DE2503513A1

DE2503513A1 - Vibrationsdaempfer fuer turbinenblattplattformen

Info

Publication number: DE2503513A1
Application number: DE19752503513
Authority: DE
Inventors: Richard Beal; John Donald Hennessey
Original assignee: General Electric Co
Current assignee: General Electric Co
Priority date: 1974-05-28
Filing date: 1975-01-29
Publication date: 1975-12-11
Also published as: JPS50153305A; CA1013259A; US3881844A; GB1491557A; FR2275641A1; JPS5855360B2; IT1031364B; FR2275641B1; DE2503513C2

Description

Vibrationsdämpfer für Turbinenblattplattformen

Die Erfindung bezieht sich allgemein auf Rotor- und Statorblätter von Turbomaschinen mit integral befestigten Plattformen und insbesondere auf eine verbesserte Vibrationsdämpfungseinrichtung zur Verminderung der Vibrationsenergie in Blattplattformen.

Die Hersteller von Gasturbinentriebwerken suchen fortwährend nach Lösungen für die BlattVibrationsprobleme, insbesondere wenn solche Blätter mit integralen Plattformen versehen sind. Beträchtliche Blattplattformresonanzen können über dem normalen Betriebsbereich eines Gasturbinentriebwerkes teilweise aufgrund von Vibrationsenergie auftreten, die von dem Blatt auf die Plattform

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übertragen wird. Eine Gestaltung zur Verhinderung dieser Resonanzen kann zu Kompromissen führen, die nicht akzeptabel sind. Beispielsweise könnte die Vergrößerung der Masse der Plattform das Gewicht der Turbomaschine nachteilig beeinflussen. Das Beseitigen einer Ecke der Plattform, um eine besonders kritische Resonanzstelle durch Abstimmung zu beseitigen, könnte Störstellen in der Strömungsbahn herbeiführen. Eine integrale Verriegelung benachbarter Blattplattformen untereinander könnte die Einfachheit der Montage und Demontage vermindern.

Diese Kompromisse leiden unter dem zusätzlichen Nachteil, daß die Blattplattformschwingungen eine Punktion der Blattdrehgeschwindigkeit, der aerodynamischen Plügelbelaatung, der relativen Geschwindigkeit de3 Arbeitsmediums in bezug auf den Flügel und der Masse und der Federkonetante der Plattform sind, so daß eine Lösung, die eine bestimmte Resonanzfrequenz eliminieren würde, nicht die Resonanz bei anderen Betriebszuständen des Triebwerkes eliminieren würde, und tatsächlich könnte sie andere an sich zulässige Vibrationswerte verschlechtern. Eine bekannte Lösung für dieses Problem bestand darin, daß eine Vielzahl von Stiften vorgesehen war, die in Öffnungen in der Rotorscheibe hineinpassen und unter der Wirkung der Zentrifugalkraft in einen Reibkontakt mit den überhängenden Blattplattformen gedrückt wurden. Diese Lösung hat jedoch den von Natur aus bestehenden Nachteil, daß sie eine Abnutzung an der Reibgrenzfläche zwischen der Plattform und den Stiften aufgrund der begrenzten Berührungsfläche erzeugt, die von den Stiften gebildet wird. Eine andere Lösung benutzt elastische Streifen, die zwischen die Plattform und die Scheibe gedrückt werden. Diesen Streifen fehlte aber die erforderliche Steifheit, um für eine effektive Dämpfung zu sorgen, sie wurden zerstört aufgrund der hohen Temperaturen oder sie haben sich deformiert.

Die der Erfindung zugrunde liegende Hauptaufgabe besteht deshalb darin, einen wirksameren und betriebssichereren Blattplattform-Vibrationsdämpfer zu schaffen, der die Vibrationsenergie in der Blattplattform absorbiert und dadurch die Blattplattform-Bewegung dämpft.

