Роторы турбин

Ротор турбины состоит из вала и дисков с рабочими лопатками. Он обычно выполняется дискового или барабанно-дискового типа. Чис­ло дисков зависит от числа ступеней, конструкции дисков, типа тур­бины и колеблется от двух до шести.

Роторы турбины размещаются на двух самостоятельных опорах или на одной самостоятельной опоре и опоре, общей с компрессором. Задняя опора ротора может находиться за диском или перед ним. В слу­чае переднего расположения опоры (консольного расположения рото­ра, см. рис. 30) подшипник находится в более благоприятных темпера­турных условиях, но при этом ротор в работе получает значительные радиальные смещения, что вынуждает предусматривать большие мон­тажные радиальные зазоры во избежание задевания лопаток о стенки корпуса турбины. Тем не менее в большинстве конструкций приме­няют консольное расположение ротора в одновальном двигателе и ро­тора турбины высокого давления в двухвальном двигателе. Это объяс­няется более простым подводом и отводом смазки от опоры, облегче­нием монтажа, а также тем, что консольная подвеска дисков при задан­ной жесткости вала позволяет отнести критические обороты за пределы рабочих оборотов за счет действия гироскопического момента. Гироско­пический момент дисков направлен в сторону, обратную действию

из­гибающего момента от неуравновешенной центробежной силы. Но при числе дисков более трех при консольном расположении возникают за­труднения с обеспечением жесткости корпуса и ротора.

Большая жесткость получается при заднем расположении опоры (см. рис. 31). Но при этом затрудняются подвод и отвод смазки и охлаж­дение корпуса подшипника и силовых стоек, соединяющих корпус под­шипника с силовым корпусом двигателя.

Роторы турбин в зависимости от способа соединения дисков с валом и между собой делятся на разборные и неразборные. Разборный ротор обладает лучшей ремонтной технологичностью, но подвергается боль­шой разбалансировке в процессе ремонта и работы. Применение неразъемного ротора усложняет сборку турбины, уменьшает общий технический ресурс

Рабочие лопатки обеспечивают преобразование энергии газового потока в механическую работу турбины. Усилия, возникающие на лопатках, через диск передаются на вал турбины.

На рабочую лопатку действует аэродинамическая (газовая) сила, вызывающая напряжения изгиба и кручения. От действия центробеж­ной силы в лопатке возникают напряжения растяжения, изгиба и кру­чения. Самыми опасными являются напряжения растяжения от цент­робежных сил. Напряжения изгиба и кручения невелики, так как пу­тем рационального выбора профиля газовые силы уравновешиваются изгибающими моментами от центробежных сил.

Рабочие лопатки турбины подвержены вибрациям, которые воз­буждаются импульсным воздействием потока газа при прохождении их мимо сопловых лопаток. На вибрацию лопаток также оказывает влия­ние неодинаковый расход газа через каналы СА.

Температурные напряжения в лопатке вызываются ее неравномер­ным нагревом. Так, при запуске тонкие кромки профиля прогреваются быстрее средней массивной части. При этом менее нагретые слои, сдер­живая расширение более нагретых, вызывают в них напряжения сжа­тия. В менее нагретых слоях возникают напряжения растяжения.

Рабочие лопатки, кроме того, подвергаются одновременно кор­розионному и эрозионному действию газа. Учитывая тяжелые условия работы лопаток и их роль в двигателе (надежность и ресурс лопаток определяют надежность и ресурс двигателя), к конструктивным фор­мам лопаток, способу их крепления в диске, их материалам и техноло­гии изготовления предъявляют особо жесткие требования.

Рабочие лопатки турбины имеют те же конструктивные элементы, что и лопатки компрессора, т. е. замок и профильную часть (перо), но геометрические формы и пропорции их иные. Для рабочих лопаток турбин характерны более толстые и изогнутые профили, а также сильно развитые переходные части и хвостовики. Из соображений прочности и жесткости перо рабочей лопатки турбины выполняется с более резким уменьшением площадей сечений от корня к периферии. Свободный ко­нец лопатки заостряется для уменьшения перетекания газа по радиаль­ному зазору между лопаткой и корпусом турбины.

