть технологическую статистику в условиях массового производства, хрупкость керамики и ее пониженную прочность на растяжение, то конструкторам керамических турбин придется иметь дело с допустимыми напряжениями примерно вдвое меньшими, чем те, которые приняты в современном турбостроении. Работы, проводимые по освоению конструкционной имеют два направления . Одно из них посвящено разработке и исследованию отдельных элементов ГТД из керамики (сопловые и рабочие лопатки). Второе направление работ предусматривает выполнение всего колеса турбины из керамики, что позволит существенно повысить температуру газа перед турбиной, а также резко облегчить конструкцию ротора турбины. Рассмотрим примеры конструкций турбин, выполненных из керамики. На рис. 7.1 показана конструкция соплового аппарата, лопатки которого выполнены из керамического материала. Сопловые лопатки 1 имеют полки 2, выполненные за одно с лопатками, которые крепятся в металлических корпусах 5,4 и 6. Полки лопатки имеют сферические выступы 7 и впадины 8, установленные в ответных впадинах 9 и выступах 10 соответственно. Полки расположены в обоймах металлических корпусов. Обоймы имеют продольные разрезы 11; 13; 14 и 15 уменьшающие напряжения в полках при изменении температуры. С той же целью в диафрагмах корпусов выполнены разрезы 12 и 16. На рис. 7.2 показана конструкция ступени турбины с керамическим сопловым аппаратом. Сопловой аппарат имеет лопатки 1 с полками 2, в которых выполнены вырезы 3 и 4. В этих вырезах размещаются выступы 5 и 6 корпуса соплового аппарата. Криволинейные рабочие поверхности выступов 5 и 6 контактируют с боковыми торцами полок и лопаток соплового аппарата. При таком выполнении лопатки не испытывают изгибающего момента при относительном повороте корпусов. В осевом 54 направлении нижние полки лопатки закреплены упругой шарнирной скобой 7. 1- сопловая лопатка, 2- полки лопатки, 3- болт, 4, 5, 6- металлический корпус, 7- сферический выступ полки лопатки, 8- сферическая впадина полки лопатки, 9, 10- ответные впадины металлических корпусов, 11, 13, 14, 15обоймы корпусов с продольными разрезами, 12, 16- диафрагмы корпусов с продольными разрезами. Рисунок 7.1. Конструкция керамического соплового аппарата. В случае осевого смещения корпусов лопатки соплового аппарата поворачиваются вокруг центров скоб 7, а криволинейная поверхность 8 верхней полки лопатки скользит по ответной поверхности 9 наружного корпуса. 55 1- сопловая лопатка, 2- полки лопатки, 3, 4- вырезы в полках, 5, 6- выступы корпуса соплового аппарата, 7- упругая шарнирная скоба, 8- криволинейная поверхность верхней полки сопловой лопатки, 9- ответная криволинейная поверхность наружного корпуса, 10-рабочая лопатка турбины. Рисунок 7.2. Конструкция ступени турбины с керамическим сопловым аппаратом. На рис.7.3 показана конструкция рабочей лопатки турбины с оболочкой из керамики и сердечником из металла. Керамика в виде оболочки закреплена на металлическом сердечнике, охлаждаемом воздухом. Сердечник установлен в пазах металлического диска турбины с помощью замка типа "ёлка". При такой конструкции лопатки керамическая оболочка работает в основном на сжатие, что благоприятно сказывается на работе керамики. Керамическая оболочка с полкой закреплена на выступах головки сердечника в процессе формовки в пресс-форме. Оболочка также дополнительно фиксируется относительно сердечника с помощью пористого наполнителя из керамики. Пористый материал уменьшает подвод тепла от нагретой оболочки к металлическому сердечнику, охлаждаемому воздухом по радиальным каналам. Диск турбины также охлаждается воздухом и прикрыт полкой керамической оболочки лопатки от горячего газового потока. 56 1- оболочка лопатки из керамики, 2- сердечник из металла, 3- пористый наполнитель из керамики, 4- канал для охлаждающего воздуха, 5- диск турбины из металла. Рисунок 7.3. Рабочая лопатка турбины с оболочкой из керамики и сердечником из металла. На рис.7.4 показаны варианты выполнения сборных роторов осевой и центростремительных турбин. Сборное колесо осевой турбины (рис.7.4 а) состоит из двух элементов – ступицы с полотном и обода с лопатками. Ступица с диском и обод с рабочими лопатками выполняются раздельно в виде заготовок и соединяются друг с другом с помощью слоя термостойкого цемента. Колесо радиально-осевой турбины на рис.7.4 б, также состоит из двух частей. 