МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

ФГБОУ ВПО «Рыбинский государственный авиационный технический

университет имени П.А. Соловьёва»

На правах рукописи

Поткин Андрей Николаевич

РАЗРАБОТКА КОМПЛЕКСНОГО ПОДХОДА К ПРОЕКТИРОВАНИЮ

ОХЛАЖДАЕМЫХ ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ГАЗОВЫХ ТУРБИН С

ЦЕЛЬЮ СНИЖЕНИЯ РИСКОВ И СРОКОВ РАЗРАБОТКИ

Специальность 05.07.05 – Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук

Научный руководитель – доктор технических наук, профессор Пиралишвили Ш.А.

Рыбинск – Оглавление Введение…………………………………………………………………………... Глава 1 Высокотемпературные турбины, их рабочий процесс и анализ эффективности их охлаждения………………………………………..…………. Особенности рабочего процесса высокотемпературных турбин… 1.1 Анализ существующих схем охлаждения рабочих колёс 1. высокотемпературных газовых турбин……..…………………..……. Пути совершенствования систем охлаждения рабочих колёс 1. газовых турбин …..………………………………………………………... Выводы по главе 1..…………..……………………………………………. Глава 2 Определение комплексного параметра, характеризующего физические процессы, происходящие при работе ступени газовой турбины... Постановка задачи определения комплексного параметра ……… 2.1 Выбор критериев и разработка комплексного параметра оценки 2. эффективности и работоспособности рабочего колеса охлаждаемой ступени газовой турбины

Анализ и обобщение результатов набора статистики по 2. комплексному параметру для различных схем подвода воздуха к рабочим колёсам………………………………………………………………… Выводы по главе 2……………………………………….………………… Глава 3 Экспериментальное исследование охлаждаемого рабочего колеса газовой турбины………………………………………………………..…………. Методика экспериментального исследования……………………..

3.1 Экспериментальная установка, её метрологическое обеспечение 3. и анализ погрешностей измерения……………..…..…..…………….…… Проведение экспериментального исследования……….………….

3.3 Обработка результатов экспериментального исследования……… 3.4 Сопоставление результатов экспериментального исследования с 3. результатами экспериментально-аналитического обобщения по рабочим колесам ГТД различного назначения ….………………………. Выводы по главе 3 ………………………………………………………… Глава 4 Методика проектирования систем охлаждения рабочих колёс первой ступени газовых турбин с использованием комплексного параметра……...… Разработка методики проектирования ………………….……..…..

4.1 Апробация методики проектирования высокоэффективной 4. системы охлаждения рабочего колеса первой ступени газовой турбины с использованием комплексного параметра …………………….………. Оценка эффективности применения методики при проектировании рабочих колёс турбины с использованием комплексного параметра……………………………………………………………..……. Выводы по главе 4..……………………………………..……..…………... Заключение……..…………….……………………………………..……... Список сокращений и условных обозначений….…………..……..…….. Список литературы………………………….………………...…………… Приложение………………………………….………………...…………… Характерной особенностью развития газотурбинных двигателей (ГТД) является переход к более высоким параметрам рабочего тела для улучшения экономичности. Ресурс ГТД определяется в первую очередь ресурсом охлаждаемых рабочих лопаток турбины высокого давления. В связи с этим при создании современного ГТД необходимо уделять первоочередное внимание достижению высоких ресурсных показателей лопаток рабочего колеса турбины высокого давления с учетом обеспечения требований по необходимой газодинамической эффективности турбины.

Работа охлаждаемой турбинной ступени ГТД характеризуется показателями основных физических процессов, таких как газодинамика, гидравлика, теплообмен и прочность. Каждый из перечисленных процессов и характеристик в отдельности достаточно подробно изучен и исследован. Усовершенствованием методов проектирования охлаждаемых рабочих колёс занимались многие исследователи:

Абианц В.Х. [1], Абрамович Г.Н. [2], Августинович В.Г. [3,4], Ануров Ю.М.

[9-11], Ахмедзянов А.М. [12,13], Биргер И.А. [15 - 17], Богомолов Е.Н. [18-25], Дейч М.Е. [36], Ёмин О.Н. [39,40], Иноземцев А.А. [43], Копелев С.З. [44-48], Кутателадзе С.С. [54-57], Леонтьев А.И. [58], Локай В.И. [61,62], Михеев М.А. [65], Нагога Г.П. [68, 69], Пиотух С.М. [72-76], Пиралишвили Ш.А. [77-83], Скубачевский Г.С. [98], Халатов А.А. [101], Холщевников К.В. [102], Шлихтинг Г.М.

[107,108], Шляхтенко С.М. [109,110], Щукин А.В. [111], Щукин В.К. [112]. Полученные ими результаты позволили разработать методы расчёта и оценки эффективности процессов газодинамики, теплообмена и прочности в охлаждаемых газовых турбинах при высоких температурах и давлениях рабочего тела. Вышеперечисленные процессы взаимосвязаны комплексно определяя работоспособность и эффективность работы рабочего колеса ступени турбины высокого давления ГТД. Совместный учет указанных характеристик системы охлаждения рабочего колеса турбины на этапе проектирования требует нескольких итераций газодинамических, гидравлических, тепловых и прочностных расчётов с конструкторской проработкой элементов турбины.

На этапе проектирования новой перспективной охлаждаемой турбины, при разработке эскизного проекта, необходимо определиться с конструктивным обликом системы охлаждения и системы подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины. Использование при этом существующих наработок по системе охлаждения турбины-прототипа не всегда полностью обеспечивает правильность принятого решения. Для изучения проблемы обеспечения газодинамической эффективности и работоспособности рабочего колеса охлаждаемой турбины на этапе эскизного проектирования предлагается комплексный теплофизический подход, учитывающий газодинамические в проточной части, гидравлические в каналах системы охлаждения, тепловые и прочностные характеристики процессов, происходящих при работе ступени газовой турбины. В данной постановке проблема до сих пор не рассматривалась и не решалась.

Оперирование комплексным параметром является попыткой поиска решения задачи проектирования системы охлаждения рабочего колеса газовой турбины, который позволит оценивать основные характеристики на этапе эскизного проектирования.

Наряду с этим, оценка системы охлаждения рабочего колеса турбины с помощью комплексного параметра может быть полезной при доводке уже созданных турбин ГТД, которые находятся в опытной и серийной эксплуатации.

Таким образом, цель работы может быть сформулирована следующим образом:

- на основе анализа разработать обобщающий параметр теплонапряжённого состояния охлаждаемого рабочего колеса высокотемпературной перспективной турбины с учетом её газодинамической эффективности, позволяющий осуществить комплексную оценку системы охлаждения, а также снизить риски и сроки разработки рабочего колеса на этапе проектирования.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Экспериментально изучить влияние параметров подачи охладителя на эффективность процесса охлаждения элементов проточной части турбины;

2. С использованием проведенного экспериментально-аналитического обобщения разработать параметр комплексной оценки качества создаваемой системы охлаждения рабочего колеса, учитывающий различные физические процессы, происходящие при работе ТВД;

3. Разработать методику проектирования высокоэффективной системы охлаждения рабочего колеса газовой турбины с использованием комплексного параметра.

Научная новизна работы:

На основании предложенной методики оценки качества системы охлаждения РК турбины с использованием комплексного параметра получена расчётноэкспериментальная зависимость, позволяющая на этапе проектирования оценить эффективность системы охлаждения с учетом заданного ресурса, а также выполнить анализ различных физических процессов, происходящих при работе газовой турбины, выявляя наиболее эффективный вариант её конструктивного исполнения.

Достоверность научных результатов:

1. Достигается применением фундаментальных положений термогазодинамики рабочего цикла, постановкой опытов с применением аттестованного метрологического оборудования и датчиков;

2. Подтверждается совпадением полученных результатов с экспериментальными характеристиками турбин высокого давления ГТД отечественного и зарубежного производства, а также с экспериментальными характеристиками турбин ГТД различного назначения, разработанных в ОАО «НПО «Сатурн».

Практическая ценность работы состоит в:

- разработке метода, позволяющего на этапе эскизного проектирования комплексно оценить эффективность газодинамических процессов, процессов теплообмена и прочностные характеристики охлаждаемого рабочего колеса ТВД ГТД.

Реализация работы. Разработанный метод включен в процессы проектирования и доводки охлаждаемых газовых турбин конструкторских подразделений ОАО «НПО «Сатурн», занимающихся разработкой ГТД.

Материалы работы рекомендуются к использованию в учебном пособии РГАТУ для студентов специальности «Авиационные двигатели и энергетические установки».

Внедрённые результаты работы подтверждены соответствующими актами.

Диссертационная работа, отдельные её разделы и результаты докладывались и обсуждались на конференциях.

