Центробежное рабочее колесо газотурбинного двигателя

Полезная модель относится к двигателестроению, а именно к центробежным колесам газотурбинных двигателей (ГТД), и может быть использована в турбокомпрессорах, вентиляторах и насосах ГТД.
Центробежные ступени, одним из главных элементов которых является центробежное колесо, представляют собой совершенную машину для сжатия газа. В силу требования высокой эффективности центробежные рабочие колеса выполняют с многорядной решеткой (с двухрядной решеткой, состоящей из основной и укороченной лопаток, или с трехрядной решеткой, состоящей из основной, укороченной и короткой лопаток). Ряды в многорядной решетке характеризуются взаимным положением относительно основной лопатки и входа в рабочее колесо, а также профилем лопатки. Взаимное положение рядов в многорядной решетке оказывает существенное влияние на эффективность центробежной ступени. Также существенное влияние на эффективность центробежной ступени оказывает применение закрытого колеса (колеса с покрывным диском).
Оптимизация положения рядов в многорядной решетке позволяет спроектировать и изготовить высокоэффективное центробежное колесо с более равномерным полем скоростей и давлений на выходе из рабочего колеса в окружном направлении и по высоте канала. При этом выполнение колеса с покрывным диском позволяет дополнительно увеличить эффективность двигателя за счет повышения мощности двигателя и снижения расхода топлива.
Известно рабочее колесо осевого компрессора, содержащее установленные на ступице двухрядную лопаточную решетку, имеющую основные криволинейные лопатки, образующие межлопастные каналы, и установленные в каналах укороченные криволинейные лопатки причем выходные кромки основных и укороченных криволинейных лопаток находятся на одной линии фронта, а входные кромки смещены в осевом направлении (RU 2050474, 1995). Известное техническое решение характеризуется определенным углом выхода криволинейных лопаток, отношением ширины основных криволинейных лопаток к ширине укороченных криволинейных лопаток, относительным шагом укороченных криволинейных лопаток и отношением тангенциальной проекции части основной криволинейной лопатки от входа кромки до точки пересечения с окружностью входных кромок укороченных криволинейных лопаток к шагу основных криволинейных лопаток по окружности расположения входных кромок укороченных криволинейных лопаток.
Существенным недостатком известного технического решения является низкая эффективность работы колеса, обусловленная указанными геометрическими параметрами, определяющими положение рядов в решетке, а также отсутствием покрывного диска, что не позволяет в полной мере использовать преимущества многорядного рабочего колеса.
Известно рабочее колесо центробежного насоса, содержащее установленные между покрывным и ведущим дисками основные криволинейные лопатки, образующие межлопастные каналы, и установленные в каналах укороченные криволинейные лопатки, причем выходные кромки всех лопаток находятся на наружной окружности рабочего колеса, укороченные криволинейные лопатки установлены ближе к смежным основным криволинейным лопаткам в направлении вращения колеса, а входная кромка укороченной криволинейной лопатки смещена в радиальном направлении на определенное расстояние (RU 2594248, 2016). В известном техническом решении расстояние по наружной окружности рабочего колеса от выходной кромки основной криволинейной лопатки до выходной кромки укороченной криволинейной лопатки в направлении вращения рабочего колеса составляет от 1,2 до 1,4 расстояния от выходной кромки укороченной криволинейной лопатки до выходной кромки смежной с ней основной криволинейной лопатки в направлении вращения колеса, а входная кромка укороченной криволинейной лопатки расположена от оси рабочего колеса в радиальном направлении на расстоянии, составляющем от 0,25 до 0,42 диаметра наружной окружности рабочего колеса, что позволяет повысить напор, создаваемый центробежным насосом. При этом применение покрывного диска позволяет увеличить к.п.д. рабочего колеса на 1-1,5%.