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Diese Aufgabe wird gemäß der vorliegenden Erfindung im wesentlichen dadurch gelöst, daß eine Vibrationsdämpfungseinrichtung in etwa um den Umfang der Blattscheibe herum zwischen der Scheibe und der Blattplattform angeordnet wird. Die Vibrationsdämpfungseinrichtung besteht aus einer umhüllenden Vorrichtung, die koaxial mit einem flexiblen Kernelement angeordnet ist. In ihren verschiedenen Ausführungsbeispielen kann die umhüllende Vorrich-. tung eine Vielzahl scheibenähnlicher Elemente oder eine Spiralwicklung (ähnlich einer Gitarrensaite) aufweisen. Die Zentrifugalkraft bewirkt, daß die Dämpfungseinrichtung in einen Reibkontakt mit der Blattplattform kommt, wodurch die Vibrationsenergie in der Blattplattform auf die Dämpfungseinrichtung übertragen wird. Durch das Reibungs-Zwischenspiel zwischen benachbarten Umhüllungselementen und zwischen den Elementen und dem Kern wird die Vibrationsenergie als Wärme abgeführt. Die Flexibilität des Kernelementes gestattet, daß die Dämpfungseinrichtung mit der räumlichen Anordnung der Plattform übereinstimmt, wodurch ein maximaler Kontakt zwischen der Plattform und dem Dämpfer sichergestellt wird. Eine erhöhte Drehgeschwindigkeit vergrößert die Kraft, die durch die Dämpfungseinrichtung auf die Blattplattform ausgeübt wird. Obwohl aneinanderstoßende Ecken benachbarter Plattformen normalerweise die Tendenz haben, bei verschiedenen Frequenzen und Amplituden zu schwingen, ist gemäß der vorliegenden Erfindung die Relativbewegung der Blattplattform in bezug auf eine benachbarte Plattform verringert, weil alle Plattformen in Reibkontakt mit einem gemeinsamen Dämpfungselement stehen. Weiterhin hat die Anordnung einee in Umfangsrichtung verlaufenden Vibrationsdämpfers zwischen der Plattform und der Scheibe den natürlichen Vorteil, daß das Leistungsvermögen der Turbomaschine verbessert wird, indem ein Labyrinthströmungspfad unter der Plattform gebildet wird, um eine Strömung von der Hochdruck- zur Niederdruckseite des Blattes unter der Plattform hindurch zu verhindern.

Die Erfindung wird nun mit weiteren Merkmalen und Vorteilen anhand der folgenden Beschreibung und der Zeichnung verschiedener Ausführungsbeispiele näher erläutert.

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Figur 1 ist eine perspektivische Ansicht von einer Turbomaschinenscheibenanordnung gemäß der vorliegenden Erfindung.

Figur 2 ist eine Schnittansicht der Scheibe gemäß der Figur 1.

Figur 3 ist eine vergrößerte Ansicht von einem Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Vxbrationsdämpfungseinrichtung.

Figur 4 ist eine Querschnittansicht nach einem Schnitt entlang der Linie 4-4 in Figur 3.

Figur 5 ist eine vergrößerte Ansicht ähnlich wie Figur 3 von einem alternativen AusfUhrungsbeispiel der Erfindung.

Figur 6 ist eine Querschnittsansicht nach einem Schnitt entlang der Linie 6-6 in Figur 5·

Figur 7 ist eine Schnittansicht von einer Turbomaschinenscheibe mit einem alternativen Einbau der Dämpfungseinrichtung gemäß der Erfindung.