Длина лопатки определяется газодинамическим расчетом и зависит от весового расхода газа, его температуры, давления и осевой скорости в проточной части турбины. При высоких степенях повышения давле­ния воздуха в компрессоре рабочие лопатки турбины получаются ко­роткими, что позволяет, не снижая их надежности, увеличить темпера­туру газа перед турбиной.

Хорда лопатки определяется газодинамическим расчетом, причем величину хорды оценивают по величине удлинения лопатки, представ­ляющего собой отношение длины лопатки к хорде профиля в корневом сечении. В применяемых конструкциях величина удлинения находит­ся в следующих пределах: у ТРД—2, 3—4, 0, у ТВД—1, 5—4, 0, причем меньшие значения соответствуют первым ступеням турбины. Удлинение лопатки турбины стремятся выполнить по возможности наи­большим за счет уменьшения хорды профиля, так как при этом уменьшается ширина обода диска и, следовательно, вес ротора турбины. Однако этому препятствует возрастание напряжений изгиба в корне­вом " сечении лопатки и уменьшение частоты собственных колебаний лопатки, снижающее вибропрочность лопатки.

Для получения минимальных гидравлических потерь в РК жела­тельно увеличивать хорду лопатки от корня к периферии. Такие ло­патки, обеспечивая высокий к. п. д. турбины, имеют пониженную проч­ность и вибропрочность Рабочие лопатки с увеличивающейся от корня к периферии хэрдой обычно применяют при малой их длине. Длинные лопатки выполняются с постоянной по длине или уменьшающейся от корня к периферии хордой.

В результате профилирования лопатки по выбранному закону тече­ния газа лопатка получается закрученной по высоте, так что степень сужения каналов увеличивается по направлению к периферии. За­крутка необходима, чтобы обеспечить плавное обтекание лопатки на всех сечениях по ее длине. Кроме того, она исключает радиальное течение газа в РК за счет большого давления на больших ра­диусах.

В некоторых случаях, когда это возможно по условиям прочности, применяют бандажированные рабочие лопатки с полками на кон­цах. Потери от перетекания газов через радиальные зазоры у тур­бины с такими полками получаются меньше, и к. п. д. турбины не­сколько возрастет. Однако полки увеличивают нагрузку лопаток от центробежных сил.

Охлаждаемые рабочие лопатки позволяют уве­личивать рабочую температуру газа перед турбиной или применять для изготовления лопаток менее дефицитные материалы. Охлаждение лопаток в основном осуществляется воздухом, отбираемым из компрес­сора, хотя возможно охлаждение и жидкими охладителями (вода, топливо, расплавленные металлы, например натрий и др.).

Создание удачной конструкции охлаждаемых лопаток связано с большими конструктивными и технологическими трудностями, так как необходимы:

обеспечение равномерного поля температур по сечению; неравно­мерность приводит к появлению термических напряжений, которые могут свести к нулю эффект охлаждения;

сохранение необходимой прочности и вибропрочности;

технологичность конструкции.

В настоящее время применяют в основном два типа охлаждаемых рабочих лопаток: каркасные и составные. Каркасная лопатка (рис. 32, е) состоит из несущего стержня-каркаса и покрывающей его тонкостенной оболочки. Между каркасом и оболочкой имеются каналы для прохода охлаждающего воздуха. Такие лопатки по своим аэроди­намическим качествам мало уступают цельным, неохлаждаемым, но наличие на стержнях поперечных канавок сильно снижает их проч­ность. Составные лопатки (рис. 32, в) выполняются из двух отдельных частей. Каждую часть изготовляют отдельно, а затем на стыкуемых поверхностях выфрезеровывают каналы. После соединения обеих частей внутри лопатки образуются полости для прохода охлаждающего воз­духа.

Рис. 32. Охлаждаемые рабочие лопатки (поперечные сечения)

Кроме перечисленных способов охлаждения рабочих лопаток, воз­можно охлаждение при помощи защитной пленки (заградительное ох­лаждение). Такой способ основан на принципе создания защитного слоя охладителя между горячим газом и поверхностью лопатки. В этом случае в стенках лопаток имеется ряд щелей, через которые охладитель вдувается в пограничный слой газа у лопатки.

Охлаждение лопаток путем отвода тепла в обод диска является наи­более простым способом, однако эффективность его зависит от типа замка крепления лопатки и теплопроводности материала лопатки.