57 а. осевая б.радиально-осевая 1- ступица и полотно диска, 2- рабочие лопатки, 3- обод диска, 4- слой термостойкого цемента, 5- входная часть рабочего колеса, 6- выходная часть рабочего колеса. Рисунок 7.4 а, б. Сборные роторы турбин. Преимущество сборного ротора состоит в том, что при изготовлении отдельных его элементов могут использоваться разные технологические процессы. Так, например, для изготовления относительно простых по геометрии участков используется горячее прессование, обеспечивающее большую прочность. Наиболее перспективными композициями керамических и металлокерамических материалов являются: SiC, TiB2, Al2O3, AlN, TiN, TiC, B4C, SiB6, Si3N4 и др. . 8.Материалы, применяемые для деталей турбин. Элементы турбин ТГТД изготавливаются из материалов, способных работать в условиях высоких температур и напряжений, коррозии и вибраций. Этим условиям удовлетворяют различные литейные и деформируемые жаропрочные и жаростойкие сплавы на никелевой и кобальтовой основе, высоколегированные нержавеющие стали. 58 Сопловые лопатки турбины привода компрессора ТГТД работают при температуре до I050°С, поэтому они изготавливаются из наиболее прочных сплавов типа; ЖС-3, АНВ-300 и ЖС6-К на никелевой основе. Лопатки изготавливаются прецизионным литьем в вакууме в керамические формы по выплавляемым моделям. Сопловые и рабочие лопатки также штампуются из сплавов: ЭИ-417 и ЭИ437Б. Для дисков, имеющих температуру на ободе до 650°С применяются стали типа: ЭИ-481 и ЭИ-961, а для дисков с температурой обода до 750°С сплавы: ЭИ-787, ЭИ-437Б, ЭИ-698, ЭИ-826 и др. По экономическим соображениям предпочтительнее применение сплавов: ЭИ-481, ЭИ-787 и ЭИ-696М, так как они содержат на 40-60% меньше дефицитного никеля, чем сплав ЭИ-437Б. Для литых высокотемпературных дисков применяют сплавы: ЭИ-617 (ЖС3), АНВ-300, ЖС-6К, ЖС-6КП и др. Для изготовления турбинных валов используют стали: 18XHBA, 40ХНМА, а при повышенной температуре - сталь ЭИ-415. 9. Профилирование лопаток осевых турбин. 9.1. Основные требования, предъявляемые при профилировании лопаток турбин. Профилирование лопаток турбин является одной из наиболее ответственной задач при проектировании газотурбинных двигателей . Исходными данными для профилирования лопаток являются результаты газодинамического расчета турбины. Профиль лопатки турбины должен удовлетворять большому аэродинамических и прочностных требований. К числу аэродинамических требований относятся: - обеспечение заданной густоты решетки и углов входа и выхода газового потока на всех радиусах; - получение в каждом сечении решетки плавно сужающихся числу 59 межлопаточных каналов с малой кривизной или даже прямолинейным участком на выходе; - получение плавно возрастающих к периферии (по радиусу) размеров и формы каналов. Прочностными требованиями являются: - выбор величины и соотношения площадей сечения лопатки у корня и у периферии с целью получения допускаемых напряжений на растяжение и изгиб; - расположение центров тяжести сечений лопаток на различных радиусах согласно расчетам на прочность; - обеспечение вибрационной прочности лопаток как путем подбора величины массы и жесткости по ее длине , так и выбором числа рабочих и сопловых лопаток. Числа рабочих и сопловых лопаток не должны быть равны и кратны. Профилирование рабочих и сопловых лопаток в настоящее время в основном автоматизировано и выполняется по лицензионным программным продуктам на ЭВМ. Появление в настоящее время многочисленных CAD программ, обеспечивающих графические построения на ЭВМ, позволяет сегодня достаточно эффективно применять и используемые ранее методики графического профилирования лопаток. Одна из этих методик приведена ниже. 9.2. Основные геометрические параметры профилей и рекомендации по их профилированию. Основными геометрическими параметрами решетки профилей являются (рис.9.1) : b – хорда профиля; b/t— густота решетки ; t/b— относительный шаг решетки ; - угол установки профиля в решетке ; 1л - входной угол профиля лопатки , образованный касательной к средней 60 линии профиля в его входной части и передним фронтом решетки; 2 л – выходной угол профиля лопатки, образованный касательной к средней линии профиля в его выходной части и задним фронтом решетки (для соплового аппарата указанные углы обозначаются через ); S – ширина решетки; аг– горло межлопаточного канала (минимальное расстояние между двумя соседними лопатками; I и 2 – действительные газовые углы , соответствующие направлению потока на входе и выходе; – угол отставания потока; i – угол атаки ; л – угол отгиба (затылочный угол); r1 и r2 – радиусы входной и выходной кромки профиля; Сmax – максимальная толщина профиля. Рисунок.9.1. Основные геометрические параметры профилей лопаток осевой турбины. I. Густота решетки b/t выбирается возможно близкой и оптимальной по 61 величине потерь в решетке. Для определения оптимальной густоты решетки можно воспользоваться эмпирической формулой Дышлевского В.И.: 1 180 sin 1 3 t 0,55 1 Cmax 180 1 2 sin 2 где Сmax Cmax b – относительная максимальная толщина профиля. Обычно при построении решетки профилей газовых турбин по тем или иным причинам приходится отходить от оптимальной густоты. Однако, это не приводит к сколько-нибудь заметному ухудшению аэродинамики решетки вследствие того, что для большинства решеток газовых турбин оптимум по густоте имеет относительно пологий характер. 2. Межлопаточный канал должен быть плавно сужающимся. В случае если это невозможно получить (по прочностным или технологическим причинам ) можно допустить небольшую (до 5 %) местную диффузорность канала. Местное уширение межлопаточного канала в пределах <5% в районе максимальной кривизны спинки не приводит к увеличению потерь в решетке , а в активных каналах с большим углом поворота потока 110 ÷ 120° на околозвуковых скоростях , как показывает опыт, даже уменьшает их. º З. Угол атаки i выбирается из диапазона от -2 до -6 . Для корневых сечений относительно густых решеток можно допускать положительные углы атаки до +12°: У лопаток соплового аппарата, имеющих большие радиусы округления входной кромки и малые скорости на входе, допускается изменение угла атаки в пределах ±10°. 4. Кривизна выпуклой части профиля за горловым сечением межлопаточного канала характеризуется углом отгиба (затылочным углом) л . Рекомедуемый диапазон возможных значений л от 5° до 16°. Большие значения л (>16°) приводят к росту аэродинамических потерь . В решетках составленных из профилей с л < 5°, межлопаточные каналы получаются с очень малой 62 степенью сужения у выходного сечения , что при наличии даже небольшой погрешности изготовления лопаток, может привести к наличию диффузорного участка. 5. Ширина горла межлопаточного канала определяется по зависимости aГ t sin 2 Для дозвуковых решеток турбин 2 2 , где 4,13 26, 66 Сmax 0, 275 л 4, 287 t 6. Конструктивный угол 2 Л 1Л берется либо равным газовому углу 2 1 или меньше его на 1÷1,5°. Для корневых сечений рабочей и сопловых лопаток, где сравнительно большая толщина выходной кромки, можно допустить небольшое превышение 2 Л над 2 1 . 7. Угол заострения выходной кромки 2 не должен превышать 6°. Большие значения угла 2 вызывают значительные потери в решетке из-за неравномерности поля скоростей на выходе из нее. 8. Толщина выходной кромки должна уменьшаться от корневого сечения к периферийному. В противном случае возможна нестабильность частотных характеристик изготовленных лопаток. Выбирается толщина выходной кромки в зависимости от жаропрочности материала, его структуры (зернистости), напряжений на выходной кромке, чистоты обработки. Толщина выходной кромки должна быть возможно меньшей, так как гидравлические потери прямо пропорциональны ее толщине. Рекомендуемый диапазон значений радиуса округления выходной кромки для лопаток турбин ТГТД (до 1000кВт): r2=0.3 ÷ 0.5 мм. 9. Радиус входной кромки r1 принимается обычно больше r2 . Причем, r1 берется тем больше, чем шире диапазон углов атаки на входе в решетку при переменных режимах работы турбины. Для решеток ТГТД рекомендуется делать r1=0.5 ÷ 1.8 мм. 63 10. Ширина решеток рабочих колес и сопловых аппаратов