РАБОЧЕЕ КОЛЕСО ТУРБОМАШИНЫ С ПАРНЫМИ ЛОПАТКАМИ

Заявляемое техническое решение относится к газотурбинной технике, а именно к устройству рабочего колеса турбомашины, содержащему бандажированные рабочие лопатки с особым размещением в роторе турбомашины их комлевых частей (хвостовиков) и, в частности, к конструкциям, в которых в одном пазу диска колеса установлена пара лопаток.
Известно устройство рабочего колеса турбомашины, где представлено крепление составных лопаток, с общей газодинамической геометрией, в один паз диска парой замковых частей (см. патент DE №2044963, заявитель Brown Boveri-Sulzer Turbomaschinen AG, заявлен 11 сентября 1970 года, опубликован 16 декабря 1971 года).
Хвостовики каждой части одной составной лопатки, входной и выходной, симметричны друг другу. При этом встречные поверхности каждой части хвостовиков лопатки в основном плоские и прилегают друг к другу, придавая таким образом конструкции дополнительную вибростойкость за счет их трения. Противоположные стороны хвостовиков имеют елочную форму и взаимосвязаны с соответствующими встречными поверхностями елочного паза диска.
Однако, в том виде, как представлено в патенте DE №2044963, выполнение рабочего колеса турбомашины приводит к увеличению веса конструкции, а составная рабочая часть лопатки вызывает газодинамические потери и нетехнологична.
Обычно рабочие лопатки колеса турбомашины содержат бандажные полки для повышения КПД и надежности работы вследствие:
- уменьшения подтекания газа через радиальный зазор с корыта лопатки на спинку;
- снижения динамических нагрузок на лопатку от неравномерности газового потока при наличии контакта по бандажным полкам соседних лопаток.
Известно также рабочее колесо турбины (см. патент US №4533298, заявитель Westinghouse Electric Corp., заявлен 2 декабря 1982 года,
опубликован 6 августа 1985 года). Рабочие лопатки имеют каждая концевые трактообразующие бандажные полки. Эти полки, в основном четырехгранные, не содержат концентраторов напряжений. При этом они позволяют достигнуть высокой износостойкости контакных поверхностей за счет увеличения их площади.
Контакт между бандажными полками обеспечивается за счет раскрутки верхней части пера относительно нижней, при этом сохраняется главный недостаток - повышенные напряжения в пере и неравномерные напряжения в хвостовике вследствие момента от раскручивания пера.
Известна также конструкция бандажированных рабочих лопаток (см. патент GB №2072760, заявитель Rolls-Roys Ltd, заявлен 29 марта 1980 года, опубликован 7 октября 1981 года), где контакт между бандажними полками обеспечивается за счет натяга между всеми соседними контактными поверхностями бандажных полок, и таким образом бандажные полки представляют собой единое кольцо.
Такая конструкция сложна при сборке, а также в ней создается момент кручения, что вызывает повышенные напряжения в пере и снижает надежность крепления рабочих лопаток в пазах диска.
Известна также конструкция рабочего колеса, содержащего бандажированные рабочие лопатки (см. патент US №5211540, заявитель Rolls-Royce pie, заявлен 11 декабря 1991 года, опубликован 18 мая 1993 года), где связь создается только между соседними парами полок. Контакт между бандажными полками этих пар лопаток обеспечивается за счет сварки. Таким образом, вместо отдельно стоящих лопаток образуется более жесткая рамная конструкция с лучшей вибростойкостью и с повышенной надежностью крепления лопаток в пазах диска. Однако и такая конструкция имеет некоторые недостатки:
- наличие сложностей в осуществлении сварки жаропрочных материалов, из которых изготавливаются такие лопатки;
необходимость особо тщательной подгонки свариваемых поверхностей бандажных полок;
- вероятность разрушения сварочных швов при повышенных температурных и динамических нагрузках во время работы двигателя;
- повышенные напряжения в перьях лопаток;
- низкая ремонтопригодность конструкции вследствие ее сложности.
