книги / Теория и расчет авиационных лопаточных машин

бочей лопатки под действием центробежных сил и изгиба от газо­ вых сил.

При детальном проектировании и конструировании турбины проводят более полный учет всех силовых факторов, воздействующих на лопатку, диск, вал, опоры и другие узлы турбины. Соответственно уточняется и выбор величины фактических напряжений.

8.5.3. Типы лопаток турбины

Определение законов изменения основных параметров по радиусу проточной части ступени турбины, т. е. типа турбинных лопаток основывается на тех же принципах, что и для осевого ком­ прессора, т. е. с использованием метода, изложенного в разд. 5.3.2. Как отмечалось ранее, для наглядности используется упрощенное уравнение радиального равновесия формула (6.22), причем для такого расчета необходимо задать замыкающее условие, например, с\и — fi (0> чтобы однозначно определить изменение всех остальных параметров, т. е. тип лопатки турбины.

Однако в турбинах оказалось удобнее задавать тип лопатки (закон

где (с учетом принятого положительного направления сш против вращения) сит = (с1и — с211)/2 — среднее значение окружной со­ ставляющей, а т — показатель степени, величина которого одно­ значно определяет тип лопатки, т. е. закон ее профилирования по радиусу.

Рассмотрим последовательно отдельные типы турбинных ло­

Подставляя эти выражения в уравнение радиального равновесия (6.52), получим

Таким образом, определенным достоинством таких ступеней является постоянство по радиусу осевых составляющих скоростей перед и за РК.

Однако для таких ступеней характерно значительное изменение

Как показано на рис. 8.37, у таких ступеней неполучение у корпя отрицательной степени реактивности особенно при «длинных» ло-

251

Рис. 8.37. Характерные сечения для расчета и изменение основных параметров nd радиусу проточной части ступени осевой турбины при различных законах профили­ рования:

латках требует выбора повышенных значений рт. ср. Изменение других геометрических и кинематических параметров такой ступени также показано на рис. 8.37. Оно может быть получено расчетом или* непосредственным построением треугольников скоростей па раз­ личных радиусах проточной части, как показано на рис. 8.38.

У этих ступеней угол потока за СА а, также увеличивается от корня к периферии, так как

Поэтому лопатки, спрофилированные по закону т --- 1, чаще применяются в первых ступенях многоступенчатых турбин, где они относительно короткие и меньше опасность получить отрица­ тельную степень реактивности у корня. Однако если первые сту­ пени выполняются охлаждаемыми, а при этом, как правило, целе­ сообразно, чтобы лопатки были менее витыми (или вообще неви­ тыми), следует использовать и дру­

гие законы профилирования.

Рис. 8.38. Треугольники скоростей на трех характерных радиусах проточной час­ ти ступени осевой турбины, спрофилиро­

в — у втулки

Рис. 8.39. Схема взаим­ ного расположения про­ филей на характерных ра­ диусах рабочей лопатки газовой турбины

Лопатки с постоянным углом потока ccj (т ~ cos2^ ) . В этом случае изменение основных параметров потока по радиусу можно получить, если подставить в упро­ щенное уравнение радиального равновесия (6 .2 2 ) условие с1а/с1и = const, так как в соответствии с формулой (8.55) оно определяет условие постоянства угла а х по ра­ диусу. Решение уравнения радиального равновесия приводит к следующим зависи­ мостям:

т = cos2 a v Для обычно применяемых значений углов ах = 15 ... 30° величины т соответственно равны 0,97 ... 0,86. Профилирование по закону с т < 1 обусловли­ вает менее значительное изменение степени реактивности рт и углов и (32 по радиусу ступени (см. рис. 8.37). Рабочие и сопловые лопатки получаются при этом несколько менее витыми х, а степень реактивности у корня выше, что дает возможность рекомен­

Другие законы профилирования ступени турбины по радиусу. Так, например, при очень длинных лопатках и необходимости реализации относительно низкого зна­ чения степени реактивности на среднем радиусе можно использовать законы профи­ лирования с углом аъ увеличивающимся от периферии к корню лопатки, т. е. с по­ казателем m < c o s 2 a lcp.