зависит от величины профилей изгибающего ширину момента. лопаточных Поэтому перед профилированием решеток приходится определять приближенно. Для сравнительно коротких лопаток ТГТД величины изгибающих лопатки моментов как правило невелики. В силу этого для проектируемых ТГТД можно пользоваться данными по уже выполненным лопаткам, а именно, можно принимать одинаковой их относительную ширину в корневом сечении S k* Sk . L*k Ширину сопловых лопаток в их корневом сечении можно принимать равной Sск=(1.2 ÷ 1.5)•Sрк где: Sск , Sрк - ширина рабочих и сопловых лопаток в корневом сечении; Lп– длина (высота) пера лопатки. Ширины рабочих лопаток в средних и периферийных сечениях (Sср, Sп), как правило, меньше их ширины в корневом сечении. Определяются Sср и Sп после определения Sк и выбора угла ε (рис. 9.2). Величины ε изменяются от нуля до ε =15◦ ÷ 20◦ . 11. Установочный угол рекомендуется принимать близким к углу наклона вектора средней геометрической скорости m (рис. 9.3). Статистические данные показывают ,что 0,83 0,85 m . Для сопловых лопаток с углом 1 20 m 8 10 . Рисунок 9.2. Изменение ширины лопатки осевой турбины по ее длине. 64 Рисунок 9.3. Определение установочного угла. 9.3. Методика профилирования. Исходными данными для построения профилей сопловых и рабочих лопаток являются: - треугольники скоростей на трех диаметрах (корневом, среднем, и периферийном), найденные в результате аэродинамического расчета турбины; - схема проточной части турбины в меридиональном сечении; - конструктивные требования, отражающиеся на форме профилей. (например: бандажирование лопаток; необходимость пропускать через сопловые лопатки масляные коммуникации и др.) Построение профиля лопатки производится в трех ее сечениях – корневом, среднем и периферийном( при рабочем проектировании лопаток требуется не менее 7 -8 сечений). 9.3.I. Построение профилей лопаток. I. Выбирается ширина решетки в корневом сечении Sk S k S k* LП , где S k* Sk L*k – относительная ширина какой-либо известной лопатки в корневом сечении. 2. Проводятся линии фронта АВ и CD (рисунок 9.4). Выбирается угол ε (рисунок 9.2) и определяются значения ширины решетки на среднем и периферийном радиусах. После этого можно приступать к 65 построению профиля на любом из трех радиусах – корневом, среднем, или периферийном. 3. Определяется в первом приближении установочный угол . Строится план скоростей и находится вектор средней геометрической скорости m и соответственно угол m . 4. Проводится установочная линия под углом к линиям фронта. 5. Через точки пересечения линий фронта и установочной линий проводятся линии F 01 и mn под углами 1Л и 2 Л соответственно (рисунок 9.4). 6. Выбираются радиусы закругления входной и выходной кромок r1 и r2 . r1=0.5 ÷ 1.8 мм. r2=0.3 ÷ 0.5 мм. 7. Проводятся окружности очерчивающие входную и выходную кромки. Причем окружности должны касаться установочной линии или линий фронта, а их центры должны находиться на прямых F 01 и mn. 8. Из полученного рисунка определяем хорду b. 9. Выбирается толщина корневого, среднего или периферийного сечения профиля Cmax . Для корневых сечений лопаток АГТД можно рекомендовать 3.5 мм Сmax 6.5 мм. 10. Определяется относительная толщина профиля в корневом сечении Сmax Cmax b II. Определяется оптимальная густота t t (только для одного сечения) b 1 sin 1 3 180 t 0,55 1 Cmax 180 1 2 sin 2 12. Определяется шаг решетки и число лопаток z (только для одного сечения) t t b; z 2 r t 13. Производится построение окружностей радиусов r1 и r2 линий F 01 и mn на расстоянии шага от построенных. 66 14. Выбирается угол 2 . Под углом 2 /2 проводятся касательные к окружности радиуса r2 kg и kl 2 5 6 15. Определяется ширина горла аГ . Радиусом ( аГ r2 ) из точки 02 проводится дуга окружности. 16. Выбирается угол отгиба Л Л 8 10 . Рисунок 9.4. Схема построения профиля турбинной решетки по дугам параболы. К линии АВ под углом ( 2 Л 2 2 Л ) проводится касательная к дуге окружности радиуса ( аГ r2 ). Через точку касания Р должна пройти линия спинки лопатки. 