Газовая турбина ГТД

Размещено на http://www.allbest.ru

Назначение и основные требования

газовая турбина двигатель

Газовая турбина ГТД предназначена для преобразования части теплосодержания газа в механическую энергию, используемую для привода компрессора, агрегатов и воздушного винта.

Основными элементами турбины являются ротор и статор. Диск турбины с закрепленными на нем рабочими лопатками называется рабочим колесом (РК). Сопловые лопатки, тем или иным способом связанные в кольцевой набор, образуют сопловой аппарат (СА). Сочетание соплового аппарата и рабочего колеса образует ступень турбины.

Турбина является важнейшим узлом двигателя, определяющим его ресурс и надежность работы, поэтому к ней предъявляются жесткие требования:

1. Возможно больший КПД, который для выполненных конструкций достигает значений 0,85 - 0,92. Такая величина КПД достигается:

Оптимальным выбором числа ступеней турбины и параметров газа;

Тщательным профилированием лопаток РК и СА и мерами по предупреждению перетекания газа по длине лопатки и срыва потока с лопаток;

Уменьшением потерь на трение путем тщательной обработки поверхности лопаток турбины;

Уменьшение протекания газа через радиальные зазоры.

2. Необходимая мощность при наименьших весе и габаритах, что достигается:

Повышением температуры газа перед турбиной;

Увеличением теплоперепада, срабатываемого на одной ступени турбины, при одновременном росте окружной скорости на среднем диаметре рабочего колеса;

Повышением эффективности конструктивных форм и технологии изготовления элементов турбины.

3. Высокая надежность и большой ресурс, что обеспечивается:

Применением жаропрочных и жаростойких материалов;

Высоким качеством изготовления деталей и тщательным контролем состояния элементов турбины в эксплуатации;

Снижением температуры наиболее нагретых деталей за счет эффективного охлаждения;

Выполнением требований инструкций по эксплуатации двигателя.

Надежность и ресурс, как показывает практика, больше зависят от числа циклов нагружения и теплосмен, связанных с запусками, остановками и изменениями режима работы двигателя, чем от общего количества часов наработки.

4. Простота ремонта. Это важно потому, что стоимость турбины составляет 25 - 30% от стоимости двигателя.

5. Возможность осмотра наиболее нагруженных деталей в процессе эксплуатации.

Турбина АИ-24 -- осевая, реактивная, трехступенчатая, состоит из ротора и статора; проточная часть ее представляет собой плавно расширяющийся канал с постоянным средним диаметром.

В проточной части происходит преобразование тепловой энергии газа в механическую.

Газ с повышенной температурой и с избыточным (против атмосферного) давлением, обладая определенным запасом потенциальной энергии, поступает в турбину. В сопловом аппарате происходит частичное расширение газа, в результате чего он приобретает некоторую скорость. Выйдя из соплового аппарата, струя газа попадает на рабочие лопатки, где изменяется ее направление и происходит дальнейшее расширение газа. Вследствие поворота струи и увеличения скорости развивается сила, приложенная к лопаткам, которая и производит механическую работу, используемую для привода компрессора, воздушного винта и агрегатов.

В турбине срабатывается весь теплоперепад, т. е. расширение газа происходит до атмосферного давления за последней ступенью.

Общий теллоперепад по ступеням распределяется следующим образом: I ступень --30%, II ступень --33% и III ступень --37%. Повышение нагрузки на II и III ступенях выполнено для более эффективного срабатывания теплоперепада, так как высота лопаток от I до III ступени увеличивается, а следовательно, относительные потери будут уменьшаться.

С целью снижения потерь (в результате перетекания газа) радиальные зазоры между торцами рабочих лопаток и статором выполняются минимальными, а для предотвращения поломки лопаток при касании их о статор турбины в наружных кольцах сопловых аппаратов вмонтированы металлокерамические вставки.

С целью сведения к минимуму потерь в результате перетекания газа через зазоры между внутренними корпусами сопловых аппаратов и ротором турбины предусмотрены лабиринтные уплотнения, образованные кольцевыми гребешками, выполненными на ступицах дисков I и II ступеней, и уплотнительными кольцами с металлокерамическими вставками.

Основные узлы

Ротор турбины состоит из рабочих колес I, II и III ступеней вала турбины, роликоподшипника, внутренняя обойма которого садится с натягом на вал, и крепежных деталей. В стыках между дисками рабочих колес и между диском I ступени и валом турбины размещены втулки, по восемь в каждом стыке, которые служат для передачи крутящего момента от рабочих колес на вал турбины. Рабочие колеса к валу турбины крепятся восемью стяжными болтами с гайками.

Вал турбины состоит из следующих основных частей: переднего носка, цилиндрической средней части, посадочного пояска под подшипник и заднего фланца. Передний носок вала имеет внутренние эвольвентные шлицы, посредством которых соединяется со шлицами заднего вала компрессора.