LV научно-технической сессии РАН по проблемам газовых турбин (Рыбинск: ОАО НПО «Сатурн», ОАО «ВТИ» 2008г.).

Научно-практической конференции студентов и аспирантов по специальности «Авиационные двигатели и энергоустановки» (Рыбинск, РГАТА им.

П.А. Соловьёва, 2009г.).

На Международном научно-техническом форуме, посвящённом 100-летию ОАО «КУЗНЕЦОВ» и 70-летию СГАУ (Самара, СГАУ, 2012 г.).

На научно-методическом семинаре кафедры ОиТФ РГАТУ им. П.А.

Соловьёва, в ноябре 2013 года.

По теме диссертации опубликовано 8 работ, из них 7 в изданиях рекомендованных ВАК для публикации материалов диссертации.

На десять конструктивных решений исполнения элементов газовой турбины, при реализации которых использованы результаты данной диссертационной работы, автором получены патенты на полезные модели.

ГЛАВА 1. Высокотемпературные турбины, их рабочий процесс и Основным направлением улучшения экономичности ГТД является увеличение степени сжатия в компрессоре, что требует повышения температуры газа перед турбиной. Развитие современных ГТД характеризуется быстрым (на 20-30° в год) увеличением температуры газов перед турбиной, которая на настоящий момент достигает у серийных двигателей 1700-1800°К. Её рост ограничивается жаропрочностью материалов рабочих лопаток. В конструкции современных газовых турбин применяются сплавы на никелевой основе, не позволяющие заметно повысить её рабочую температуру без сокращения срока службы. Использование монокристаллической структуры и направленной кристаллизации этих сплавов несколько увеличивает ресурс лопаток, но при условии неизменной рабочей температуры. Сплавы на основе тугоплавких элементов (ниобий, вольфрам, молибден) оказались подверженными окислению при воздействии повышенной температуры. Надеяться на создание в ближайшее время материала с более высокой жаропрочностью не приходится.

В последние десятилетия большое внимание стало уделяться получению гранулированных сплавов со сверхбыстрой скоростью охлаждения и кристаллизации гранул (порошковая металлургия). Как показали исследования [35, 43, 59], гранулированные легированные сплавы имеют повышенную прочность, сохраняют высокие характеристики вязкости разрушения и стойкости к газовой коррозии под напряжением. Одним из основных достоинств гранулированных сплавов является сохранение мелкозернистой структуры при последующей обработке. В ряде случаев за счёт подбора соответствующих легирующих добавок удается несколько повысить рабочую температуру лопаток, полученных методом порошковой металлургии. Однако достигнутые при этом максимально допустимые по условиям жаропрочности температуры не превышают, как правило, 1200К, и поэтому запросы по обеспечению более высоких рабочих температур остаются невыполнимыми.

Следовательно, одним из основных путей создания высокотемпературных турбин является интенсивное охлаждение сопловых и рабочих лопаток. Системы охлаждения турбинных лопаток могут быть подразделены на замкнутые и открытые. В замкнутых системах жидкий или газообразный теплоноситель циркулирует в замкнутом контуре, включающем в себя внутренние полости лопаток и теплообменник, в котором нагретый в лопатках теплоноситель охлаждается воздухом или топливом. В открытых системах воздушного охлаждения лопаток воздух, отбираемый от компрессора, используется непосредственно для охлаждения лопаток и выпускается затем в проточную часть турбины. Такие системы благодаря своей простоте получили широкое распространение. Хотя более сложные замкнутые системы могут обеспечить значительно более интенсивное охлаждение лопаток.

Под эффективностью охлаждения лопатки турбины принято понимать величину где Т*гw температура торможения газа, омывающего лопатку, К;

Т*в.вх температура торможения охлаждающего воздуха на входе в лопатку, К;

Тл осредненное значение температуры наружной поверхности лопатки, К.

При проектировании системы охлаждения газовой турбины усилия конструктора прежде всего должны быть направлены на обеспечение необходимой эффективности охлаждения лопаток при минимальном расходе воздуха, отбираемого на эти цели из-за компрессора.

Накопленный опыт проектирования свидетельствует, что степень охлаждения, т. е. разность между температурой газов Т*г и средней температурой материала лопаток Тл, может доходить до 350° С. Однако это снижение достигается за счёт использования около 4% от расхода воздуха, поступающего из компрессора высокого давления, что приводит к увеличению удельного расхода топлива на крейсерском режиме на 3%, а на максимальном режиме — к снижению тяги на 5% [35]. С увеличением температуры газа требуется большее количество воздуха, направляемого на охлаждение и не участвующего в повышении энергетических показателей двигателя.

При реализации цикла ГТД с Т*г=1600К приходится отбирать для охлаждения элементов турбины до 14% от расхода воздуха, поступающего из компрессора высокого давления. При осуществлении же цикла ГТД с перспективным значением температуры Т*г = 2000...2200 К для целей охлаждения турбины будет необходимо отбирать так много воздуха, что это приведёт к снижению всего эффекта от применения повышенной температуры газа.

Значение колеблется от 0,05 (для лопаток с продольными каналами для охлаждения) до 0,6 (для многоканальных и перфорированных лопаток).

На рисунке 1.1 показана зависимость средних коэффициентов эффективности охлаждения для различных схем от относительного расхода охлаждающего воздуха (на графике С безразмерный параметр, характеризующий эффективность схемы охлаждения, [21]).

Рисунок 1.1 Зависимость средней по профилю эффективности охлаждения рабочих лопаток В ГТД наземного, судового и авиационного применения используется два основных способа воздушного охлаждения лопаток высокотемпературной турбины:

- внутреннее конвективное охлаждение, при котором воздух проходит по каналам внутри лопатки и выпускается затем в проточную часть турбины за лопаткой (рисунок 1.2);

- заградительное охлаждение, при котором воздух выпускается через систему щелей или отверстий на поверхность лопатки и создает плёнку, защищающую лопатку от непосредственного соприкосновения с горячими газами (рисунок 1.3).

конвективным охлаждением.

1.1 Особенности рабочего процесса высокотемпературных турбин Тенденция развития современных авиационных двигателей гражданского и военного назначения направлена по пути форсирования основных рабочих параметров термодинамического цикла [14, 35, 38, 43, 53, 62, 110]: степени повышения давления воздуха в компрессоре *к, температуры воздуха за компрессором Т*к, и температуры газа на выходе из основной камеры сгорания перед турбиной Т*г. При создании газовых турбин современных и перспективных газотурбинных двигателей одной из основных проблем является обеспечение высокой эксплуатационной надёжности деталей при повышении параметров рабочего тела.

Практика показала, что темп роста прочностных характеристик материалов, используемых для изготовления деталей турбин, не успевает за темпом форсирования параметров термодинамического цикла газотурбинного двигателя. То есть, непрерывное повышение Т*г постоянно опережает развитие конструкционных сплавов по допустимым температурам Тдоп, увеличивает имеющийся дефицит жаропрочности (Т*г Тдоп) лопаток и дисков турбин, приводит к необходимости принудительного охлаждения их воздухом из компрессора. Основная доля (до 70%) [10] затрат воздуха и топлива на охлаждение турбины связана с удовлетворением требований к надёжности турбины высокого давления и, прежде всего, к её рабочей лопатке как наиболее нагруженной детали, для которой фактор исчерпания длительной прочности имеет решающее значение.

Численные исследования с термодинамической моделью охлаждаемой газовой турбины и данные реальных авиационных ГТД показали, что каждые 100° повышения Т*г заставляют отбирать из компрессора на охлаждение турбины 3,0…3,5 % воздуха, которые снижают коэффициент полезного действия турбины на 0,8…1,1 % и делают 30... 35К из каждых 100К повышения Т*г паразитными, т.к. ими компенсируется работа турбины, затраченная на её охлаждение [10].

Следовательно, без сокращения затрат воздуха и топлива на организацию охлаждения деталей турбины дальнейшее повышение параметров цикла не позволяет существенно улучшить экономичность ГТД. Поэтому задача создания эффективных систем охлаждения и тепловой защиты лопаток высокотемпературных газовых турбин превратилась в проблему, решение которой обеспечивает перспективное развитие различных отраслей газотурбостроения.

Решением проблемы может быть разработка эффективных систем охлаждения рабочих колёс ступеней газовых турбин [6, 21-24, 26-31, 34, 37, 49, 64, 71, 84которые бы гарантировали допустимое температурное и термонапряжённое состояние деталей и узлов при минимальных затратах на охлаждение.

Это достигается следующими основными путями:

рациональным распределением охлаждающего воздуха по каналам тракта охлаждения;

интенсификацией теплообмена в каналах системы охлаждения;

уменьшением утечек воздуха из системы охлаждения в проточную часть турбины;

регулированием расхода воздуха на охлаждение элементов газовой турбины.