In den verschiedenen Figuren entsprechen gleiche Bezugszahlen gleichen Elementen. In Figur 1 ist eine Turbomaschineneinrichtung 10 mit einer Scheibe 12 gezeigt, die eine in Umfangsrichtung verlaufende Befestigungsrille 14, Stege 16, 18, in Umfangsrichtung verlaufende Ausnehmungen 20, 22 und Dichtungszähne 24, 26 aufweist. Die in Umfangsrichtung verlaufenden Ausnehmungen 20, sind durch Umfangsflachen 28, 30 bzw. radiale Oberflächen 32, gebildet. Zahlreiche Blätter 36, die jeweils einen Flügel 38, eine Plattform 40 und Befestigungs-Schwalbenschwänze 42 umfassen, werden durch Einführungsschlitze 44 der Stege 16, 18 (s. Figur 2) in bekannter Weise eingeführt, um eine Ringkaskade aus Blättern zu bilden. Gemäß einem bevorzugten AusfUhrungsbeispiel sind die Plattformen 40 mit radial nach innen verlaufenden Flanschen 46, 48 auf axial vorderen und hinteren Kanten 50, 52 jeder Plattform 40 versehen. Im eingebauten Zustand arbeiten die Umfangsfläche 28, die radiale Oberfläche 32, der Plattformflansch 46

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und die untere Oberfläche der Plattform 40 zusammen, um einen in Umfangsrichtung verlaufenden Durchlaß oder Kanal 5Ί mit im allgemeinen rechtwinkligem Querschnitt zu bilden. Ein ähnlicher Durchlaß 56 ist unter dem axial hinteren Ende der Plattform 40 angeordnet, der durch die Oberflächen 30, 34, die Plattform 40 und den Flansch 48 umgrenzt ist.

Ein Vibrationsdämpfer ist innerhalb des Durchlasses 54 um den Umfang der Scheibe 12 herum eingesetzt. Wenn er nicht arbeitet, ist der Dämpfer 58 lose in dem Durchlaß 54 in einer speziellen Relation zur Plattform 40 gehalten. Der Vibrationsdämpfer 58 umfaßt in dem in Figur 3 dargestellten Ausführungabeispiel eine Umhüllung 60, die eine flexible Spule 62 aufweist, die spiralförmig um das flexible Kernelement 64 wie bei einer Klavier- oder Gitarrensaite herumgewickelt ist. Die Windungen der flexiblen Spulenumhüllung 60 stehen in Reibkontakt mit benachbarten Windungen an Grenzflächen 66 und ferner mit der äußeren Oberfläche des flexiblen Kernelementes 64 an der Grenzfläche 68, wie es in Figur 4 gezeigt ist. In dem Ausführungsbeispiel gemäß den Figuren 1 und 2 ist der Dämpfer 58 in Umfangsrichtung segmentiert, und jedes Segment ist gegenüber einer wesentlichen Umfangsbewegung dadurch fest gehalten, daß das eine Ende mit einer rechtwinkligen Biegung 70 versehen ist und mit dieser in einen Schlitz 72 in der Scheibe 12 eingreift (s. Figur 2). Dieses Ausführungsbeispiel sorgt für eine einfache Montage. Ein in gleicher Weise effektives Ausführungsbeispiel könnte einen zusammenhängenden kreisförmigen Dämpfer mit ähnlichen Charakteristiken verwenden.

Wie in Figur 2 gezeigt ist, sind die meisten Flügel 38 diagonal auf ihren entsprechenden Plattformen 40 angebracht. Somit sind zwei Plattformecken 74, 76, die relativ nahe an dem Flügel 38 sind, und zwei Ecken 78, 80 gebildet, die relativ entfernt sind. Als eine Folge der diagonalen Blattanordnung ändert sich die Steifheit der Plattform, und die nahen (steiferen) Ecken 74, 76 schwingen bei einer kleineren Amplitude, wogegen die entfernten (weniger steifen) Ecken 78, 80 mit größeren Amplituden schwingen.

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Im Betrieb dreht sich die Scheibe 12 um ihre Achse (nicht gezeigt), und die Drehung der Blätter 36 pumpt Luft von links nach rechts (Figur 1). Aufgrund der Pumpwirkung entstehen aerodynamische Erregungskräfte sowohl transienter ala auch stationärer Art, wodurch in den Plattformen 40 Vibration induziert wird. Zusätzliche Vibrationskräfte können in der Plattform durch direkte mechanische Kopplung mit dem Blattflügel 38 hervorgerufen werden. Unkontrolliert können diese Schwingungen wenigstens teilweise zur RiÄbildung im Blatt und in der Plattform führen.