Существенным недостатком известного технического решения является невозможность его реализации для центробежного колеса ГТД в связи с существенными отличиями в габаритах и протяженности проточной части последнего. Таким образом, определенные соотношения геометрических параметров, указанные в известном техническом решении и определяющие радиальную протяженность лопаток в решетке, не позволяют в полной мере использовать преимущества многорядного рабочего колеса.
Наиболее близким по технической сущности и назначению к заявляемой полезной модели является центробежное рабочее колесо газотурбинного двигателя, содержащее установленные на ведущем диске основные криволинейные лопатки, образующие межлопастные каналы, и установленные в каналах укороченные и короткие криволинейные лопатки, причем выходные кромки всех лопаток находятся на наружной окружности рабочего колеса, укороченные криволинейные лопатки установлены ближе к смежным основным криволинейным лопаткам в направлении вращения колеса, а входные кромки укороченной криволинейной лопатки и короткой криволинейной лопатки смещены относительно оси рабочего колеса в радиальном направлении на определенные расстояния (ЕР 0205001, 1986). Известное техническое решение позволяет более равномерно распределять поток по периферии рабочего колеса. При этом расстояние между выходными кромками укороченной и короткой лопаток и величина смещения укороченной и короткой лопаток в радиальном направлении не определены.
Существенным недостатком известного технического решения является его эффективность только в диапазоне низких скоростей потока, что не позволяет использовать преимущества многорядной решетки в высоконапорном центробежном рабочем колесе.
Техническая проблема, решение которой обеспечивается при осуществлении заявляемой полезной модели, заключается в повышении эффективности работы высоконапорного центробежного рабочего колеса ГТД за счет уменьшения потерь в периферийной области рабочего колеса и снижения расхода топлива.
Технический результат, достигаемый при осуществлении предлагаемой полезной модели, заключается в обеспечении диапазона устойчивости работы центробежного рабочего колеса путем создания равномерного поля скоростей и давлений на выходе в окружном направлении и по высоте межлопастного канала.
Заявленный технический результат достигается за счет того, что центробежное рабочее колесо газотурбинного двигателя содержит установленные на ведущем диске основные криволинейные лопатки, образующие межлопастные каналы, и установленные в каналах укороченные и короткие криволинейные лопатки, причем выходные кромки всех лопаток находятся на наружной окружности рабочего колеса, укороченные криволинейные лопатки установлены ближе к смежным основным криволинейным лопаткам в направлении вращения колеса, а входные кромки укороченной криволинейной лопатки и короткой криволинейной лопатки смещены относительно оси рабочего колеса в радиальном направлении на определенные расстояния, при этом расстояние по наружной окружности рабочего колеса от выходной кромки укороченной криволинейной лопатки до выходной кромки короткой криволинейной лопатки и расстояние от последней до выходной кромки основной криволинейной лопатки равны между собой и составляют 1,18-1,22 расстояния от выходной кромки укороченной криволинейной лопатки до выходной кромки смежной с ней основной криволинейной лопатки в направлении вращения рабочего колеса, величина смещения входной кромки укороченной криволинейной лопатки и короткой криволинейной лопатки в радиальном направлении составляет соответственно 0,4 и 0,54 радиуса наружной окружности рабочего колеса, а центробежное рабочее колесо газотурбинного двигателя снабжено покрывным диском.
Существенность отличительных признаков полезной модели подтверждается тем, что только совокупность всех признаков, описывающая полезную модель, позволяет повысить эффективность работы высоконапорного центробежного рабочего колеса ГТД за счет уменьшения потерь в периферийной области рабочего колеса и снижения расхода топлива при обеспечении диапазона устойчивости его работы путем создания равномерного поля скоростей и давлений на выходе в окружном направлении и по высоте межлопастного канала.