Несмотря на это данное техническое решение по совокупности признаков и близости технических результатов было выбрано в качестве прототипа. Перед автором стояла задача усовершенствовать конструкцию рабочего колеса турбомашины таким образом, чтобы получить совокупный технический результат, состоящий из нескольких взаимосвязанных технических результатов.
Основным техническим результатом является повышение демпфирующих характеристик лопаток рабочего колеса, а также снижение статических нагрузок в пере за счет эффективного использования одновременного взаимодействия между собой как плоских поверхностей хвостовиков парных лопаток в общем пазу, так и бандажных полок лопаток пары.
Сопутствующими техническими результатами является:
1. Снижение влияния на контакт между бандажными полками:
- температурного расширения диска;
- погрешности расположения пазов диска по окружности;
- погрешности разворота верхнего сечения пера относительно корневого.
2. Обеспечение технологичности узла благодаря простоте сборки рабочего колеса турбомашины, контролю расположения бандажной полки относительно хвостовика при улучшении ремонтопригодности конструкции.
Эти технические результаты могут быть достигнуты тем, что в рабочее колесо турбомашины, которое содержит парные лопатки с бандажными полками, установленные своими хвостовиками в пазы диска, причем внутри каждой пары лопаток между соседними торцами бандажных полок обеспечен гарантированный контакт, а бандажные полки между парами размещены раздельно, проведены следующие усовершенствования:
- каждая пара упомянутых лопаток установлена в один паз диска односторонними хвостовиками, которые с одной стороны имеют в основном плоские поверхности, размещенные в контакте между собой,
- бандажные полки каждой из лопаток пары выполнены со смещением навстречу друг другу относительно плоскости хвостовика своей лопатки на величину, которая определяется равенством:
а=(0,0001-0,002)Н,
где а - упомянутая величина встречного смещения бандажных полок парных лопаток;
Н - ширина бандажной полки рабочей лопатки в плоскости нормали к ее контактной торцевой поверхности.
- хвостовик каждой лопатки из пары со стороны, противоположной упомянутым плоским поверхностям, выполнены с елочными зубьями, а угол давления зубьев хвостовиков лопаток (термин по ГОСТ 23537-79) равен 30°-60°.
Сущность заявляемого технического решения поясняется чертежами, где на:
- фиг.1 показан общий вид рабочего колеса турбомашины;
- фиг.2 дан общий вид рабочей лопатки с односторонним хвостовиком;
- фиг.3 показан разрез пары рабочих лопаток, установленных в один паз диска;
- фиг.4 дан вид сверху на колесо турбомашины.
Настоящее техническое решение реализуется следующим образом. Рабочее колесо 1 (см. фиг.1) турбомашины содержит диск 2, по ободу которого через равные промежутки выполнены пазы 3 сложной елочной конфигурации. В каждый паз 3 установлены две парные рабочие лопатки: «левая» 4 и «правая» 4′. Каждая рабочая лопатка 4 содержит перо 5 (см. фиг.2), бандажную полку 6, хвостовик 7 и полку хвостовика 8. Хвостовик 7 односторонний и выполнен с одной стороны в виде елочки 9 с углом давления зубьев α (см. фиг.3). С противоположной стороны поверхность 10 хвостовика выполнена в основном плоской. Эта поверхность 10 и соответствующий торец 11 полки хвостовика находятся в одной плоскости L.
Бандажные полки 6 и 6' парных лопаток 4 4' изготавливают смещенными от плоскости хвостовиков L и L' на величину а и а' соответственно навстречу друг другу.
Между бандажными полками 6 и 6' описываемой пары лопаток 4 и 4' и прилежащими торцами бандажных полок 11 и 12 (см. сриг.4) соседних пар лопаток существуют тепловые зазоры d1 и d2.