Для выполнения требований по надёжности система охлаждения газовой турбины должна быть спроектирована так, чтобы не допускать попадание горячего газа в тракт охлаждения и вместе с тем утечки охлаждающего воздуха в проточную часть должны быть сведены к минимуму. С этой целью специальными конструктивными мероприятиями обеспечивается такое давление воздуха по всему тракту охлаждения, чтобы оно на незначительную величину превышало давление газа в соответствующих местах проточной части.

Сокращение общего расхода охладителя можно достичь за счёт повышения интенсивности теплоотдачи в охлаждающих каналах путём применения специальных дефлекторов, турбулизаторов потока и различных конструктивных элементов, увеличивающих поверхность теплоотвода.

Использование по возможности низконапорного воздуха, отбираемого после промежуточных ступеней компрессора с меньшими затратами энергии на его сжатие способствует снижению затрат на охлаждение.

Важным требованием, предъявляемым к системам охлаждения, является обеспечение равномерного температурного поля охлаждаемых деталей, предотвращающего возникновение опасных термических напряжений. Для этого согласовывают расходы охлаждающего воздуха с интенсивностью теплоотвода и распределением коэффициентов теплоотдачи со стороны горячего газа.

Рост степени сжатия воздуха в компрессоре *к сопровождается одновременным повышением не только температуры газа перед турбиной, но и температуры выходящего из компрессора воздуха. Таким образом, с повышением температуры газа усугубляется необходимость охлаждения деталей турбины, а возможности для этого у охлаждающего воздуха снижаются, так как хладоресурс более горячего воздуха ниже. Выходом из этого противоречия является постановка теплообменника для снижения температуры воздуха, используемого для целей охлаждения, либо использование более эффективных, с высокими значениями коэффициента, схем охлаждения.

Ещё одним важным требованием является обеспечение высокой надёжности системы охлаждения в процессе эксплуатации ГТД, которая зависит от стабильности расходных характеристик элементов системы охлаждения, в свою очередь, определяемые совершенством конструкторских решений и технологическими возможностями.

В решении проблемы создания высокотемпературных турбин наиболее сложной задачей является обеспечение надежной работы рабочих лопаток, подверженных непосредственному воздействию газового потока и высоким механическим нагрузкам. В настоящее время эта задача решается применением охлаждаемых лопаток.

По сравнению с известными способами – воздушным охлаждением по замкнутой схеме, внутренним и внешним жидкостным охлаждением, использованием промежуточного теплоносителя и др. – наиболее распространённая открытая схема воздушного охлаждения элементов газовой турбины, в которой воздух, отбираемый из компрессора, охладив лопатки, поступает в проточную часть, имеет ряд существенных преимуществ: сравнительная простота и эксплуатационная надёжность. Открытая система охлаждения является единственной, осуществленной в серийном производстве схемой охлаждения газотурбинного двигателя.

С целью определения положительных и негативных факторов влияющих на совершенство систем подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток газовых турбин подробно проанализированы существующие в конструкциях ГТД системы подвода.

1.2 Анализ существующих схем охлаждения рабочих колёс высокотемпературных газовых турбин Анализ конструктивных схем подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток газовых турбин позволяет выделить основные, наиболее используемые в конструкциях ГТД системы. Самой распространённой системой подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД является подача охладителя через аппарат предварительной закрутки (АПЗ) и отверстия в диске рабочего колеса.

Рисунок 1.4 Подвод воздуха на охлаждение Рисунок 1.5 Подвод воздуха на охлаждение рабочих лопаток первой ступени ТВД двига- рабочих лопаток первой и второй ступеней теля ГТД-4РМ (М75РУ) разработки ОАО ТВД двигателя ГТД-10РМ (ГТД-6,3РМ, Схема подвода представлена на рисунках 1.4 и 1.5. Она реализована в турбинах двигателей ГТД-4РМ (М75РУ), ГТД-6,3РМ (ГТД-10РМ, М70ФРУ) [85], Д049, F-100, Grifans, ДН70Л, ДТ-71 и M88-3 [35, 43, 70, 71, 97, 99, 109]. На рисунках стрелками обозначены направления течения охлаждающего воздуха. Свое широкое распространение такая схема подачи охлаждающего воздуха получила благодаря технологической простоте доработок каналов подачи охлаждающего воздуха при доводке рабочих лопаток по тепловому состоянию. Необходимое форсирование охлаждения по расходу воздуха обеспечивается увеличением перепада давления на системе охлаждения рабочей лопатки, которое может быть получено увеличением пропускной способности каналов в аппарате предварительной закрутки, а в некоторых случаях и раскрытием площадей отверстий в диске рабочего колеса. Повышению давления в преддисковой полости также способствует постановка двух уплотнительных лабиринтов, герметизирующих систему подачи воздуха на охлаждение рабочих лопаток от полостей с пониженным давлением и от проточной части. Ещё одним преимуществом схемы является положительное влияние наддува полости перед рабочим колесом турбины высокого давления на величину осевой силы ротора турбокомпрессора.

Наряду с перечисленными достоинствами рассматриваемая система подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам обладает рядом недостатков:

технологическая сложность закрытия каналов в аппарате предварительной закрутки, в случае необходимости снижения расхода охлаждающего воздуха через рабочие лопатки, а также для уменьшения утечек воздуха в проточную часть турбины перед рабочим колесом;

отверстия (количество по числу рабочих лопаток) в диске рабочего колеса отрицательно сказываются на прочностных характеристиках диска. Что усугубляется при форсировании системы охлаждения рабочих лопаток по расходу охлаждающего воздуха, когда требуется увеличение диаметра указанных отверстий. Однако, наличие данных отверстий благоприятно сказывается на повышении напорности системы охлаждения рабочих лопаток, т.к. в данных, практически радиальных, каналах происходит повышение давления воздуха под действием центробежного поджатия при вращении рабочего колеса;

повышенные потери давления воздуха на входе и выходе из отверстий в диске рабочего колеса. Кроме того, на выходе из указанных отверстий течение воздуха из отверстия переходит в течение в плоском канале замковой части рабочих лопаток, что также увеличивает потери давления, которые негативно сказываются на напорности систем охлаждения рабочих лопаток.

Следующей по распространённости в турбинах ГТД системой подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам является система подачи через аппарат предварительной закрутки (АПЗ), диффузорный канал между напорным диском и основным диском, и отверстия, выполненные в диске рабочего колеса.

Данная схема подвода представлена на рисунках 1.6 и 1.7. Она реализована в турбинах двигателей АЛ-41Ф1 (изд. 117), НК-56, ПС-90А, ТВ7-117, РД-33, АЛизд. 20), НК-32, «К» (прототип двигателя НК-93) [35, 70, 98, 99].

Рисунок 1.6 Подвод воздуха на охлаждение Рисунок 1.7 Подвод воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД и ТНД двигателя рабочих лопаток ТВД и ТНД двигателя АЛ-41Ф1разработки ОАО «А.Люлька – ПС-90А разработки ОАО «Моторостроитель»

К преимуществам предыдущей схемы подвода в данной конструкции добавлен напорный диск, который позволяет повысить перепад на системе охлаждения рабочих лопаток. Данный факт актуален для рабочих лопаток с перфорированной входной кромкой, а также для лопаток с выпуском воздуха из каналов выходной кромки до горлового сечения межлопаточного канала, где давление газа выше, чем в осевом зазоре за рабочим колесом. Однако, повышение давления в преддисковой полости рабочего колеса возможно реализовать также и постановкой двух уплотнительных лабиринтов (схема изделия М70ФРУ), которые в конструкции изделия 117 отсутствуют. Их отсутствие объясняется тем, что на изделии 117 в магистрали подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД присутствует воздухо-воздушный теплообменник, который необходим для обеспечения ресурса лопаток циклонно-матричной конструкции ( =3,82%) и замковых соединений лопатка–диск. По этой причине повышение давления воздуха перед рабочими лопатками ТВД увеличением пропускной способности аппарата предварительной закрутки нецелесообразно, т.к. приводит к повышенным утечкам воздуха в осевой зазор проточной части перед рабочим колесом, или исчерпало себя в условиях работы турбины высокого давления изделия 117.

Следовательно, в конструкцию введен безлопаточный диффузор, который формируется диском рабочего колеса и напорным диском. В последствии система подачи воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД изделия 117 была форсирована по расходу воздуха (на РК вместо =3,82% реализовано =5,95%) на изделии 129 (и в проекте изделия 133) путём постановки уплотнительных лабиринтов над и под каналами аппарата предварительной закрутки, что позволило существенно повысить давление за каналами АПЗ (с ~0,5Р*к до ~0,67Р*к).

Следующей по распространённости схемой подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам в конструкциях газовых турбин является схема подачи через АПЗ и пазы, выполненные в диске рабочего колеса.