Настоящая полезная модель поясняется следующим подробным описанием центробежного рабочего колеса газотурбинного двигателя со ссылками на фигуры 1-6, где
на фиг. 1 представлена схема центробежного рабочего колеса;
на фиг. 2 представлен покрывной диск;
на фиг. 3 представлена расчетная схема системы крыльев (биплан);
на фиг. 4 представлен график зависимости относительной величины подъемной силы от расстояния между профилями, приведенного к хорде крыла;
на фиг. 5 представлены графики распределения скоростей потока в межлопастных каналах в зависимости от величины смещения лопаток:
а) в центробежном рабочем колесе известного технического решения (ЕР 0205001);
б) в центробежном рабочем колесе предложенного технического решения;
на фиг. 6 представлено центробежное рабочее колесо в сборе с покрывным диском.
1
2
Центробежное рабочее колесо газотурбинного двигателя содержит установленные на ведущем диске 1 основные криволинейные лопатки 2, образующие межлопастные каналы 3, и установленные в каналах укороченные криволинейные лопатки 4 и короткие криволинейные лопатки 5 (см. фиг. 1). Выходные кромки лопаток 2, 4 и 5 находятся на наружной окружности рабочего колеса. При этом укороченные криволинейные лопатки 4 установлены ближе к смежным основным криволинейным лопаткам 2 в направлении вращения колеса, а входные кромки укороченной криволинейной лопатки 4 и короткой криволинейной лопатки 5 смещены относительно оси рабочего колеса в радиальном направлении на определенные расстояния. Расстояние (L) по наружной окружности рабочего колеса от выходной кромки укороченной криволинейной лопатки 4 до выходной кромки короткой криволинейной лопатки 5 и расстояние (L) от последней до выходной кромки основной криволинейной лопатки 2 равны между собой и составляют 1,18-1,22 расстояния (L) от выходной кромки укороченной криволинейной лопатки 4 до выходной кромки смежной с ней основной криволинейной лопатки 2 в направлении вращения рабочего колеса, т.е.
1
2
L=L=(1,18-1,22)*L.
1
2
Величина смещения (H) входной кромки укороченной криволинейной лопатки 4 и величина смещения (H) входной кромки короткой криволинейной лопатки 5 в радиальном направлении составляет соответственно 0,4 и 0,54 радиуса наружной окружности рабочего колеса. Центробежное рабочее колесо газотурбинного двигателя снабжено покрывным диском 6 (см. фиг. 2).
Оценка взаимного влияния рядов лопаток в многорядном рабочем колесе основана на исследовании системы крыльев (биплан), с одинаковыми геометрическими характеристиками (хордой, углами поворота потока). Как показано рядом авторов (см. Карафоли Е. «Аэродинамика крыла самолета», М., изд-во АН СССР, 1956 г., Глауэрт Г. «Основы теории крыльев и винта», Гос. Науч. Изд. М., Л, 1931 г.) - в системе крыльев верхнее крыло имеет большую подъемную силу чем нижнее крыло. В качестве иллюстрации данного утверждения рассматривается система из двух близко расположенных профилей (см. фиг. 3). Рассмотрен биплан-тандем с хордами, отнесенными к системе осей, начало которой расположено в середине между плоскостями биплана, а ось абсцисс совпадает с линиями плоскостей, где m - положение центра давления на профиле, приведенное к хорде крыла.
Величины подъемных сил  и  действующих соответственно на первый и второй профиль, определяют следующим образом:
3
где ρ - плотность воздуха, кг/м;
р - расстояние от начала оси координат до задней кромки крыла, приведенное к хорде крыла;
q - расстояние от начала оси координат до передней кромки крыла, приведенное к хорде крыла;
0
V - скорость потока, м/сек;
α - угол атаки,
причем комплекс ν определяют выражением
где Е' - эллиптический интеграл второго рода;
К' - эллиптический интеграл первого рода.