Die Zentrifugalkraft, die durch die Rotation der Scheibe 12 hervorgerufen wird, drückt den Vibrationsdämpfer 58 in einen Reibkontakt mit der Unterfläche der Plattform 40. Der Grad bzw. die Größe der Kraft ist direkt proportional zum Quadrat der Drehgeschwindigkeit. Da die Zentrifugalkräfte den Vibrationsdämpfer 58 in einen Kontakt mit den Plattformen 40 drücken, erfahren benachbarte Abschnitte des Vibrationsdämpfers 58 gleichzeitig Schwingungen mit großer und kleiner Amplitude, die den Vibrationaarten der nahen bzw. entfernten Ecken 74, 80 bzw. 76» 78 entsprechen. Dies induziert eine Relativbewegung zwischen benachbarten Spiralen der flexiblen Spule und der Umhüllungsmittel 60 und zwischen der flexiblen Spule 62 und dem flexiblen Kernelement 64. Die Vibrationsenergie der Plattformen wird so auf den Dämpfer übertragen und an den Reibflächen 66, 68 in Form von Wärme abgeführt. Diese Dämpfung zusammen mit der Wirkung des Dämpfers 58 unter Zentrifugalbelastung begrenzt die Schwingungsamplitude der Blattplattform.

Der Dämpfung3grad kann durch die Auswahl der Materialien gesteuert werden, die für die Umhüllungsmittel 60 und das flexible Kernelement 64 verwendet werden, die die Masse und die Federkonstante der Vibrationsdämpfungseinrichtung 58 beeinflussen.

Zusätzlich hat die Anordnung eines in Umfangsrichtung verlaufenden Vibrationsdämpfers 58 zwischen der Plattform 40 und der Scheibe 12 den natürlichen Vorteil, daß die Leistungsfähigkeit der Turbomaschine verbessert wird, indem ein Labyrinth-Strömunga-

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pfad unter der Plattform 40 gebildet wird, um eine unerwünschte Strömung zu verhindern. Bisher konnte das Strömungsmittel frei von dem einen relativ hohen Druck aufweisenden Bereich am hinteren Plattformrand 52, zwischen der Plattform 40 und den Stegen 16, 18 zu der einen relativ niedrigen Druck aufweisenden Zone am unteren Plattformrand 50 3trömen. Durch Einfügung der Vibrationsdämpfungseinrichtung gemäß der Erfindung macht es der unterhalb der Plattform 40 gebildete Labyrinth-Strömungspfad erforderlich, daß die Strömung zusätzlich die Flansche 46 und 48 und weiterhin die Vibrationsdämpfungseinrichtung 58 umgehen muß, um die Plattform zu überqueren.

Gegenüber dem vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiel können selbstverständlich im Rahmen der gegebenen Lehren gewisse Änderungen vorgenommen werden. Beispielsweise kann bei gewissen Applikationen die Gehäusevorrichtung 60 eine Reihe ringähnlicher Scheiben 84 bilden, die auf dem flexiblen Kernelement 64 angeordnet sind, wie es in Figur 5 gezeigt ist. Diese Scheiben 84 können in einem gewissen, von 90° abweichenden Winkel zur Scheibenfläche durchbohrt sein, oder der Durchmesser D₁ kann größer sein als der Durchmesser D₂ des flexiblen Kernelementes 64 (s. Figur 6), so daß die Scheiben 84 unter einem gewissen Winkel Θ, der keine 90° beträgt, in bezug auf die Längsachse des flexiblen Kernelementes 64 angeordnet werden. Die Arbeitsweise eines derartigen Dämpfers ist im wesentlichen die gleiche wie in dem vorher beschriebenen Ausführungsbeispiel. Zusätzlich kann es bei einigen Anwendungsfällen vorteilhaft sein, daß die Dämpfungseinrichtung 48 in einem Umfangsschlitz 88 um den Umfang einer etwas modifizierten Scheibe 90 (s. Figur 7) herum angeordnet ist.