Схема подвода, представленная на рисунках 1.8 и 1.9, относительно схемы с отверстиями в ободной части диска рабочего колеса (рисунок 1.4) позволяет повысить прочностные характеристики ободной части диска за счёт отсутствия отверстий и, следовательно, снизить массу диска. Данная схема обладает всеми преимуществами схемы, представленной на рисунке 1.4, но при её реализации не обеспечивается требуемое повышение давления в каналах рабочего колеса как это осуществляется в радиальных отверстиях.

Рисунок 1.8 Подвод воздуха на охлаждение Рисунок 1.9 Подвод воздуха на охлаждерабочих лопаток первой и второй ступени ТВД ние рабочих лопаток ТВД двигателя двигателя РД-600В (ТВД-1500) разработки ОАО SaM-146 разработки фирмы К преимуществам схемы (рисунок 1.9) следует отнести то, что под подошвой замков рабочих лопаток организованы подводящие каналы между выступами диска, что благоприятно сказывается на снижении потерь давления воздуха в магистрали подвода. Она реализована в турбинах двигателей РД-600В (ТВД-1500), Д436, Р25, CF-34, SaM-146 и EJ-200 [35, 70, 71, 97, 98, 109].

Недостатком данной схемы являются большие потери давления на повороте воздуха при входе в каналы системы охлаждения лопаток под подошвой замковой части лопаток.

Рассмотрим ещё одну систему подвода охлаждающего воздуха через аппарат предварительной закрутки (АПЗ), забирая его из преддисковой полости. Такая конструкция представлена на рисунках 1.10 и 1.11.

Технологически она наиболее проста для конструктивного исполнения. Недостаток схемы - невозможность форсирования рабочих лопаток по расходу воздуха при необходимости в случае повышения температуры газа в проточной части турбины. Так как раскрытие площадей каналов в аппарате закрутки в данной схеме может приводить только к повышению утечек воздуха в проточную часть перед рабочим колесом и как следствие к снижению коэффициента полезного действия турбины, за счёт ухудшения газодинамической эффективности.

Рисунок 1.10 Подвод воздуха на охлаждение Рисунок 1.11 Подвод воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД двигателя RB-168-25R рабочих лопаток ТВД двигателя Д136 разраSPEY разработки фирмы ботки ЗМКБ «Прогресс» (Украина).

Rolls-Royse (Великобритания).

Давление охлаждающего воздуха на входе в рабочие лопатки при использовании такой системы невозможно увеличить из-за отсутствия уплотнительного лабиринта над аппаратом предварительной закрутки от проточной части турбины.

Следует выделить следующий важный недостаток конструкции системы охлаждения – в случае несогласованности расходных характеристик каналов аппарата предварительной закрутки и комплекта рабочих лопаток, когда потребности систем охлаждения рабочих лопаток выше возможностей по пропускной способности каналов в аппарате предварительной закрутки, реализуется затекание горячего газа из проточной части турбины в межвенцовый осевой зазор ступени перед рабочим колесом и далее в систему охлаждения рабочих лопаток. Этот дефект также является следствием отсутствия уплотнительного лабиринта над аппаратом предварительной закрутки. Его устранение возможно опытными работами на газогенераторах или двигателях с подробной препарацией полостей турбины и последовательным согласованием пропускных характеристик каналов аппарата предварительной закрутки и комплекта рабочих лопаток.

Рассмотренная схема подачи воздуха к рабочих лопаткам реализована в турбинах двигателей RB-168-25R SPEY, Д36, Д136 и ДВ-2 [35, 70, 71, 97, 98, 99].

В некоторых вариантах конструктивных схем подача охлаждающего воздуха осуществляется через полости ротора и отверстия, выполненные в диске рабочего колеса. Такая конструктивная схема подачи воздуха на охлаждение рабочих лопаток представлена на рисунке 1.12. Она реализована в турбинах двигателей ГТД-110, АЛ-21 и F-100 [35, 97]. Так же как и для предыдущей схемы (рисунки 1.10 и 1.11) её конструктивное исполнение технологически является достаточно простым. Применять её допускается в конструкциях турбин, где отсутствуют сложности по обеспечению требуемого ресурса или жёсткие требования по перепаду на системе охлаждения рабочих лопаток.

В конструкциях турбин с применением данной системы подачи охладителя к рабочим лопаткам первой ступени, как показывает практика, наблюдаются высокие путевые потери давления охлаждающего воздуха. Однако у данной системы имеется и положительная сторона, а именно реализация центробежного поджатия охлаждающего воздуха в радиальных каналах, что обеспечивает требуемый уровень давления воздуха на входе в рабочие лопатки турбины.

Другим положительным моментом применения системы является возможность регулирования расхода воздуха, затрачиваемого на охлаждение рабочих лопаток путём замены во время испытаний (эксплуатации) дроссельных элементов в трубопроводах наружных магистралей. Операция выполняется без демонтажа изделия в сборочный цех и его разборки.

При применении системы слабым местом является недопустимость использования перфорации входной кромки рабочих лопаток турбины. При её реализации не обеспечивается потребный для работоспособности перфорации уровень давления воздуха в системе охлаждения лопаток. Это в свою очередь может привести к затеканию горячей газовой среды в полости лопатки и, следовательно, к снижению её запасов прочности или к прогарам.

Рисунок 1.12 Подвод воздуха на охлаждение Рисунок 1.13 Подвод воздуха на охлаждение рабочих лопаток первой и второй ступени рабочих лопаток первой и второй ступени ТВД двигателя ГТД-110 разработки ТВД двигателей Д30КП/КУ разработки НПО «Зоря – Машпроект» (Украина). ОАО «Моторостроитель» (Россия).

Рассматриваемая схема подачи воздуха на охлаждение рабочих лопаток не получила широкого распространения в конструкциях газовых турбин.

Усовершенствованным вариантом предыдущей схемы (рисунок 1.12) следует рассматривать схему подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам турбины через полости ротора, напорный диск и отверстия, выполненные в диске рабочего колеса (рисунок 1.13, первая ступень ТВД). Относительно схемы (рисунок 1.12) в данной схеме для обеспечения необходимого перепада в системе охлаждения рабочих лопаток применён безлопаточный диффузор образованный диском рабочего колеса и, так называемым, напорным диском. Рассматриваемая схема реализована в турбинах двигателей Д30КП/КУ, ПС-90А, НК-56 и НК-32 [43, 97, 99]. Работоспособность данной системы подтверждена широкой эксплуатацией двигателей семейства Д30. Однако, перечисленные изделия в настоящее время Т*гса=1439…1640К. При применении данной системы подачи воздуха в случае форсирования рабочих лопаток турбины по эффективности охлаждения, что связано с внедрением перфорации, в первую очередь на входной кромке, потребуется переход на более напорную по давлению систему подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам.

Аналогичные достоинства и недостатки, что и у схем, представленных на рисунках 1.7 (вторая ступень ТВД) и 1.13 имеет и система с подачей охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам через полости ротора, напорный диск и пазы, выполненные в диске рабочего колеса.

При реализации этой схемы с отверстиями в ободной части диска рабочего колеса (рисунок 1.13) повышены прочностные характеристики ободной части диска за счёт отсутствия отверстий и снижена его масса. Схема не получила широкого распространения в конструкциях. Её реализация связана с наличием подогрева охлаждающего воздуха при его течении от места отбора через полости ротора первой ступени ТВД. Однако она реализована в газовых турбинах двигателей ТВ3-117 и ПС-90А. К её недостаткам следует отнести большие потери давления на повороте воздуха при входе в пазы под подошвой замка лопатки.

Модификацией схемы, представленной на рисунке 1.6, является система охлаждения, при которой осуществляется подвод воздуха к рабочим лопаткам через АПЗ, напорный диск и пазы, выполненные в диске рабочего колеса. Такая схема представлена на рисунке 1.14. Она имеет те же преимущества по прочностным и массовым характеристикам диска, что и схемы, представленные на рисунках 1.8 и 1.9.

Схема реализована в турбинах двигателей АЛ-55И и EJ-200 [35, 70, 103]. Её недостатки большие потери давления на повороте воздуха при входе в пазы под подошвой замка лопатки.

Следует отметить, что все схемы с напорным диском имеют недостаток, который связан с обеспечением прочностных характеристик напорного диска или деталей его крепления. Опытная и серийная эксплуатация двигателей АЛ-55И и Д30КП/КУ, где доводка турбин связана с внедрением мероприятий по обеспечению работоспособности напорного диска, это подтверждает.