Значение указанных интегралов определяют в соответствующих таблицах. Зависимость комплекса ν от расстояния 2q между профилями, приведенного к хорде крыла, проиллюстрирована графиком (см. фиг. 4). На основании приведенной зависимости определяют в относительном виде изменение величин циркуляций при взаимном смещении профилей. Положительное смещение соответствует увеличению расстояния между профилями, отрицательное - уменьшению. Зависимость изменения отношения подъемных сил в паре расположенных последовательно профилей оценивают изменением комплекса
(1+ν)/(1-ν)/(1+ν(1))/(1-ν(1)),
где исходному значению расстояния от начала оси координат до передней кромки крыла соответствует соотношение сил равное единице:
(q=1)
Значения комплекса
(1+ν)/(1-ν)/(1+ν(1))/(1-ν(1))
выше единицы соответствуют уменьшению циркуляции нижнего профиля и увеличению циркуляции верхнего. Значения ниже единицы соответствуют увеличению циркуляции нижнего профиля и уменьшению циркуляции верхнего. При увеличении расстояния на 20% отношение сил (разница между подъемной силой на верхнем и нижнем профиле) уменьшается на 8%. Уменьшение на 20% приводит к увеличению отношения на 14%. Сближение профилей усиливает разницу в величинах циркуляции на соседних профилях, а увеличение расстояния выравнивает значение циркуляций. Анализ показывает, что с увеличением расстояния между профилями более чем на 20% соотношение подъемных сил изменяется существенно медленнее и увеличивать расстояние больше чем на 20% нецелесообразно.
Таким образом, целесообразно оптимизировать положение рядов в многорядной решетке центробежного рабочего колеса. Короткую лопатку целесообразно размещать возле стороны давления основной лопатки.
Оптимизация положения рядов лопаток в многорядной решетке существенно влияет на поле скоростей. Для центробежного рабочего колеса с равномерным расположением рядов лопаток и со смещением на 20% в сторону разряжения основной (длинной) криволинейной лопатки при равномерном поле скоростей и давлений на входе в центробежное рабочее колесо получены следующие результаты (см. фиг. 5).
рк
Анализ зависимости скоростей (Vs) потока внутри межлопастных каналов от расстояния (q) между лопатками, отнесенного к радиусу рабочего колеса показывает, что в известном техническом решении (ЕР 0205001) с равномерным расположением рядов лопаток распределение скоростей является менее благоприятным в связи с расположением максимальных и минимальных значений скоростей внутри межлопастных каналов (фиг. 5а). В предложенном техническом решении при смещении на 20% в сторону разряжения основной лопатки профили скоростей оказываются более наполненными (фиг. 5б). Разница между максимальными и минимальными значениями скоростей оказывается меньше, что приводит к снижению потерь в межлопастных каналах.
Таким образом, расстояние между стороной разряжения основной (длинной) криволинейной лопатки и укороченной криволинейной лопатки сокращается, а расстояние от стороны давления пар лопаток основная (длинная)-короткая и короткая-укороченная увеличивается на 20% по отношению к расстоянию между стороной разряжения основной (длинной) лопатки и укороченной лопатки, что является оптимальным согласно выше проведенному расчету. В этом случае профиль скоростей в межлопастном канале для оптимизированного рабочего колеса оказывается более наполненным. Это позволяет обеспечить диапазон устойчивости работы центробежного рабочего колеса путем создания равномерного поля скоростей и давлений на выходе в окружном направлении и по высоте межлопастного канала.
Анализ полученных характеристик типового высоконапорного центробежного колеса со смещенными на 20% к стороне разряжения длинной лопатки рядами многорядной решетки и на 20% к стороне давления основной (длинной) лопатки показывает, что диапазон устойчивой работы рабочего колеса увеличивается как в первом, так и во втором случае, но эффективность работы колеса увеличивается на 2% при смещении рядов к стороне разряжения основной (длинной) лопатки.
В качестве примера предлагается изготовление центробежного сварного многорядного закрытого центробежного колеса, представляющего собой набор отдельных секторов с оптимальным расположением основных, укороченных и коротких криволинейных лопаток с покрывным диском, который изготавливают отдельно.