Замки лопаток являются весьма напряженным соедине­нием в двигателе. Наибольшую нагрузку замкового соединения вызы­вает центробежная сила рабочей лопатки, кроме того, высокая темпера­тура замка (600—700°С) заметно снижает его механическую проч­ность.

Замки должны обеспечивать передачу на диск больших центро­бежных сил рабочих лопаток при малом весе замка, а также хороший отвод тепла от лопатки в диск.

Штифтовый и цилиндрический замки (рис. 33, а, б) лопаток ГТД в настоящее время не находят применения, так как они увеличивают вес конструкции и значительно ослабляют обод диска, хотя способст­вуют хорошему отводу тепла от лопатки в диск.

Рис. 33. Типы крепления рабочих лопаток

Крепление лопаток при помощи сварки (рис.33, в) также не рас­пространено, так как не допускает замены лопаток в условиях экс­плуатации и требует сложного оборудования для организации процес­са сварки (пайки).

На турбинах современных ГТД для крепления лопаток к дискам применяются «елочные» замки (рис.33, г). Преимущества этого замка заключаются в следующем:

материал корневой части лопатки, имеющей клиновидную форму, а также периферийной части диска используется весьма рационально— лопатки и диск при таком замке получаются наиболее легкими;

малые размеры корневой части замка лопатки в плоскости диска позволяют разместить большое число лопаток;

свободная посадка лопатки в замке не препятствует расширению наиболее нагретой части диска у обода, благодаря чему температурные напряжения в лопатке устраняются, а в ободе диска уменьшаются;

свободная посадка лопатки в диске имеет место лишь при неболь­шой величине центробежной силы. Уже на малой скорости вращения лопатка самоустанавливается в замке так, что напряжение изгиба от центробежных сил оказывается минимальным;

благодаря свободной посадке и силам трения в замке происходит гашение колебаний лопатки и, следовательно, уменьшаются вибра­ционные напряжения. Амплитуды колебаний уменьшаются, потому что часть энергии колебаний расходуется на преодоление сил трения в замке лопатки;

так как по нерабочей части зубьев лопаток и диска имеются зазо­ры, можно осуществить охлаждение замка продувкой воздуха через эти зазоры;

возможна легкая замена поврежденных лопаток.

Наряду с этими преимуществами «елочный» замок имеет недостатки:

небольшая поверхность соприкосновения лопатки и диска по пло­щадкам зубьев приводит к плохому отводу тепла от лопатки в диск;

вследствие малого радиуса закруглений в зубьях ножки лопатки и диска имеет место большая концентрация напряжений, что может при­водить к появлению усталостных трещин;

для получения более равномерной нагрузки на зубья замка необхо­дима высокая степень точности обработки. При высокой температуре в месте крепления лопаток неравномерная нагрузка на зубья несколько выравнивается благодаря пластическим деформациям лопаток и дис­ка. Однако, как показывает практика, полная равнопрочность при этом не обеспечивается и наиболее нагруженными оказываются наи­более удаленный от центра диска зуб хвостовика лопатки и наиболее близкий к центру зуб перемычки обода, что подтверждается образова­нием трещин и обрывом лопаток и перемычек по месту расположения этих зубьев.

Диски служат для размещения рабочих лопаток и передачи с них на вал крутящего момента и осевой силы. Они нагружаются большими растягивающими усилиями от центробежных сил масс самого диска и размещенных на нем лопаток и изгибающим моментом от разности давлений газа перед рабочими колесами и за ними. В диске возникают также динамические напряжения, вызванные колебаниями, и значи­тельные температурные напряжения, обусловленные неравномер­ностью его нагрева по радиусу и толщине.

Рис. 34. Диски турбин

Наибольший перепад температур на диске и наибольшие темпера­турные напряжения имеют место через короткий промежуток времени (4—6 мин) после запуска двигателя. Этот перепад на 100—120° С боль­ше, чем на установившемся режиме, и достигает 450—500° С.

При запуске внешние слои диска, как более нагретые, стремятся расшириться в окружном и радиальном направлениях в большей сте­пени, чем внутренние менее нагретые слои, которые препятствуют такому расширению. Поэтому на ободе диска возникают большие.окружные напряжения сжатия. По мере прогрева диска величина тер­мических напряжений уменьшается.