При этом степень реактивности будет еще меньше изменяться по радиусу, чем в случае т = cos2 а ь и у корня будет обеспечена положительная величина рт КОрН. Рабочая лопатка получится менее витой. Однако поле осевых скоростей в этом слу­ чае будет достаточно неравномерным и целесообразность этого закона профилирова­ ния следует подтвердить детальным расчетом и последующей экспериментальной проверкой на модельной ступени.

В некоторых случаях, например, в паровых турбинах применяется закон про­

ными.

В практических расчетах при выборе типа лопатки для определения показателя

1 Условие ai = const не означает, разумеется, что 0С1Л = const, так как углы отставания потока за СА на разных радиусах могу г быть разными.

253

вообще неви т о й лопатки турбины, что частично может быть достигнуто выбором по­ ниженных значений показателя т в формуле (8.50).

Однако невитая рабочая лопатка может быть реализована при любом законе про­ филирования, хотя при этом, как показано на рис. 8.40, углы атаки в верхней части лопатки будут отрицательными, а в нижней — положительными. На этом графике показано изменение по радиусу угла потока на входе в РК в относительном движении (Pj) и конструктивного угла лопатки на входе (Р1Л). Напомним, что угол атаки равен по определению i = Р1л — Рх и может быть больше, равен или меньше пуля.

Выбирая при проектировании величину угла Р1л = const, определяем размеры частей лопатки, на которых получаются положительный и отрицательные углы атаки, а также их наибольшие значения (см. рис. 8.40). *

Создание такой невитой лопатки в некоторой степени оправдано тем, что, как показывалось ранее, у толстых корневых профилей целесообразно выбирать положи­ тельные углы атаки, а у тонких периферийных — наоборот — отрицательные.

Описанные способы расчета изменения параметров по радиусу основаны на ис­ пользовании упрощенного уравнения радиального равновесия и поэтому являются приближенными. Более точные соотношения могут быть получены при использова­ нии уравнений, приведенных в гл. 5 учебника.

8.5.4. Построение профилей на различных радиусах проточной части

Построение профилей, образующих перо лопатки тур­ бины, в принципе производится так же, как и построение пера ло­ патки компрессора (см. также разд. 8.2.). Поэтому изложим здесь лишь некоторые отличительные особенности, тем более, что подробно эти вопросы излагаются в руководствах по проектированию —• от­ раслевых РТМ или в специальной литературе (см., например, [5]).

Для реализации рассчитанных треугольников скоростей турбин­ ной ступени необходимо применение определенных профилей ло­ паток, которые могут выбираться по существующим атласам про­ филей или проектироваться специально. Как правило, использование профилей из атласов затруднего из-за чрезвычайного многообразия сочетания параметров, рассч тайных треугольников скоростей и ограниченности вариации параметров конкретных профилей, хотя

254

использование Таких профилей позволяет наиболее точно опреде­ лить их характеристики.

При проектировании профилей возможно использование гра­ фического или более современного аналитического метода профили­ рования. При этом необходимо знание определенного числа геоме­ трических параметров профиля (в частности, ширины 5 или хорды Ьу максимальной толщины сшах, диаметров входной и выходной кро­

атаки Да0 (ДРх) и чисел Рейнольдса), наличия охлаждения лопатки и его схемы, закона профилирования лопатки по радиусу, прочност­ ных требований и ограничений, а также технологических особенностей производства лопаток. Многие из этих параметров принимаются в соответствии со статистическими данными и прогнозом их совер­ шенствования, технологическими возможностями производства, а также традициями проектирующей организации.

Результаты построения профилей на различных радиусах про­ точной части становятся исходным материалом для последующего конструирования пера лопатки и разработки ее рабочего чер­ тежа.

При конструировании пера лопатки, т. е. при совмещении про­ филей соответствующих различным сечениям профилей, как пока­ зано на рис. 8.39, в первом приближении совмещают центры масс этих профилей. В дальнейшем их располагают так, чтобы удовлетворить требованиям прочности и, в частности, использовать действие цен­ тробежных сил для изгиба лопатки в направлении, противополож­ ном изгибу от газовых сил, так называемой компенсации изгибных напряжений в пере лопатки от газовых сил.

Детальные прочностные расчеты обычно приводят к необходи­ мости уточнить основные размеры и форму профилей сечений на различных радиусах проточной части, т. е. привести в соответствие ее аэродинамические и прочностные показатели, которые могут быть реализованы в соответствии с принятым методом производства ло­ паток.