Рисунок 1.14 Подвод воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД двигателя АЛ-55И Модификацией схемы, представленной на рисунке 1.12, можно рассматривать схему с подачей воздуха через полости ротора и пазы, выполненные в диске рабочего колеса. Примером служит подача воздуха на охлаждение рабочей лопатки второй ступени ТВД изделия РД-600В (ТВД-1500) - рисунок 1.8. От рассмотренной ранее схемы она отличается тем, что вместо отверстий в ободной части выполнены пазы. Данная схема подвода относительно схем с отверстиями в ободной части диска рабочего колеса (рисунки 1.6, 1.12 или 1.13) имеет преимущества по прочностным и массовым характеристикам диска. Она реализована в турбинах двигателей РД-600В (ТВД-1500) и АИ-25ТЛ. К её недостаткам следует отнести большие потери давления на повороте воздуха при входе в пазы под подошвой замка лопатки, а также наличие подогрева охлаждающего воздуха при течении его от места отбора через полости ротора первой ступени ТВД до места подачи на охлаждение рабочих лопаток второй ступени.

Наименее распространённой в конструкциях турбин ГТД является система подачи воздуха к рабочим лопаткам через АПЗ, вращающиеся каналы подкачки и отверстия, выполненные в диске рабочего колеса. Данная схема реализована в ТНД изделия АЛ-41Ф1 и представлена на рисунке 1.6. Она является модификацией самой распространённой в конструкциях турбин схемы рисунок 1.4, и отличается тем, что для повышения перепада на системе охлаждения рабочих лопаток на основной диск устанавливаются каналы подкачки. Основным недостатком рассматриваемой схемы, который определяет её неширокое применение в конструкциях, является то, что дополнительная подкачка воздуха перед системой охлаждения рабочих лопаток требует совершения дополнительной работы, отбираемой от работы рабочего колеса, на котором установлены каналы подкачки.

В зависимости от условий работы рабочей лопатки в газовой турбине можно выделить низконапорные системы подвода охлаждающего воздуха и высоконапорные. Высоконапорные системы подвода характеризуются более высоким давлением воздуха в преддисковой полости относительно давления газа в осевом зазоре проточной части перед рабочим колесом (рисунок 1.15).

Рисунок 1.15 - Высоконапорная схема подвода Рисунок 1.16 - Низконапорная схема подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД. воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД.

В низконапорных системах давление в преддисковой полости незначительно (на 3…5%) выше давления в осевом зазоре и обеспечивается необходимым (рисунок 1.16). В высокотемпературных газовых турбинах, где охлаждение входной кромки и корыта пера обеспечиваются за счёт заградительного охлаждения путём развитой перфорации, необходимо применение высоконапорных систем подвода.

1.3 Пути совершенствования систем охлаждения рабочих колёс газовых турбин Оптимальные параметры и конструкция схемы подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам газовой турбины определяются исходя из следующих условий и факторов [4, 5, 32, 33, 41, 50, 52, 62, 90, 95, 96, 102, 105, 106]:

- назначение изделия и требования по ресурсу.

Любой газотурбинный двигатель имеет своё техническое назначение. Основные области применения ГТД с охлаждаемыми турбинами: авиационное военное, авиационное гражданское, судовое, промышленное и энергетическое (наземное). К всем ГТД указанных назначений применяются определенные требования по ресурсу, которые определяют требования по системе подвода воздуха к рабочим лопаткам турбины. Например: авиационный двигатель военного назначения характеризуется высокой температурой газа перед турбиной (Т*г 2000К) и относительно невысоким межремонтным ресурсом до 1000 часов. Таким образом система подвода воздуха к рабочим лопаткам турбины высокого давления должна обеспечивать работоспособность лопаток в условиях высоких температур в течении небольшого ресурса. И наоборот в авиационных двигателях гражданской авиации и в двигателях наземного (промышленного) применения система охлаждения должна обеспечивать работоспособность рабочих лопаток турбины при несколько меньших температурах газа (Т *г до 1800К), но в течение длительного ресурса (10000…25000 часов и более);

- параметрами термодинамического цикла и требованиями по экономичности отборов охлаждающего воздуха.

Система подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины должна быть спроектирована с минимальными потерями давления воздуха и минимальным подогревом воздуха, если подвод осуществляется через более горячие узлы ГТД. При этом давление в источнике отбора воздуха должно быть гарантированной выше, чем давление в месте сброса в проточную часть турбины.

- конструктивными особенностями газогенератора (двигателя), включая требования по габаритам и массе.

К каждому газотурбинному двигателю предъявляются требования по габаритам и массе. Более жёсткие данные требования в авиации, где необходимо обеспечить минимальную массу двигателя и разместить его в ограниченном пространстве мотогандолы (фюзеляжа). Поэтому магистрали подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины стараются выполнять через полости ротора.

На наземных (промышленных) ГТД требования по массе могут предъявляться только по причине снижения себестоимости изготовления, т.е. снижения стоимости расходуемого металла. На наземных, а также и на судовых ГТД допускается магистрали подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины изготавливать с запасом по пропускной способности для возможности регулирования расхода воздуха при доводке и эксплуатации двигателя.

- совершенством системы охлаждения рабочих лопаток.

Наибольший эффект от системы охлаждения рабочих лопаток на ресурсные показатели турбины достигается совместным повышением эффективности системы подвода воздуха к рабочим лопаткам и системы охлаждения самих лопаток.

Задача проектировщика при проектировании системы подвода воздуха обеспечить потребности непосредственно системы охлаждения лопаток с минимизацией негативных влияний (утечки, перерасход воздуха, подогрев воздуха) на параметры ГТД. Например: чем более развита перфорация пера лопатки, тем более гарантированный уровень давления воздуха необходимо обеспечить на входе в систему охлаждения для предотвращения затекания горячего газа в полости лопаток;

- прочностными характеристиками материалов турбины;

Ресурс рабочих лопаток определяется механическими свойствами материала, из которого они изготовлены. В связи с этим, уровень прочностных (механических) свойств материала рабочих лопаток, определяет конструктивный облик системы охлаждения рабочего колеса газовой турбины.

- эффективностью и ресурсом защитных покрытий на деталях турбины;

Покрытия в газовой турбине служат различным целям [88, 89]. Первая цель покрытий сводится к улучшению слабой устойчивости к окислению основного сплава (алюминид, Pt-алюминид, MCrAlY).

Вторая цель покрытий, используемых для высокотемпературных деталей создание термического барьера. Керамические покрытия обладают очень низкой теплопроводностью. При толщине до 200 мкм, они допускают перепад 200°С между температурой газа и температурой металлической поверхности. Однако, такие покрытия являются «кислород проводящими» и не предотвращают окисление подложки, лежащей в основе.

Последние поколения новых сплавов для монокристаллических турбинных лопаток содержат относительно высокий процент огнеупорных элементов, таких как Ta, W или Re, которые улучшают высокотемпературные механические свойства. Однако это выполняется за счёт Cr и Al. Учитывая жёсткие условия среды, в которых работают лопатки, удаление элементов (полезных для устойчивости к окислению) предполагает ещё большие проблемы устойчивости ТЗП.

Для уменьшения этого недостатка устойчивости к окислению/коррозии, для лопаток используется покрытие – связующий слой. Устойчивые к окислению покрытия предоставляют собой «переходный» слой, на который ТЗП налипает лучше. По этой причине, устойчивый к окислению слой указывается как связующий.

В настоящее время целостность лопаток газовой турбины сильно зависит от покрытий и дополнительных керамических покрытий, создающих термический барьер. К сожалению, абсолютной надёжности покрытия, продляющего срок службы лопатки, ещё не достигнуто.

Уровень развития материаловедения, опыт инженера - теплофизика, проектирующего системы охлаждения элементов газовой турбины, опыт инженера прочниста, высокие уровни технологии изготовления и культуры производства определяют высокие параметры и ресурс газовой турбины. Разработка теплозащитных покрытий, наносимых на детали горячей части двигателя, а особенно повышение их ресурса на протяжении длительной наработки является в настоящее время одним из основных направлений обеспечивающих повышение параметров термодинамического цикла ГТД.

Таким образом, цель работы может быть сформулированная следующим образом:

- на основе комплексного анализа разработать обобщающий параметр теплонапряжённого состояния охлаждаемого рабочего колеса высокотемпературной перспективной турбины, позволяющий осуществить комплексную оценку системы охлаждения, а также снизить риски и сроки разработки рабочего колеса на этапе проектирования.

Для достижения этой цели необходимо решить ряд задач:

- экспериментально изучить влияние параметров подачи охладителя на эффективность процесса термостатирования элементов проточной части турбины;

- на основе проведенного экспериментально-аналитического обобщения предложить параметр комплексной оценки качества создаваемой системы охлаждения рабочего колеса, учитывающий различные физические процессы, происходящие при работе газовой турбины;

- разработать методику проектирования высокоэффективной системы охлаждения рабочего колеса газовой турбины.