Рабочее колесо I ступени состоит из диска, рабочих лопаток, законтренных пластинчатыми замками, и дефлектора, который от проворота относительно диска фиксируется двумя штифтами.

Дефлектор рабочего колеса обеспечивает эффективное охлаждение диска и замковых соединений рабочего колеса. Он состоит из ступичной части, на которой выполнены четыре кольцевых гребешка лабиринтного уплотнения и отверстия под штифты, полотна и выступы для крепления дефлектора на диске.

Рабочая лопатка состоит из профильной части -- пера, полки и четырехзубого замка типа «елочки», с помощью которого осуществляется крепление с диском. Вдоль контура верхнего торца пера, со стороны спинки, выполнена фаска для уменьшения толщины торца пера с целью лучшей приработки по металлокерамическим вставкам. При монтаже в диск лопатки подбираются по тангенциальному люфту и по весовым моментам.

Рабочее колесо II ступени имеет конструкцию, подобную колесу I ступени, отличаясь от последнего конфигурацией и размерами деталей.

Рабочее колесо III ступени выполнено без дефлектора. В центральной части диска III ступени с задней стороны выполнен фланец для снятия рабочего колеса III ступени при разборке ротора.

Статор турбины состоит из сопловых аппаратов I, II и III ступеней. Лопаточная решетка сопловых аппаратов выполнена с сужающимися каналами, выходная часть которых заканчивается косым срезом.

Сопловой аппарат I ступени состоит из наружного кольца, охлаждаемых воздухом лопаток и внутреннего корпуса. По внутренней поверхности наружного кольца центрируется камера сгорания. В наружном кольце выполнены профилированные прорези, в которые вставляются лопатки, и кольцевой паз, в котором размещаются металлокерамические вставки. Для монтажа вставок на торце заднего фланца выполнены три паза, которые закрываются замками, соединенными с наружным кольцом с помощью заклепок.

Лопатка соплового аппарата I ступени - пустотелая, в выходной ее кромке выполнены щели, а корневая часть заканчивается хвостовиком с пазом для фиксации лопатки от перемещения в радиальном направлении. Во внутреннюю полость лопатки вставлен дефлектор, выштампованный из листового материала и припаянный к лопатке по наружному торцу. Со стороны внутреннего торца в лопатку вставлено и заварено донышко.

Внутренний корпус соплового аппарата I ступени состоит из кольца с профилированными прорезями, конуса, кольца, установочного кольца, кольца и фланца.

Сопловой аппарат II ступени представляет собой сварную конструкцию и состоит из наружного кольца, лопаток и внутреннего корпуса, состоящего из кольца, уплотнительного кольца, диафрагмы и уплотнительного кольца с металлокерамическими вставками.

Наружное кольцо имеет передний и задний фланцы с отверстиями под болты и выборками между отверстиями для уменьшения перепада температур между наружной и внутренней поверхностями фланцев. В кольце выполнены профильные прорези, в которые вставлены и приварены по торцу лопатки, и кольцевой паз, в который набраны уплотнительные вставки аналогично сопловому аппарату I ступени. В профилированные просечки внутреннего кольца свободно входят хвостовики лопаток. Между торцами лопаток и внутренним кольцом имеются гарантированные зазоры. Такая конструкция обеспечивает взаимное перемещение лопаток и кольца при нагреве.

Сопловой аппарат III ступени имеет конструкцию, аналогичную сопловому аппарату II ступени, отличаясь от последнего отсутствием компенсационных прорезей на внутреннем кольце и диафрагме, а также размерами деталей.

Кожух обдува турбины состоит из двух половин и, каждая из которых имеет внутреннюю, наружную и заднюю стенки. Внутренняя и наружная стенки образуют кольцевой ресивер. На наружной стенке выполнена горловина для подвода воздуха в ресивер, на внутренней стенке имеются два ряда отверстий для выхода воздуха из ресивера кожуха. На задней стенке имеется кольцевая впадина и двенадцать отверстий для прохода фланцев сдвоенных термопар замера температуры газа за турбиной.

Кожух опирается на передний фланец соплового аппарата I ступени и посредством зигзагообразной ленты -- на наружный кожух реактивного сопла. Половинки кожуха соединяются в передней части болтами и стягиваются лентой в средней части.

Диски и замки лопаток рабочих колес I и II ступеней охлаждаются вторичным воздухом, поступающим через отверстия в конусе внутреннего корпуса соплового аппарата I ступени и через отверстия во фланце корпуса подшипника.

Расчетная часть

При работе газотурбинного двигателя на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные нагрузки. К ним относятся центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давления газа перед и за лопаткой.

Центробежные силы вызывают в пере лопатки деформации растяжения, изгиба и кручения, газовые силы - деформации изгиба и кручения.

Напряжения кручения от действия центробежных и газовых сил в слабо закрученных рабочих лопатках компрессоров и турбин невелики, ими обычно в предварительных расчетах пренебрегают.