Процесс построения профилей лопатки и их совмещение в настоя­ щее время автоматизирован и выполняется с помощью ЭВМ. Доста­ точно подробно этот вопрос изложен в монографии [14 J.

8.5.5. Концевые и дополнительные потери

Концевые потери, т. е. потери энергии вне межлопастных каналов турбинной ступени, как и концевые потери в компрессорной ступени имеют сложную физическую природу и в значительной мере они зависят от индивидуальных конструктивных особенностей ступени турбины. Основными составляющими концевых потерь яв­ ляются потери в радиальном зазоре и потери на трение вне каналов (включая потери на трение диска).

255

Потери в радиальном зазоре ступени турбины без бандажных полок на рабочих лопатках могут быть определены по формуле

—Арад

где Драд = —г— (см. рис. 8.31), т. е. зависят главным образом от "Л

относительной величины радиального зазора и степени реактивности ступени турбины.

Влияние степени реактивности сказывается в том, что при повы­ шенных значениях рт давление в осевом зазоре ступени (pY) значи­ тельно больше давления за РК (/?2)- В этом случае открытый ра­

больше. Как следует из выражения (8.58), зависимость т]заз = f (Арад) имеет линейный характер, однако по конструктивным соображениям минимально допустимая величина зазора выбирается пропорцио­ нальной диаметру турбины DT, а не в соответствии с высотой рабочей лопатки Ал. Поэтому у турбин с относительно короткими лопатками, когда Dcр/Лл - 12 ... 16, как, например, у первых ступеней тур­ бин компрессоров ТРДД с повышенной степенью двухконтурности, величина относительного радиального зазора и потери в нем ока­ зываются повышенными даже при малых абсолютных величинах радиального зазора. Для различных турбинных ступеней измене­

ние Драд на 1 % эквивалентно снижению г\* на 1,5—2 %, причем большая величина снижения КПД соответствует высоконагружен-

тий по уменьшению потерь в радиальном зазоре. Назовем некоторые из них, имея в виду, что эти конструктивные мероприятия детально изучаются в курсах по проектированию и конструированию двига­ телей и их узлов.

Достаточно эффективным средством уменьшения потерь в ра­ диальном зазоре является использование бандажа (бандажных полок) на периферии рабочих лопаток с надежным уплотнением по бандажу. Однако в первых ступенях высокотемпературных тур­ бин постановка бандажа часто оказывается затрудненной из-за ограничений по прочности лопаток в связи со значительной допол­ нительной нагрузкой пера лопатки центробежными силами от бан­ дажных полок. Определенные трудности связаны также с их охлаж­ дением. Поэтому бандажные полки применяются на большинстве последних ступеней турбины, имеющих относительно длинные лопатки. В этом случае основное назначение бандажных полок — предотвращение опасных вибраций таких лопаток, а снижение по­ терь в радиальном зазоре имеет меньшее значение. Применение для предотвращения вибраций так называемой бандажной про­ волоки, связывающей соседние лопатки, обеспечивает необходимые

256

прочностные характеристики лопаток, однако приводит к дополни­ тельным потерям от обтекания такой проволоки газовым потоком.

Уменьшение потерь в радиальном зазоре достигается также при применении легко истирающихся материалов и сотовых вставок над бандажом или торцовыми концами безбандажных лопаток.

Радиальный "зазор существенно изменяется по режимам работы двигателя из-за различных тепловых деформаций ротора (диска) турбины и ее статора (корпуса), вследствие чего на некоторых ре­ жимах, при которых температура корпуса больше температуры ротора, зазор может стать чрезмерно большим, и, следовательно, потери в нем недопустимыми. Этого можно избежать, применяя регулируемый (дозированный) обдув корпуса турбины охлажда­ ющим воздухом с целью поддержания в широком диапазоне изме­ нения режимов работы приемлемой величины радиального зазора.