Выводы по главе 1. По конструктивному признаку выявлены десять наиболее распространённых схем подачи воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины высокого давления ГТД;

2. В рамках обзора представленного в настоящей главе установлено, что системы охлаждения рабочих колёс газовых турбин отличаются разнообразием по конструктивному исполнению, которое обусловлено различиями по газодинамическим и теплогидравлическим параметрам, а также по ресурсным показателям турбин;

3. Приоритетным направлением оценки эффективности и работоспособности систем охлаждения рабочих колёс первой ступени турбин высокого давления предлагается оперирование комплексным параметром, учитывающим различные процессы, происходящие при работе турбины, благодаря которому представляется возможным выбор наиболее перспективной для создаваемой турбины системы охлаждения.

ГЛАВА 2. Определение комплексного параметра, характеризующего физические процессы, происходящие при работе ступени газовой турбины 2.1 Постановка задачи определения комплексного параметра Как показано существующие системы охлаждения рабочих колёс первых ступеней турбин высокого давления ГТД отличаются конструктивным многообразием, которое определяется широкой областью применения и, соответственно многообразием термодинамических параметров двигателей и газодинамических параметров турбин. Для комплексной оценки эффективности и работоспособности системы охлаждения рабочего колеса турбины необходим параметр, совокупно учитывающий различные процессы, происходящие при работе ГТД. Ресурс турбины ГТД определяется ресурсом рабочих лопаток турбины высокого давления. На этапе проектирования новой перспективной турбины, при разработке эскизного проекта, необходимо определить конструктивный облик системы подвода воздуха и системы охлаждения рабочих лопаток. При этом используемые существующие наработки по системе охлаждения турбины-прототипа не всегда в полной мере обеспечивают необходимую правильность принятого решения. Для однозначного определения облика системы охлаждения турбины на начальных этапах её создания сделана попытка ввода комплексного безразмерного параметра, включающего в себя показатели газодинамики, гидравлики, теплообмена и прочности, отражающих разнообразные процессы, происходящие при охлаждении рабочих лопаток [83].

Охлаждаемая рабочая лопатка турбины находится в условиях функционирования газотурбинного двигателя. На её работу влияет множество различных факторов.

Основная задача рабочих лопаток - преобразование части энергии газового потока в механическую энергию вращения компрессора и основным фактором, определяющим работоспособность рабочей лопатки, является температура газа омывающего наружный профиль пера. Рабочие лопатки вращаются в составе рабочего колеса турбинной ступени и имеет смысл рассматривать температуру газа в относительном движении, которая ниже температуры газа на входе в рабочее колесо на величину [1]:

где – температура газового потока на входе в рабочее колесо в абсолютном движении, К;

– температура газового потока на входе в рабочее колесо в относительном движении, К;

с1 – скорость газового потока на входе в рабочее колесо в абсолютном движении, м/с;

w1 – скорость газового потока на входе в рабочее колесо в относительном движении, м/с;

Ср – теплоёмкость газа при постоянном давлении, Дж/(кгК).

При оценке теплового состояния рабочих лопаток первой ступени ТВД также можно пользоваться термодинамической температурой газа в осевом зазоре перед рабочим колесом – Т*г.рк,К.

Следующим важным фактором, влияющим на работоспособность охлаждаемой рабочей лопатки, является температура охлаждающего воздуха. В конструкции большинства турбин высокого давления воздух на охлаждение лопаток рабочего колеса первой ступени отбирается из-за последней ступени компрессора, т.е. из потока воздуха вторичной зоны камеры сгорания. Вместе с тем температура воздуха за компрессором, Т*к, К, определяется температурой воздуха на входе в компрессор Т*в.вх, К, и степенью сжатия воздуха в компрессоре *к.

При рассмотрении газодинамической эффективности и эффективности системы охлаждения рабочих лопаток газовых турбин величина расхода охлаждающего воздуха -, %, подаваемого во внутренние полости рабочих лопаток, является одним из определяющих работоспособность лопаток фактором. Обычно при теплогидравлических расчётах охлаждаемых лопаток и при термодинамических расчётах цикла ГТД оперируют величиной расхода воздуха на охлаждение лопаток рабочего колеса в процентном отношении от расхода воздуха на входе в компрессор.

Следующим фактором, влияющим на работоспособность охлаждаемых рабочих лопаток следует отметить частоту вращения ротора турбокомпрессора – nтк, с-1. Лопатки, входящие в состав рабочего колеса турбинной ступени, находятся в поле действия центробежных сил и любая частица материала каждой лопатки испытывает действие массы тела, расположенной выше по радиусу.

Параметрами, характеризующими совершенство и эффективности работы турбины с точки зрения газодинамики является эффективный КПД - *т.эф. Охлаждение рабочих лопаток турбины высокого давления оказывает влияние на КПД, но с другой стороны положительно влияет на ресурсные показатели турбины. Поэтому учет влияния охлаждения рабочих лопаток на газодинамическую эффективность и ресурс ТВД (, час) обязателен и может существенно ограничить возможности двигателя по обеспечению требований заказчика.

Целью численно-аналитического исследования является определение безразмерного комплексного параметра оценки эффективности и работоспособности охлаждаемого рабочего колеса первой ступени турбины, учитывающего различные физические процессы при работе ГТД.

2.2 Выбор критериев и разработка комплексного параметра оценки эффективности и работоспособности рабочего колеса охлаждаемой ступени газовой турбины Работу системы охлаждения рабочих колёс ТВД определяют в основном процессы газодинамики, гидравлики, теплообмена и прочности.

К основным критериям, определяющим данные процессы в системе охлаждения рабочего колеса турбины ГТД относятся следующие:

- эффективность охлаждения – ;

- относительный расход охлаждающего воздуха – ;

- температура газа в осевом зазоре перед РК турбины – Т*г.рк, К;

- температура за компрессором – Т*к, К;

- обороты ротора – n, с-1;

- ресурс рабочих лопаток –, час;

- эффективный КПД турбины – *т.эф.

Вышеперечисленных параметров для проектирования работоспособного и эффективного охлаждаемого рабочего колеса турбины явно недостаточно, так как в их число не включены гидравлические и конструктивные характеристики элементов газовой турбины. Кроме того, ресурс рабочей лопатки является величиной большого порядка, определение которой с достаточной точностью на этапе проектирования, без экспериментального подтверждения ресурсными испытаниями, довольно сложная задача. То есть, использование в качестве ресурсного показателя при оценке работы системы подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины величины ресурса не представляется возможным.

В связи с этим, в дополнение к рассмотренным параметрам, при анализе расчётно-экспериментальных данных по системам подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины, необходимо ввести дополнительные конструктивно-прочностные параметры, характеризующие работоспособность рабочих колёс газовой турбины. При проведении анализа использовались известные по техническому заданию параметры РК турбины и параметры, для определения которых не требуется проведения сложных расчётов.

При выполнении диссертационной работы собраны экспериментальнорасчётные параметры по тепловым, газодинамическим, конструктивным и прочностным характеристикам ТВД ГТД отечественного и зарубежного производства.

Всего собраны данные и выполнен анализ систем охлаждения рабочих колёс турбин 23-х различных ГТД. Ограниченность выборки связана только с доступностью информации для проведения необходимых расчётов и анализа. При проектировании и доводке турбин ГТД различного назначения имеют место отличающиеся подходы конструктивного исполнения систем двигателя, в том числе и системы охлаждения турбины. Отличия данных подходов связаны, в первую очередь, с различными ресурсными показателями предъявляемыми в технических требованиях от заказчика того или иного ГТД.

В работе проведено разделение ГТД по следующим назначениям:

- ГТД промышленного и энергетического применения (П и ЭГТД);

- ГТД гражданской авиации и морского назначения (Гражд. и морск. назн.);

- ГТД военной авиации (Воен. авиация).

Перечень рабочих колёс первой ступени ТВД ГТД, по которым проводился анализ, представлен в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Перечень двигателей использованных при анализе Для оценки эффективности и работоспособности рабочего колеса турбины высокого давления с открытой системой охлаждения ГТД различного назначения предлагается использовать следующие четыре безразмерных параметра: газодинамический, гидравлический, теплообменный и прочностной.

В турбинах ГТД воздух, использованный на охлаждение рабочих лопаток, сбрасывается в проточную часть, тем самым внося определённую часть потерь газодинамической эффективности и снижая КПД турбины.

На рисунке 2.1 представлены зависимости влияние выдува из каналов рабочих лопаток относительного расхода ( ) охлаждающего воздуха в проточную часть на снижение эффективного КПД турбины ( *т.охл.РЛ), полученные для одноступенчатой и двухступенчатой турбин по одномерному газодинамическому расчёту [93].

Рисунок 2.1 - Расчётная зависимость влияния выдува относительного расхода охлаждающего воздуха ( ) в проточную часть из рабочих лопаток на снижение эффективного КПД турбины *т.охл.РЛ) для одноступенчатой и двухступенчатой турбин.