Напряжения растяжения от действия центробежных сил являются наиболее существенными, особенно для лопаток турбин.

При расчете пера лопатки компрессора или турбины на статическую прочность принимают следующие допущения:

- лопатку рассматривают как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

- напряжения определяют по каждому виду деформации отдельно, а затем алгебраически суммируют (для сильно закрученных лопаток это допущение является не совсем корректным);

- температуру в каждом рассматриваемом сечении пера лопатки считают одинаковой, т. е. температурные напряжения в сечениях отсутствуют;

- лопатку считают жесткой, деформацией ( отклонением от оси пера под действием сил и моментов) пренебрегают;

- предполагают, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, то есть напряжения в пере лопатки не превышают предела пропорциональности;

- температура лопатки турбины изменяется только по длине пера, рост температуры приводит к снижению механических свойств материала.

Выделим на радиусе r пера рабочей лопатки элементарный участок толщиной dr и площадью F. При вращении ротора на выделенный элемент действует элементарная центробежная сила

dPц=сFщ2r dr, где

с - плотность материала лопатки

F - площадь сечения профиля пера лопатки на радиусе r от оси вращения

- угловая скорость вращения ротора

Тогда центробежная сила массы части пера лопатки, лежащей произвольно взятого сечения составит

Напряжение растяжения в любом произвольном сечении пера лопатки, расположенном на расстоянии ri от оси вращения, составляет:

Центробежные силы, действующие на профильную часть рабочей лопатки, являются, как правило, основным источником ее статической напряженности. Определяющими напряжениями при этом будут напряжения растяжения.

Напряжения растяжения от центробежных сил в сечении рабочей лопатки, расположенном на произвольном радиусе r, определяются по формуле

где с - плотность материала лопатки, кг/м3; F - площадь поперечного сечения, м2; R и R2 - радиусы расчетного и концевого сечений лопатки, м; f - площадь текущего сечения, м2; n - частота вращения ротора, об/мин.

При изменении частоты вращения при прочих условиях это выражение может быть записано в виде

,

Где .

Таким образом, связь между напряжениями растяжения от центробежных сил и частотой вращения ротора описывается параболой

Анализ графика показывает, что с ростом частоты вращения ротора:

- увеличиваются действующие напряжения в рабочих лопатках, поэтому расчетным режимом работы двигателя с точки зрения обеспечения необходимой статической прочности рабочих лопаток является режим максимальной частоты вращения ротора;

- увеличивается градиент нарастания напряжений от центробежных сил.

В результате этого при незначительном увеличении частоты вращения ротора в области режима работы двигателя напряжения растяжения в рабочих лопатках возрастают более существенно, чем при таком же увеличении вращения на пониженных режимах работы. Поэтому с увеличением режима работы двигателя требования к точности поддержания заданной частоты вращения ротора возрастают.

Характер влияния частоты вращения ротора на напряженное состояние рабочей лопатки в целом представлен на рисунке, где L - длина пера лопатки.

Наибольшая величина напряжений растяжения от центробежных сил, как видно из рис., достигается в корневом сечении пера рабочей лопатки. Поэтому для снижения напряжений в корневом сечении иногда применяют специальный закон профилирования с увеличением толщины профиля и плавным переходом от профиля сечения к замковой части лопатки (распределение напряжений показано на рис. пунктиром).

Заключение

Увеличение работы режима двигателя сопровождается ростом температуры воздуха на выходе из компрессора и температуры газа на входе в турбину. При этом возрастает температура лопатки, а предел длительной прочности материала уменьшается. Поэтому в газовых турбинах для обеспечения необходимой прочности рабочих лопаток температура по высоте лопатки профилируется по оптимальному закону, достигаю своего максимального значения на среднем радиусе. В соответствии с этим изменяются и значения предела длительной прочности материала лопатки. Поэтому наиболее опасное сечение в рабочих лопатках газовых турбин располагается не в корне, а на Ѕ - 2/3 высоты пера лопатки.

Значительное уменьшение коэффициентов запаса прочности в рабочих лопатках турбин при увеличении режимов работы двигателя привело к тому, что на современных самолетах время работы ГТД на максимальном режиме ограничивается. В зависимости от назначения и типа летательного аппарата наработка двигателя на максимальном режиме, как правило, не должна превышать 5 - 20% от общей наработки за ресурс.

Использованная литература

1. Статическая прочность рабочих лопаток и дисков компрессоров и турбин ГТД. М. Л. Кузьменко, В. С. Чигрин, С. Е. Белова, 2005.

2. Газодинамический расчет осевой газовой турбины. Г. В. Павленко, А. Г. Волов, 2007.

3. Авиационный турбовинтовой двигатель АИ-24 2й серии. Техническое описание. В/О АВИАЭКСПЕРТ, 2001.

Размещено на Allbest.ru