17. Выбираем угол 1 1 10 30 . Далее к окружности радиуса r1 проводим касательные под углом 1 /2 к линии O1 F . Большие значения 1 относятся к корневым сечениям . Точки касания g и l к окружности радиуса r1 являются 67 начальными точками контуров спинки и корытца лопатки. 18. Выбираются кривые (парабола, дуга окружности, степенной полином), по которым будет очерчиваться спинка и корытце профиля. 9.3.1.1. Построение спинки и корытца по дугам параболы (рисунок 9.4). 19. Продолжаются до взаимного пересечения в точке N линии mf и kq. Отрезки qN и Nf делятся на одинаковое число равных частей и точки деления соединяются последовательно друг с другом так, как это показано на рисунке 9.4. Огибающая проведенных отрезков прямых и является искомой параболической дужкой. Если окажется, что построенная таким образом парабола не касается окружности диаметра аГ (не проходит через точку Р), то надо либо изменить наклон линии mN, что сводится к изменению углов 2 и Л , либо описывать спинку профиля двумя параболическими дугами fp и pg. При построении спинки по двум параболическим дугам, каждая из парабол аналогичным образом вписывается соответственно в углы, образованные отрезками fd. и dp и отрезками pz и zq. 20. Проводится окружность диаметром Сmax на расстоянии Хс. Хс можно выбрать из диапазона Хс = (0,25 ÷ 0,35)• b или определить по зависимости: Хс/b=0.1092+0.05778•β1к+0.1911•β2к - 0.1525•t/b+0.2188•Cmax/b+0.2691•δл Через точку касания этой окружности и спинки лопатки проводим диаметр и нормаль к диаметру касательную в точке X. Продолжаются отрезки kl и mh до взаимного пересечения в точке Y. Если окажется, что касательная к окружности в точке X делит отрезки lу и yh пополам , то вогнутая часть профиля опишется одной дугой параболы. Если каждый из отрезков lу и yh окажется разделенным на неодинаковые части, то вогнутая часть профиля строится по двум дугам параболы lх и хh по методике аналогичной построению двух параболических дуг спинки лопатки. 68 9.3.1.2. Построение корытца по дугам окружностей (рисунок 9.5.) Рисунок 9.5. Схема построения корытца по дугам окружностей Проводится окружность диаметром Сmax касательная к спинке профиля на расстоянии Xс от передней кромки. Из точки h восстанавливаем перпендикуляр к линии mhn . Подобрав радиус Rв из центра О3 описываем дугу, касательную к линии mhn в точке h и к окружности диаметром Сmax. Затем из точки l восстанавливаем перпендикуляр к линии kl, точка пересечения которого O3′ с линией O3F и будет центром дуги радиусом Rв′, сопрягающейся с дугой радиусом Rв и окружностью r1 в точке l. Построенные каким-либо из рассмотренных выше графических способов профили лопатки затем проверяются на соблюдение достаточной степени конфузорности межлопаточного канала. Для этого эквидистантно кривой остных качеств, а также качества течения в полученном межлопаточном канале турбины. Проверка качества течения осуществляется посредством расчетных продувок полученной решетки лопаток. В результате проведенной проверки профили, как правило, корректируются. 69 ЛИТЕРАТУРА. 1.. Э.А. Манушин, И.Г. Суровцев. Конструирование и расчет на прочность турбомашин газотурбинных и комбинированных установок.1990 г.. 2. В.И. Локай, М.К. Максутова, В.А. Стрункин. Газовые турбины летательных аппаратов. Казань, КАИ, 1991г.. 3. Ю.А. Ржавкин, В.А. Стрункин. Конструкция типовых узлов турбомашин ГТД. Казань, КАИ,1978 г.. 4.Копелев С.З., Тихонов Н.Д. Расчет турбин авиационных двигателей. М. Машиностроение, 1974. 5. Аронов Б.М., Жуковский М.И., Журавлев В.А.. Профилирование лопаток авиационных газовых турбин. М. Машиностроение, 1975. 6.Арсеньев Л.В., Тырышкин В.Г.. Газотурбинные установки. Конструкция и расчет. Справочное пособие. Л., Машиностроение, 1978 г.. 7. Светлогорский Л.Л. Конструкция газовых турбин АГТД. М., МАМИ, 1986 г.. 70 Кустарев Юрий Степанович Костюков Андрей Вениаминович ОСЕВЫЕ ТУРБИНЫ ТРАНСПОРТНЫХ ГТД. Учебное пособие по дисциплине «Тепловые двигатели» для студентов специальности 150100 и по дисциплине «Динамика и прочность турбомашин» для студентов специальности 101400. Стр.70, МГТУ «МАМИ», 2006г. Лицензия ЛР № 021209 от 17 апреля 1997 г. Подписано в печать Усл. п.л. Бумага типографская Заказ 60 Уч.-изд.л. Формат 60х90/16 МГТУ «МАМИ», Москва, 105839, Б. Семеновская, 38. Тираж 50 71 72