Диски бывают цельные одновенечные (рис 34, а), двухвенечные (рис.34, б) и составные (рис.34, в). Наибольшее применение получили одновенечные цельные диски как наиболее простые надежные и лег­кие. Форма и размеры диска определяются конструктивными и проч­ностными соображениями. Он должен при малом весе обладать доста­точной жесткостью и прочностью. Ширина обода диска зависит от осевой ширины лопаток у корня и способа их закрепления. В сечении обод выполняется прямоугольным, трапециевидным (суживающимся к периферии или к центру диска) или в виде комбинации этих форм.

Для разгрузки диска от изгибающих моментов, создаваемых газо­выми силами, ц. т. обода диска смещают относительно оси симметрии сечения диска по направлению потока. При этом создаются разгружаю­щие моменты от центробежных сил, развиваемых массами обода.

Диски имеют наибольшую толщину в центре. В направлении к ободу толщина диска уменьшается. Это необходимо для приближе­ния диска к равнопрочному, т. е. к такому, у которого напряжения на любом радиусе равны.

Диски изготовляют ковкой или горячей штамповкой с последую­щей механической обработкой. На них делают фланцы или развитые бурты для соединения с валом или между собой. При необходимости на дисках предусматривают коль­цевые выступы с буртиками лаби­ринтного уплотнения, выступы для крепления дефлекторов, колец с лабиринтными гребешками или балансировочных грузиков.

В теле диска иногда выполняют отверстия для прохода охлаждаю­щего воздуха. Однако наличие от­верстий нежелательно, так как они являются концентраторами напря­жений и ослабляют диск.

Соединения дисков с валом имежду собойпередают большие на­грузки от крутящего и изгибающего моментов и осевой силы, работают в условиях повышенных температур, частых теплосмен и неравномер­ного нагрева, действия вибрационных нагрузок, возникающих из-за неуравновешенности ротора, пульсации давления газа и других причин.

К узлам соединения исходя из условий их работы, конструктивных и технологических соображений предъявляют очень строгие требова­ния, неполное удовлетворение которых может стать причиной разру­шения турбины и двигателя.

Узлы соединения диска с валом и дисков между собой должны:

обладать малым весом и надежно передавать крутящий момент, осевую силу и все другие действующие нагрузки;

сохранять центровку и балансировку ротора в горячем и холодном состояниях в процессе работы и не допускать прогибов (обладать боль­шой жесткостью);

обеспечивать минимальный нагрев подшипника теплом, переда­ваемым валу диском;

быть технологичными в производстве и простыми при разборке и сборке с сохранением балансировки при повторной сборке.

Рис. 35. Неразборные соединения дисков с валом:

а—прессовое соединение диска турбины с валом с двумя поясами центрирования; б—диск с валом выполнены за одно целое; в —вал приварен к фланцу на диске

Неразборные соединения дисков с валом. Широкое применение в турбинах получило неразборное фланцевое соединение диска с валом при помощи гладких радиальных штифтов 3 (рис.35). В этом соединении диск без отверстия своим развитым буртом напрессовывается на фланец вала, чем обеспечивается натяг по поса­дочным цилиндрическим поверхностям. Затем в совместно обработан­ные радиальные отверстия ставят с натягом гладкие радиальные штифты.

От перемещения под действием центробежных сил штифты фик­сируют либо кернением, либо резьбовыми пробками 4. Передача крутящего момента и осевой силы в этом соединении осуществляется за счет сил трения и работы штифтов на срез.

Центрирование диска обеспечивается посадкой его на вал по цент­рирующим поверхностям с натягом. Кроме того, предусмотрена дополнительная горячая центровка при помощи кольцевого бурта 1 в центре диска и выступа внутри вала, между которыми в холодном состоянии имеется зазор. Дополнительная центровка значительно уменьшает вибрацию диска.

Для уменьшения теплопередачи от диска на вал на торце фланца вала сделаны кольцевые канавки 2. Это снижает нагревание вала и подшипника турбины. Технология изготовления этого соединения сравнительно проста и не требует больших затрат.

В конструкциях, показанных на рис. 35, б и в, соединение диска с валом достигается без увеличения веса, но в них не обеспечивается раздельная отбраковка диска и вала в ремонте, кроме того, имеет место повышенный отвод тепла от диска к валу. Такие конструкции в отдельных случаях могут оказаться целесообразными (для маломощ­ных ГТД).