На рисунке 2.2 представлена статистическая зависимость снижения эффективного КПД ( *т.охл.РЛ) из-за сброса охлаждающего воздуха ( ) из РЛ в проточную часть турбины от температуры Т*г.рк для ГТД различного применения.

Максимальные потери ( *т.охл.РЛ =0,043) КПД турбины от выдува воздуха из рабочих лопаток в проточную часть наблюдается для авиационных двигателей военного назначения, так как они в большинстве своём имеют одноступенчатую турбину для обеспечения потребных массовых характеристик. А в одноступенчатых турбинах (рисунок 2.1) влияние на газодинамическую эффективность выдува охлаждающего воздуха в проточную часть почти в 1,5 раза сильнее.

Рисунок 2.2 - Статистика по расчётно-экспериментальной зависимости снижения эффективного КПД ( *т.охл.РЛ) из-за сброса охлаждающего воздуха ( ) из РЛ в проточную часть турбины от В двигателях наземной тематики турбины в основном двухступенчатые и процент охлаждающего воздуха на охлаждение рабочих лопаток каждой ступени ниже, чем для одноступенчатой турбины. Кроме того ресурсные показатели двухступенчатой турбины наземной тематики обеспечиваются усилением конструкции прибавкой массы материала, ввиду отсутствия жёстких требований по массе, как для авиационных ГТД.

Оценку влияния выдува воздуха из системы охлаждения лопаток рабочего колеса на газодинамические характеристики турбины предлагается проводить с использованием безразмерного параметра:

В числитель первого сомножителя данного параметра поставлен эффективный КПД, основная характеристика газовой турбины с точки зрения газодинамического совершенства [1, 26].

В знаменатель первого сомножителя поставлена сумма эффективного КПД турбины и снижения данного КПД от выдува воздуха из рабочих лопаток, т.е. КПД турбины без влияния выдува охлаждающего воздуха из лопаточного венца рабочего колеса.

В выражениях 2.2 и 2.3:

- расход воздуха через систему охлаждения рабочих лопаток, кг/с;

расход газа в проточной части на входе в охлаждаемую ступень газо- вой турбины, кг/с;

- располагаемые энергии основного потока и охлаждающего воздуха, Дж/кг, [26].

Согласно [23] для случаев осуществления всех отборов воздуха за компрессором можно ориентировочно принять, что 0,5.

Тогда для рабочих лопаток первой ступени турбины, охлаждаемых воздухом из-за компрессора, запишем:

Поделив числитель и знаменатель первого сомножителя в выражении (2.4) где - коэффициент снижения эффективного КПД турбины за счёт выдува охлаждающего воздуха из лопаток рассматриваемого рабочего колеса.

Чем больше значение параметра 1, тем выше эффективность рабочего колеса турбины с точки зрения газодинамики.

Рисунок 2.3 - Статистические данные по зависимости параметра для турбин двигателей турбин двигателей различного назначения в зависимости от температуры Т*г.рк.

С ростом температуры газа параметр снижается, что объясняется ростом затрат воздуха на охлаждение рабочих лопаток. Минимальных значений (~0.98…0,985) параметр достигает при температурах Т*г.рк=1700К и выше где затраты на охлаждение рабочего колеса турбины становятся максимальными.

К гидравлическим критериям системы охлаждения рабочего колеса турбины следует отнести располагаемый перепад давления P на системе подачи и охлаждения рабочих лопаток. Это разность полного давления воздуха в месте отбора охладителя в компрессоре – Рвх и статического давления газа в проточной части турбины, куда осуществляется сброс охлаждающего воздуха - Рвых. Чем выше данный перепад, тем выше возможности по регулированию (форсированию и дефорсированию) подачи количества воздуха на охлаждение лопаток рабочего колеса. А также, чем выше данный перепад, тем более эффективную схему охлаждения рабочих лопаток представляется возможным реализовать – с большим количеством сопротивлений, которые одновременно служат интенсификаторами теплообмена. Выбор ступени компрессора, от которой будет осуществляться отбор воздуха на охлаждение турбины с высоким давлением одновременно сопровождается и отрицательными факторами. А именно - высокое давление подразумевает и высокую температуру охлаждающего воздуха, т.е. хладоресурс охладителя снижается, что может потребовать большего количества отбираемого воздуха.

Отбор воздуха с высоким давлением увеличивает необходимые потери термодинамического цикла, т.к. работа компрессора, затраченная на сжатие воздуха с более высоким давлением расходуется не на совершение работы турбины, а сбрасывается в проточную часть за турбиной и совершает полезную работу только в реактивном сопле, в свободной или в силовой турбине.

К гидравлическим критериям системы охлаждения рабочего колеса турбины относятся и коэффициенты потерь полного давления по тракту системы подачи охлаждающего воздуха к лопаткам рабочего колеса [33, 42, 60]. Следует выделять следующие виды гидравлических потерь полного давления: потери на входе и выходе из каналов, потери гидравлического сопротивления трения, местные потери (сужения, расширения каналов, ребра и т.п.). Обычно в конструкциях известных турбин тракт системы охлаждения сформирован с минимизацией потерь полного давления. Это достигается различными конструктивными элементами:

наружные и внутренние радиусы скругления в местах поворота потока, фаски, специальное профилирование лопаток в аппарате предварительной закрутки и максимально возможные по конструктивным соображениям и по соображениям обеспечения максимально допустимой массы площади проходных сечений системы подвода охладителя. К мероприятиям по снижению потерь полного давления следует отнести и снижение шероховатости внутренних поверхностей тракта системы подвода воздуха на охлаждение турбины. Однако, в конструкциях турбин умышленно применяются элементы, которые выполняют функции дросселя, создающего сопротивления потоку охлаждающего воздуха: аппараты предварительной закрути, обеспечивающие необходимый уровень скорости на входе в каналы рабочего колеса, и дроссельные шайбы в трубопроводах внешних коммуникаций, предназначенные для регулирования величины расхода воздуха в процессе доводки системы охлаждения и при эксплуатации. Учет всех видов потерь по тракту системы охлаждения рабочего колеса турбины на этапе эскизного проектирования, когда конструктивный облик турбины ещё не определен – задача не решаемая. Поэтому при выполнении анализа принято решение не учитывать коэффициенты потерь полного давления по тракту системы охлаждения в комплексном параметре оценки эффективности и работоспособности рабочего колеса.

Для оценки потерь давления на системе охлаждения рабочего колеса от места отбора охладителя в компрессоре до сброса его в проточной части турбины предлагается использовать следующий безразмерный параметр:

Рвх – статическое (или полное в зависимости от конструктивного исполнения места отбора) давление воздуха в компрессоре на входе в систему отбора воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины, Па;

Рвых – статическое давление на выходе из системы отбора воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины (давление газа в проточной части турбины), Па;

Р*к – полное давление воздуха за компрессором, Па;

*т – перепад полного давления газа в проточной части турбины;

Nст – номер рассматриваемой ступени ТВД;

Zст – число ступеней ТВД.

В числителе параметра находится располагаемый перепад давления на системе охлаждения рабочего колеса ТВД.

В знаменатель параметра введено значение перепада давления газа на ТВД *т в степени отношения номера рассматриваемой ступени Nст к общему числу ступеней турбины Zст. При рассмотрении рабочего колеса первой ступени турбины газогенератора Nст=1. Величина в первом приближении характеризует степень понижения давления газового потока в проточной части турбины до места сброса охладителя из системы охлаждения рабочих лопаток.

Параметр является отношением перепада давления на системе охлаждения рабочего колеса до места сброса его в проточную часть к степени понижения давления газового потока в проточной части турбины до места сброса охлаждающего воздуха.

Чем выше параметр тем более высокоперепадной будет система охлаждения рабочего колеса и, соответственно, имеется возможность для реализации более сложных интенсификаторов теплообмена, плёночного охлаждения пера рабочих лопаток и форсирования системы по расходу охлаждающего воздуха.

Статистические данные по параметру для турбин двигателей различного назначения в зависимости от температуры Т*г.рк представлены на рисунке 2.4.

Зависимости параметра для турбин двигателей различного назначения от температуры не наблюдается, что связано с различными конструктивными особенностями исполнения систем подвода воздуха и систем охлаждения непосредственно самих рабочих лопаток. Однако, согласно статистике, данный безразмерный параметр меняется в достаточно небольших пределах = 0,18…0,28.

Рисунок 2.4 - Статистические данные по зависимости параметра для турбин двигателей различного назначения в зависимости от температуры Т*г.рк.