Оптимальное радиальное и окружное расположение рядов определено из условий работы центробежного колеса посредством газодинамического расчета с учетом условий работы центробежного колеса. Критериями выбора положения рядов в многорядной решетке относительно входа в рабочее колесо приняты:
n
- критерий (C) аэродинамической нагрузки в окружном направлении
сп
где W - скорость потока со стороны разряжения (спинка), м/сек;
кор
W - скорость потока со стороны давления (корыто), м/сек;
cp
W - средняя скорость потока в межлопастном канале, м/сек;
m
- критерий (C) аэродинамической нагрузки в меридиональном направлении
вт
где W - скорость потока со стороны разряжения (нижняя поверхность рабочего колеса), м/сек;
пер
W - скорость потока со стороны разряжения (верхняя поверхность рабочего колеса), м/сек;
- критерий (Г) отрыва пограничного слоя на лопатке
где W - скорость потока возле основной лопатки многорядного центробежного колеса, м/сек;
X - расстояние вдоль основной лопатки многорядного центробежного колеса от входа, м;
δ - толщина потери импульса.
Предельные значения критериев составляют:
n
m
C<0,8; C<1,8; Г<|0,008|.
Если критерии превышают указанные значения, то в рабочем колесе начиная с заданного радиуса устанавливают короткую лопатку. При этом в соответствии с аэродинамическим расчетом определяют величины смещения входной кромки укороченной криволинейной лопатки и входной кромки короткой криволинейной лопатки в радиальном направлении, которые составляют соответственно 0,4 и 0,54 радиуса наружной окружности рабочего колеса.
Если критерии не превышают указанные значения, то в рабочем колесе не устанавливают короткую лопатку.
Критерием положения рядов в окружном направлении является равномерность поля скоростей на входе в центробежное колесо. Для равномерного поля скоростей, давлений и температур на входе в центробежное колесо оптимальным является смещение промежуточных (укороченных и коротких) лопаток на 20% от расстояния от выходной кромки укороченной лопатки до выходной кромки смежной с ней основной криволинейной лопатки в направлении вращения рабочего колеса.
При этом оптимальное радиальное смещение входной кромки укороченной криволинейной лопатки и входной кромки короткой криволинейной лопатки для обеспечения равномерного поля скоростей, давлений и температур составляет соответственно 0,4 и 0,54 радиуса наружной окружности рабочего колеса. Одновременно применение покрывного диска позволяет получить равномерное поле скоростей по высоте канала на выходе из рабочего колеса и увеличить мощность двигателя на 20% при снижении расхода топлива на 15%, а смещение входных кромок по радиусу и выходных кромок в окружном направлении - оптимизировать окружную неравномерность поля скоростей и других газодинамических параметров в окружном направлении.
Отдельные сектора могут быть последовательно собраны методом электронно-лучевой сварки в полное рабочее колесо (см. фиг. 6).
Изготовление закрытого рабочего колеса с оптимизированной многорядной решеткой методом электронно-лучевой сварки осуществляют последовательными технологическими операциями, включающими
изготовление отдельных блок-лопаток колеса с фрагментами покрывного диска;
сборку блок-лопаток в рабочее колесо;
сварку блок-лопаток между собой электронным лучом в определенной последовательности;
механическую обработку сварных швов.
При раздельном изготовлении рабочего колеса и покрывного диска последний приваривают электронно-лучевой сваркой к собранному многорядному рабочему колесу. Необходимо отметить, что способ изготовления закрытых центробежных колес ГТД методом электроннолучевой сварки обеспечивает равнопрочность сварного соединения, минимальные напряжения и деформации конструкции, высокое качество и надежные методы контроля.
Таким образом, оптимизация положения рядов лопаток в центробежном рабочем колесе ГТД и снабжение колеса покрывным диском увеличивает мощность двигателя и снижает расхода топлива за счет обеспечения диапазона устойчивости работы путем более наполненного профиля скоростей в межлопаточных каналах, и повышает к.п.д. за счет уменьшения потерь в периферийной области рабочего колеса, что позволяет решить проблему повышении эффективности работы центробежного рабочего колеса ГТД.