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Claims

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Ansprüche

·. lT) Vibrationsdämpfungseinrichtung für eine Turbomaschinenanordnung mit einem Strömungsmittelpfad, im allgemeinen zylindrischen Halterungsmitteln, einer Vielzahl radial verlaufenden Blättern, die an den Halterungsmitteln befestigt sind und jeweils einen Flügel aufweisen, ferner mit Befestigungamitteln zum Anbringen eines Blattes an den Halterungsmitteln und einer Plattform, die im Abstand zu den Halterungsmitteln und zwischen den Flügeln und den Befestigungsmitteln angeordnet ist und den Strömungspfad teilweise begrenzt, dadurch gekennzeichnet , daß Umhüllungsmittel (60) zwischen den Halterungsmitteln (12) und der Blattplattform (40) angeordnet sind und während des Betriebes des Strömungsmittelpfades in Kontakt mit den Blattplattformen (40) stehen und einen radialen Druck auf diese ausüben zum Dämpfen der Blattplattformbewegung und ein flexibles Kernelement (64) mit den Umhüllungsmitteln (60) zusammenwirkt und diesen gegenüber bewegbar ist und mit ihnen in Reibkontakt steht.
2. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Umhüllungsmittel (60) eine flexible Spule (62) aufweisen, die in einer Spirale um das Kernelement (64) herum angeordnet ist, wobei bestimmte Windungen der Spirale in Reibkontakt mit benachbarten Windungen stehen.
3. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Kernelement (64) segmentiert ist, jedes Segment im allgemeinen um einen Teil des Umfanges der Halterungsmittel (12) herum angeordnet ist und die Segmente (34) Hemmittel (70, 72) aufweisen zur Unterbindung einer wesentlichen Umfangsbewegung der Kernelementsegmente in bezug auf die Halterungsmittel (12).

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4. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Hemmmittel (70) einen Schlitz (72) in den Halterungsmitteln (12) umfassen und ein vorbestimmter Teil von jedem Segment unter einem Winkel zum Rest des Segmentes angeordnet ist und in dem Schlitz (72) verkeilt ist.
5. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die Umhüllungsmittel (60) durch eine Vielzahl von Teilen (62, 84) gebildet sind, die das Kernelement (64) im allgemeinen umgeben und relativ zueinander und zum Kern bewegbar sind, und vorbestimmte Teile in Reibkontakt miteinander stehen.
6. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die zahlreichen Teile (62; 84), welche den Kern umgeben, in einem anderen Winkel als 90° zur Längsachse dee Kernelementes angeordnet sind.
7. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die den Kern im wesentlichen umgebenden Teile diskrete Ringe (8¹O sind.
8. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß sie mit der Plattform (40) und der Halterungsstruktur (12; 90) zusammenwirkt zur Ausbildung eines Labyrinth-Strömungepfades, der eine Strömungsmittel3trömung zwischen der Halterungsetruktur und der Blattplattform verhindert.
9. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Halterungsstruktur drehbare Scheiben (12; 90) aufweist und der radiale Druck ein Ergebnis der Zentrifugalkräfte auf die Vibrationsdämpfungseinrichtung (58) ist.

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10. Vibrationsdämpfurigseinrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Scheiben (12j 90) eine in ümfangsrichtung verlaufende Ausnehmung (5¹I) aufweisen und die Vibrationsdämpfungseinrichtung (58) teilweise in dieser Ausnehmung (5^) angeordnet ist.
11. Vibrationsdämpfungseinrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß sie einen aufgeschnittenen Ring (64) umfaßt, der in Umfangsrichtung zwischen der drehbaren Scheibe (12; 90) und der Blattplattform (MO) angeordnet ist.

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