Таким образом, пара рабочих лопаток 4 и 4', установленных в один паз 3, контактируют между собой хвостовиками 7 и 7' (см. фиг.3) в точке А и торцевыми поверхностями 13 и 13' бандажных полок 6 и 6' в точке В.
Между остальными конструктивными частями пары лопаток в статичном состоянии существует зазор.
При работе двигателя под действием центробежной силы перья 5 и 5' парных лопаток 4 и 4' упруго деформируются и поверхности 10 и 10' хвостовиков 7 и 7' прижимаются друг к другу по плоскостям L и L', и за счет этой деформации между торцевыми поверхностями 13 и 13' бандажных полок 6 и 6' появляется натяг.
При таких условиях на надежную работу конструкции и ее демпфирующие способности максимально влияют две величины:
1. Угол α давления зубьев обоих хвостовиков.
2. Величины смещений а и а'.
Расчеты и экспериментальные работы показали, что вышеприведенные технические результаты достигаются при:
1. Угле α равном 30°-60°
2. а=а'=(0,0001-0,002)Н,
где Н - ширина бандажной полки 6 или 6' лопатки 4 или 4' в плоскости нормали к ее контактной торцевой поверхности 13 или 13'.
Таким образом реализуется заявляемое техническое решение.
Пример 1.
Для проведения сравнительного тензометрирования (замера переменных напряжений) лопаток на испытательном стенде ГП «Ивченко-Прогресс» отобрали и установили в пазы диска:
1. Пары лопаток, изготовленные согласно заявляемому устройству, с величиной а, равной 0,0002Н, с углом давления α в 40°.
2. Пары лопаток с гарантированным зазором между их бандажными полками, равным 0,0021H.
Испытания проводились в составе собранной турбомашины в режимах, приближенных к реальным условиям ее эксплуатации.
Тензометрирование показало, что максимальные резонансные напряжения составили:
2
1. Для лопаток, изготовленных согласно заявляемому устройству - 3,1 кг/мм.
2
2. Для лопаток с зазорами - 5,1 кг/мм.
Таким образом, в заявляемой конструкции напряжения лопаток меньше на 39%.
Пример 2.
Для проведения сравнительного тензометрирования лопаток отобрали и установили в пазы диска:
1. Пары лопаток, изготовленные согласно заявляемому устройству, с величиной а, равной 0,00151H, с углом давления α в 55°.
2. Пары лопаток с гарантированным зазором между их бандажными полками, равным 0,002Н.
Испытания проводились в условиях, аналогичных описанным в примере 1.
Тензометрирование показало, что максимальные резонансные напряжения составили:
2
1. Для лопаток, изготовленных согласно заявляемому устройству - 3,6 кг/мм.
2
2. Для лопаток с зазорами - 5,4 кг/мм.
Таким образом, в заявляемой конструкции напряжения лопаток меньше на 33%.
Однако, как видно из результатов испытаний, увеличение величины а, т.е. натяга между торцевыми поверхностями 13 и 13' бандажных полок 6 и 6', приводят к увеличению напряжений в лопатках, и при превышении величины а указанного верхнего предела в 0,002Н, напряжения в лопатках отрицательно скажутся на ресурсе работы конструкции. А при величине а меньше указанного нижнего предела в 0,0001H проблематичным
оказывается обеспечение натяга на всех режимах работы турбомашины, что приводит к снижению демпфирующих характеристик конструкции.
Также из примеров испытаний видно, что величина угла α прямо пропорционально напряжениям в лопатках и верхний предел в 60° обусловлен уже изложенными причинами. Нижний предел в 30° определяется надежностью крепления лопаток в пазах диска.
Промышленная применимость заявляемой конструкции подтверждается положительными результатами ее испытаний при эксплуатации в рабочих режимах на двигателях ГП "Ивченко-Прогресс" семейств Д18Т, Д336 в течение 7000 часов, после чего конструкция сохранила свою работоспособность.