Разборные соединения дисков с валом упро­щают сборку двигателя и обеспечивают в ремонте раздельную отбра­ковку диска и вала, чем снижаются затраты на ремонт. Наиболее про­стыми являются фланцевые соединения при помощи винтов, болтов и шпилек. В этих соединениях передача крутящего момента осуществляется либо за счет трения по поверхности контакта диска с фланцем вала, либо за счет работы на срез призонных втулок или болтов. При передаче крутящего момента за счет сил трения для уменьшения потребной затяжки винтов (болтов) стык диска с валам размещают на большем радиусе при большой поверхности контакта сопрягаемых деталей.

Рис. 36. Разборные соединения дисков с валом:

а—при помощи осевых шлицев и болтов; б—при помощи шлицевоп муфты; в — при помощи стяжного болта

Такие разборные соединения сравнительно просты в производстве, обеспечивают легкость сборки и разборки. Но они имеют ряд серьез­ных недостатков, например, большой отвод тепла от диска к валу, ослабление диска отверстиями и ослабление стыка из-за вытяжки винтов (болтов), работающих при высоких температурах. При боль­шой разнице в температурных расширениях диска и вала возникают большие усилия среза на призонных втулках или болтах.

Для снижения отвода тепла уменьшают толщину перемычки от диска к валу и площадь контакта сопрягаемых деталей. Подшипник ставят на переходную втулку. Между втулкой и валом протекает охлаждающий воздух.

Шлицевые соединения хвостовика с валом способствуют умень­шению передачи тепла от диска к валу. В этой конструкции посадоч­ная поверхность подшипника приближена к ц. т. ротора турбины.

Соединение диска с валом, а также дисков между собой может осу­ществляться при помощи центрального стяжного болта 11 (рис. 36, в). Сила предварительной затяжки стяжного болта должна обеспечивать нераскрытие стыков, при самых неблагоприятных условиях. Такими режимами являются выход самолета из пикирования с большой пере грузкой и быстрое охлаждение ротора турбины, например в полете при выключившемся из работы двигателе, когда через Двигатель про­ходят большие массы холодного воздуха. В этих условиях диски охлаждаются быстрее, чем центральный стяжной болт.

Разность температур дисков и болта, достигающая 200-300 С на установившихся режимах, обусловливает появление значительной силы, действующей на стяжной болт. Для уменьшения ее величины по­нижают жесткость соединения вве­дением в него упругого элемента, на­пример, фланца 10 шлицевой муфты.

Неразборные соединения дисков между собой. Распростра-ненным соединением тако­го типа является соединение при помощи силового кольца 4 (рис. 37, а) и радиальных штифтов 1, 3. Кольцо устанавливают на кольцевые бурты дисков с натягом и скрепляют с ними радиальными штифтами, которые так­же ставят с натягом в совместно об­работанные отверстия в сопрягаемых элементах соединения.

Рис. 37. Неразборные соединения дисков между собой: а- при помощи силового кольца; б—при помощи кольцевых буртов; 1, 3— радиальные штифты; 2, 5 —ди­ски; 4 —силовое кольцо; в — баланси­ровочный болт; 7 —штифт

Осевые усилия и крутящий момент от диска 2 ступени на диск 1 ступени передается силами трения между силовым кольцом и дисками, а также работающими на срез радиальными штифтами.

Такое соединение обладает большой прочностью и жесткостью при сравнительно большом расстоянии между рабочими колесами турбины является простым в производстве.

Для обеспечения монтажа при неразборном роторе турбины необходимо иметь разборный сопловой аппарат турбины или турбины с продольными разъемом.

Разборные соединения дисков между собой применяются более широко, чем неразборные, особенно многоступенчатых турбинах. Крутящий момент передается призонными втулками, работающими на срез, и силами трения. Втулки устанавливают с натягом. Для удобства снятия они имеют по внутренней по­верхности резьбу для съемника.

Центрирование дисков между собой и с валом обеспечивается призонными втулками. Шпильки удерживаются от проворачивания

спе­циальным срезом на головке.

Жесткость роторов достигается большой предварительной затяж­кой шпилек (болтов) и расположением соединений на значительном радиусе.

При передаче крутящего момента через треугольные шлицы возникает дополнительная осевая сила, нагружающая стяжной болт, что является недостатком этого соединения.