Потери на трение диска РК относительно небольшие в турбинах авиационных ГТД и могут быть определены по формуле

циально рассматривается в курсе «Теория газотурбинных двига­ телей», однако здесь отметим, что увеличение Т* повышает удель­ ную мощность и улучшает экономичность авиационного ГТД. По­ вышение начальной температуры газа перед турбиной является одним из основных путей совершенствования авиационных ГТД. Однако оно ограничивается прочностными возможностями мате­ риалов лопаток и дисков — наиболее нагруженных деталей газовой турбины. На рис. 8.35 показано, что предел прочности материалов турбинных лопаток существенно зависит от их температуры и дли­ тельности работы и может обеспечить реализацию Тг*не выше 1150— 1200 К. Это привело к широкому использованию в настоящее время различных способов охлаждения наиболее нагретых элементов про­ точной части турбин.

Под охлаждением газовых турбин понимают снижение рабочей температуры материала главным образом лопаток турбин по сравне­ нию с более высокой температурой обтекающего их газового потока благодаря использованию различных устройств или систем. Охлаж-

дение турбин является частью общей системы охлаждения различ­ ных элементов, деталей и узлов двигателя, но имеет ряд особенно* стей. Главная из них заключается в том, что для этой цели приме­ няется так называемое внутреннее охлаждение с использованием теплоносителя, протекающего по специальным внутренним полостям в сопловых и рабочих лопатках. Кроме того, слабое снижение тем­ пературы материала достигается также внешним охлаждением за счет естественного отвода тепла и за счет теплоизлучения горячих частей, корпуса турбины, при охлаждении подшипников турбины смазывающим их маслом, при обдуве дисков турбины и специальной продувке охлаждающим воздухом замков турбинных лопаток и т. д. Такие способы внешнего охлаждения подробно рассматриваются в курсах «Конструкция двигателей» 145 J.

Классификация систем внутреннего охлаждения с использованием теплоносителей, циркулирующих в специальных каналах внутри турбинных лопаток, начинается прежде всего с указания типа теп­ лоносителя— жидкостное и газовое.

Жидкостное охлаждение, предполагающее, как правило, замк­ нутую схему циркуляции охлаждающей жидкости, имеет ряд пре­ имуществ, обусловленных прежде всего высокой теплоемкостью охлаждающего теплоносителя, а следовательно, высокой эффектив­ ностью работы такой системы охлаждения. Однако конструктивные сложности реализации такой системы сделали до настоящего вре­ мени нецелесообразным ее применение в авиационных ГТД. Главные сложности определяются необходимостью обеспечить надежное уплот­ нение в местах ввода и вывода жидкостного теплоносителя из вра­ щающегося ротора. Этих недостатков лишены лопатки с естествен­ ной циркуляцией, работающие по принципу термосифона, но и они не получили пока применения в системах охлаждения в основном из-за усложнения и утяжеления конструкции лопаток и дисков.

Не нашли также применения и в авиационных ГТД замкнутые схемы с газовым теплоносителем, т. е. системы, в которых газовый теплоноситель после прохождения по каналам охлаждаемой лопатки затем охлаждается в специальном теплообменнике (радиаторе) и вновь поступает на охлаждение лопаток.

Основным способом охлаждения турбин современных авиацион­ ных ГТД является способ открытого воздушного охлаждения. В качестве охлаждающего агента в этом случае используется воздух, отбираемый за последней (или промежуточной) ступенью компрес­ сора и в некоторых случаях — вентилятора. После охлаждения горячих частей турбины, как было показано на рис. 1.5, подогретый воздух выпускается в проточную часть турбины, где смешивается с основным газовым потоком и участвует в дальнейшем рабочем процессе двигателя.

Системы открытого воздушного охлаждения могут классифици­ роваться как по основным конструктивным признакам, так и по способу отвода тепла от охлаждаемой лопатки или по способу ее тепловой защиты. По способу реализации тепловой защиты разли­ чают лопатки с конвективным, пленочным (заградительным) и по-

258

Рис. 8.41. Конструктивная схема рабочей лопатки со смешанным продольно-по­ перечным направлением движения охлаждающего воздуха и петлевым движением в продольном направлении (вторая ступень двигателя JT9D [38])

Рис. 8.42. Конструктивные схемы турбинных лопаток с дефлекторными встав­ ками, обеспечивающими поперечное движение охлаждающего воздуха и струйное натекание:

а — соплопая лопатка I ступени турбины днигатсля «Копуши»; б -- рабочая первой сту­ пени — JT9D-7 [38 J

ристым охлаждением, хотя в реальной лопатке обычно сочетаются несколько способов теплоотвода.

