Особенности проектирования рабочих лопаток

При проектировании лопаток учитывается новейшие достижения в области газовой динамики лопаточных машин, теории колебаний, прочности, тепло техники, материаловедения, с учетом современных возможностей технологий изготовления. Компрессорные и турбинные лопатки делятся на 2 большие группы: рабочие лопатки колес и статорные лопатки. Рабочие лопатки работают в сложных условиях, поэтому их проектированию уделяется особое внимание, а для статорных лопаток многие проблемы отсутствуют. К конструкции рабочих лопаток предъявляются следующие требования:

1. Совершенные газо-динамические характеристика, обеспечивающие необходимое преобразование воздушного или газового потока в ступени с минимальными потерями, выполнение этого условия приводит к достижению высоких КПД компрессора и турбины Д

2. Высокая надежность конструкции лопаток- это способность определенная длительное время выдерживать очень большие статические нагрузки, работать в условиях вибрации и больших динамических напряжений. Для турбинных лопаток к этим требованиям добавляется требование сохранения работоспособности при предельно высоких температурах с частой сменой температурных режимов при наличии явления ползучести материалов.

3. Технологичность конструкции – это возможность изготовления всех элементов лопатки как единого целого при помощи современных методов и средств с обеспечением плавности изменения заданных форм пера по длине лопатки, необходимые точности всех размеров, качество и чистота поверхности.

4. Живучесть конструкции - это способность сохранить работоспособность и надежность в процессе при условии появления возможных, заранее обусловленных повреждений, таких как забои, водяной и пылевой эрозии и атмосферной коррозии.

Особенность проектирования лопаток состоит в том что все эти требования должны быть максимально обеспечены в процессе проектирования. Это вызвано тем, что доводка пера лопатки по геометрии для исправления аэродинамических свойств или повышение прочности вызовет изменение характеристик ступени или повышение прочности вызовут изменение характеристик ступени и ее координацию с другими ступенями Компрессора или турбины. А изменение размеров конструкции замковой части лопатки потребует существенных изменений конструкции дисков, а это практически невозможно. В процессе проектирования широко используется методы все сторонней оценки качества и работоспособности лопатки, при этом применяется упрощенные методы предварительных расчетов, а так же проводятся расчеты с применением объемных моделей течения воздуха или газа в каналах рабочего колеса. Благодаря современным методам расчета появились совершенно новые конструкции рабочих лопаток, существенно отличающиеся по форме и аэродинамических характеристикам от предыдущих лопаток. Трудность расчета лопаток заключается в том, что полученная геометрическая форма крыла оказывается большое влияние на прочность лопатки. В случае высоко-температурных турбинных лопаток работоспособность и долговечность оценивается на основе теории термической прочности с учетом ползучести материалов. Другая особенность проектирования лопатки заключается в том, что необходимо одновременно решать многие проблемы, от которых зависит качество лопатки, поэтому методика проектирования строится по следующему алгоритму: вначале решаются вопросы формы профилей лопатки, затем определяется форма пера в целом, уточняются аэродинамические и прочностные характеристики лопаток, в последнюю очередь проектируется хвостовик и другие элементы конструкции. Окончательная оценка результатов проектирования производится наиболее современными расчетными методами и проверкой экспериментом.

Рабочая лопатка состоит из пера и хвостовика. Перо – профильная часть лопатки, которая плавно сопрягается с хвостовиком для снижения концентрации напряжения. лопатки могут иметь бандажные полки. Для лопаток компрессора они расположены примерно на 1/3 длины от верхнего конца лопатки. На лопатках турбины полки находятся на периферии пера лопатки. Полки на лопатках делаются для снижения вибро-напряжений, для уменьшения перетекания газа в радиальном зазоре, поэтому на наружной поверхности периферийных бандажных полках часто выполняются гребешки лабиринтного уплотнения. Опыт эксплуатации показывает что КПД турбины с бандажными полками на 1-2% больше чем с лопатками без бандажной полки. Лопатки турбины иногда имеют переходную часть между пером лопатки и хвостовиком. Все рабочие лопатки проходят контроль по массе, по условию балансировки роторов. Допустимый разброс лопаток одного комплекта составляет +- 5-6 грамм. Заготовки рабочих лопаток получаются штамповкой для лопаток компрессора и точным литьем для лопаток турбин. Это дает возможность получения профиля пера требуемой формы и размеров с точностью +- 0.1мм. Расчет на прочность лопаток турбины имеет свою особенность, например: допускаемое напряжение выбирается из условия работы материалов при высоких температурах с учетом длительной прочности. При проведении расчетов выбирается место сечения лопатки (опасное сечение) которое наиболее вероятно будет подвержено максимальной деформации.

Опасные сечения лопаток турбины определяются с учетом изменения температуры лопаток по длине, изменение предела прочности материала, в зависимости от температуры и длительности работы в часах, а так же изменение растягивающих и изгибающих напряжений по длине лопатки. Обычно опасное сечение находится на расстоянии 20-30% длины лопатки от корневого сечения. Известно, что прочность лопаток и место опасного сечения зависит от распределения температуры газа по длине лопатки. Проведенные эксперименты показали, что сечение лопатки, в котором имеется, максимальное значение температуры перемещается по длине лопатки при изменении частоты вращения, так как от величины частоты вращения, так как от частоты вращения зависит изменение температурного поля перед турбиной. Расчет лопаток на прочность проводится в основном по компьютерным программам. После расчета профильной части лопатки производится расчет полки лопатки турбины и замка лопатки различными методами.

Рассмотрим расчет полки лопатки турбины. С этой целью изобразим лопатки турбины с бандажной полкой.

(рисунок)

Полка лопатки имеет толщину ∆, средний радиус R_ср и ширину полки b. Для расчета полки лопатки на прочность необходимо провести плоскость AD по середине полки, тогда можно сказать, что часть полки ABCD при вращении ротора с угловой скоростью Ɯ будет создавать центробежную силу p, которая приложена к центру тяжести в точке Б. расстояние от центра тяжести до плоскости AD обозначается буквой h. Центробежная сила p будет изгибать полку лопатки. Изгибающий момент будет равен M_u=Ph. Центробежная сила – P

Допускаемое напряжение изгиба зависит от применяемого материала температуры лопаток и предела текучести для данного материала при заданном ресурсе работы двигателя, например: для наиболее применяемых сплавов допускаемое напряжение изгиба 2500 МПа при температуре 800 C^o. Однако, не смотря на то, что такие характеристики как ползучесть, усталость, и термические напряжения хорошо известны, все проводимые расчеты не дают возможность точно определить работоспособность лопатки турбины, поэтому эта величина проверяется при испытаниях турбины в натуральных условиях, а так же в процессе доводки Двигателя. Кроме, вышеприведенных расчетов, производятся расчеты на прочность замка лопатки, обычно лопатки соединяются с диском. У компрессоров соединение типа- ласточкин хвост, а у турбин при помощи ёлочного замка. Напряжение в замке лопатки зависит от действующих сил, от конструкции замка, и от характера посадки ножки лопатки в пазу диска. Обычно расчет замка лопатки ведут с учетом только центробежной силы, а составляющую от газодинамических сил исключают. При расчете замка определяется:

1. Номинальное напряжение растяжения от центробежных сил, масса лопатки в перемычке диска.

2. Напряжение смятия на площадках контакта лопатки с диском от центробежных сил лопатки.

3. Напряжение изгиба от центробежных сил лопатки

В случае шарнирного соединения лопатки с диском рассчитываются напряжения срезов в штифте и напряжение растяжения хвостовика лопатки.

Основные понятия о потери устойчивости быстровращающихся роторов