Методология оценки системы охлаждения лопаток рабочего колеса газовой турбины по тепловому состоянию подробно изложена в литературе [7, 8, 41, 46, 51, 65, 90]. Для оценки совершенства системы охлаждения с точки зрения теплообмена при комплексном анализе теплонапряжённого состояния рабочего колеса турбины введём безразмерный параметр, представляющий из себя отношение осредненного удельного теплового потока через поверхность рабочей лопатки при её охлаждении к потребному удельному тепловому потоку, т.е. к удельному тепловому потоку, необходимому для обеспечения потребной температуры материала лопатки на заданный ресурс:

Удельный тепловой поток пропорционален разности температур и коэффициенту теплоотдачи, который в свою очередь при турбулентном режиме течения пропорционален величине расхода охлаждающего воздуха в степени 0,8.

Учитывая вышесказанное запишем выражение для в следующем виде:

В выражении (2.8):

- средняя по профилю эффективность охлаждения рабочей лопатки.

– потребная на заданный ресурс эффективность охлаждения рабочей лопатки, где Т*г.w – температура газа в осевом зазоре перед рабочим колесом турбины в относительном движении, К;

Т*в.вх – температура охлаждающего воздуха на входе в рабочую лопатку, К;

Тл – экспериментально замеренная (или расчётная) средняя температура на поверхности рабочей лопатки, К. При отсутствии экспериментальных данных для разрабатываемой лопатки, используются экспериментальные данные, полученные на лопатке - прототипе;

[Тл] – допустимая из условий прочности средняя температура материала лопатки на заданный ресурс, К;

– расход охлаждающего воздуха через лопатки рабочего колеса, отнесенный к расходу воздуха на входе в компрессор, Gк;

– потребный для обеспечения потребной эффективности охлаждения расход охлаждающего воздуха через лопатки рабочего колеса, отнесенный к расходу воздуха на входе в компрессор, Gк.

Предварительно в процессе выполнения эскизного проекта и при данном анализе величина определяется согласно:

где А – коэффициент, определяемый по известным значениям и для лопатки-прототипа по формуле:

При отсутствии данных по лопатке-прототипу предварительно принимать:

- А=3,5 - для лопаток с конвективно-плёночным охлаждением [43];

- А=6,0 - для лопаток с конвективным охлаждением.

При величине превышающей допустимый расход по требованиям ТЗ, а также величину 6,5% необходимо на данном этапе принять меры для её снижения: замена материала лопатки, нанесение на поверхность рабочей лопатки керамического покрытия, применение теплообменника для снижения температуры охлаждающего воздуха и пр.

Допустимая из условий прочности средняя температура материала лопатки определяется из уравнения:

где P – параметр Ларсона – Миллера, который характеризует длительную прочность материала лопатки [100];

–требуемый ресурс по ТЗ для проектируемой турбины или фактический ресурс для турбины, находящейся на этапах доводки и серийной эксплуатации, час;

С – постоянная, зависящая от уровня действующих напряжений [104].

Для определения параметра Ларсона – Миллера напряжение находится как:

где кв – коэффициент запаса прочности по несущей способности.

При выполнении данного анализа для наземных промышленных ГТД, ГТД морского применения и ГТД гражданской авиации кв =1,9, для ГТД военной авиации кв =1,3;

- напряжения в корневом сечении пера рабочей лопатки по расчёту, Па.

Рисунок 2.5 – Статистические данные по зависимости параметра для турбин двигателей различного назначения в зависимости от температуры Т*г.рк.

Параметр показывает отношение средней по профилю эффективности учетом фактического и потребного расходов охлаждающего воздуха через систему охлаждения рабочего колеса.

Чем выше параметр 3, тем система охлаждения рабочей лопатки и система подвода воздуха к рабочему колесу более эффективна, так как при этом обеспечивается более высокий теплосъем с лопатки при потребной величине расхода охладителя.

Статистические данные по параметру для турбин двигателей различного назначения в зависимости от температуры Т*г.рк представлены на рисунке 2.5.

Как видно из рисунка 2.5 параметр имеет значения в широкой области, в пределах Для двигателей различного назначения прослеживается тенденция снижения данного показателя с ростом температуры газа перед турбиной.

При температурах Т*г.рк 1600К параметр принимает минимальные значения.

Данный факт связан с тем, что при высоких расходах воздуха ( 5,0%) на охлаждение рабочих лопаток при столь высоких температурах газа дальнейшее увеличение расхода воздуха менее интенсивно сказывается на эффективности охлаждения.

Таким образом, при существующих тенденциях повышения термодинамической температуры газа перед турбиной до значений 2000К и выше, а также при существующих возможностях конвективного и конвективно-плёночного охлаждения дальнейшее увеличение расхода воздуха на охлаждение рабочих лопаток приводит к снижению комплексного показателя эффективности системы подвода воздуха 3 из-за высоких потребных затрат охлаждающего воздуха.

На этапе проектирования любого ГТД, когда ещё не известны конструктивные решения, которые будут заложены в его облик, учет прочностных параметров при выборе и оценке эффективности и работоспособности системы подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины проблематичен. Однако, определенные прочностные показатели характеризующие ступень охлаждаемой турбины ввести возможно [15, 50, 59, 98, 104]. С этой целью предлагается рассмотреть прочностной параметр, представляющий из себя отношение действующих напряжений растяжения к пределу прочности материала при температуре 800°С.

Указанное значение температуры принято исходя из среднестатистических данных по температуре рабочих лопаток, при которой обеспечивается потребный ресурс турбин различных ГТД.

Распишем коэффициент следующим образом:

где mл – масса пера лопатки, кг;

Sл – площадь металла лопатки в среднем сечении пера, м2;

aцб – ускорение центробежных сил при вращении ротора на радиусе среднего сечения, м/с2;

– угловая скорость вращения, рад/с;

n – частота вращения рабочего колеса турбины, с -1;

Rл – радиус среднего сечения пера лопатки, м.

Учитывая, что приближенно допускается принять запишем:

где – Fax – аксиальная площадь прочной части на выходе из рабочего колеса, м2;

– hл – высота пера рабочей лопатки, м;

В выражении (2.14):

окончательно можно записать:

Рабочие лопатки ТВД изготавливаются из разных материалов. В основном в качестве материала изготовления рабочих лопаток современных газовых турбин применяются жаропрочные, никелевые сплавы такие как: ЖС-6У, ЖС-32, ЧСВИ, Нимоник, Rene80 и пр. Используемые материалы обладают различными механическими свойствами.

Предел прочности это максимальное напряжение, выше которого пров исходит разрушение детали [15]. Предел прочности является наиболее распространённой характеристикой материала рабочей лопатки.

Для современных жаропрочных, никелевых сплавов варьируется в прев делах 9…11 108 Па при температуре 800°С.

Значение температуры 800°С принято исходя из статистических данных по средней температуре рабочих лопаток на максимальном режиме эксплуатации, при которой обеспечиваются требования по ресурсу.

Рисунок 2.6 – Статистические данные по зависимости параметра для турбин двигателей турбин двигателей различного назначения в зависимости от температуры Т*г.рк.

Значения параметра занимают широкую область от 0,14 до 0,42. Причем для двигателей наземной тематики данный параметр занимает область низких значений от 0,14 до 0,28. А для ГТД военного назначения параметр находится в области высоких значений до 0,42, что связано с высокой нагруженностью ступеней турбины (высокие окружные скорости) данных двигателей и жесткими ограничениями по габаритам (Fах).

Параметр для ГТД гражданского и морского назначения занимает промежуточную область от 0,15 до 0,30.

Чем выше параметр тем система подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины более совершенна, так как обеспечивает работоспособность лопаток более нагруженной ступени турбины. При этом величина не должна превышать допустимых напряжений с учетом обеспечения нормируемого запаса прочности для рабочей лопатки.

характеризуют систему охлаждения рабочего колеса с точки зрения её большей эффективности и работоспособности.

Поэтому комплексный параметр, характеризующий систему охлаждения рабочего колеса первой ступени турбины предлагается получать перемножением Коэффициент является комплексным параметром эффективности и работоспособности системы подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины ГТД, включающий в себя газодинамические, гидравлические, теплофизические и прочностные характеристики системы охлаждения рабочего колеса турбины.

Чем выше коэффициент, тем система подвода воздуха более эффективна и обеспечивается бльший ресурс рабочих лопаток турбины.

Зависимость коэффициента от температуры газа в осевом зазоре перед рабочим колесом перовой ступени ТВД Т*г.рк представлена на рисунке 2.7.

Как видно из графика, представленного на рисунке 2.7, зависимости параметра от температуры газа для ГТД трёх различных назначений достаточно хорошо укладываются по трем кривым линиям – трендам, проведенным по статистическим точкам значений параметра.

групп ГТД до значений =0,015…0,025, так как ресурс лопаток рабочего колеса снижается независимо от увеличения затрат охлаждающего воздуха. Основываясь на величинах, которые входят в комплексный параметр данный минимум значений является границей эффективной работы системы подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток турбины. Согласно набранной статистике, при значениях