В лопатках с конвективным охлаждением передача тепла осу­ ществляется к воздуху при его движении во внутренних каналах или полостях охлаждаемой лопатки. Лопатки с конвективным охлаждением, в свою очередь, можно подразделить на две большие группы в зависимости от направления движения охлаждающего воздуха по перу лопатки. В лопатках с продольным направлением движения охлаждающего воздуха он движется главным образом в радиальном направлении. Необходимость интенсификации охлаж­ дения привела к появлению петлевых лопаток, в которых поток меняет направление на обратное и может выпускаться в радиальном направлении (например, в радиальный зазор) и в выходную кромку, т. е. в поперечном направлении (рис. 8.41).

Однако наиболее полно поперечное движение охлаждающего воздуха, как более целесообразное с точки зрения эффективности охлаждения, реализуется в лопатках с внутренним вставным деф­ лектором (или направляющей трубкой). Как показано, например, на рис. 8.42 применение вставной трубки кроме двустороннего под­ вода и поперечного направления потока охлаждающего воздуха дает возможность обеспечить также ударное (струйное) охлаждение наиболее теплонапряженной входной кромки лопатки.

Основным недостатком лопаток с внутренним конвективным охлаждением является то, что снижение температуры материала лопатки при интенсификации охлаждения, например, за счет пред­ варительного снижения температуры охлаждающего воздуха, про­

исходит при возрастании теплового потока через стенку лопатки (возрастает «транзит» тепла). Кроме того, в лопатках такой схемы существует большая неравномерность температур металла стенок лопаток, приводящая к дополнительным термическим напряже­ ниям.

Этого недостатка лишены лопатки с пленочным (заградительным) охлаждением, при котором воздух из внутренних полостей выпу­ скается на обтекаемую газом поверхность лопатки и, образуя за­ щитную пленку, снижает температуру материала лопатки.

Схема комбинированной лопатки, в передней части которой реализуется пленочное охлаждение, и в задней — конвективное, показана на рис. 8.43. Воздух в переднюю полость лопатки подво­ дится сверху и выходит в проточную часть через отверстия в обла­ сти входной кромки, создавая воздушную пелену на поверхностях спинки и корыта лопатки. В заднюю полость лопатки воздух под­ водится вначале в дефлектор, а затем через отверстия в дефлекторе поступает на внутреннюю поверхность полости лопатки, течет поперек спинки и корыта и выходит через щелевые каналы в выход­ ной кромке. Величины проходных сечений охлаждающих каналов должны меняться таким образом, чтобы скорости истечения в ка­ налах обеспечивали по возможности равномерное распределение глубины охлаждения по сечению лопатки.

Естественно, что при прохождении воздуха через каналы перфо­ рации происходит также и конвективное охлаждение. Поэтому более точно называть этот способ — способом конвективно-пленоч­ ного охлаждения, особенно в случае, если доля конвективного теплосъема соизмерима с эффектом собственно заградительного охлажде­ ния.

Особенностью пленочного охлаждения является то, что его эффективность, значительная у места выпуска охлаждающего воз­ духа, быстро убывает по мере размыва и прогрева защитной пе­ лены основным потоком газа. Поэтому в настоящее время в высоко­ температурных ступенях турбин используются лопатки с развитой перфорацией, т. е. с выпуском воздуха по всей поверхности лопатки через многорядные системы отверстий.

При пористом охлаждении воздух выпускается на поверхность профиля для организации защитного эффекта через систему малых отверстий (пор), пронизывающих всю толщу специального ма­ териала лопатки, образуя воздушный теплозащитный слой. Как показано на рис. 8.44, пористая лопатка может быть реализована, например, в виде несущего стержня, с окружающей его оболочкой (чехлом) из пористого материала, образующей требуемый аэроди­ намический профиль лопатки.

Форма несущего стержня и оболочки, а следовательно, размеры отдельных каналов между стрежнем и проницаемой оболочкой могут быть подобраны так, чтобы обеспечить требуемое оптимальное рас­ пределение расхода охлаждающего воздуха по обводу профиля. Это одно из существенных достоинств проникающего охлаждения. Недостатком такого охлаждения является прежде всего иестабиль-

260