DE2553193A1

DE2553193A1 - Bohrungsschaufeleinrichtung fuer turbinenschaufeln mit bohrungseintrittskuehlung

Info

Publication number: DE2553193A1
Application number: DE19752553193
Authority: DE
Inventors: Richard Helmer Andersen; Carl Reuben Dins; Frederick Charles Herzner
Original assignee: General Electric Co
Current assignee: General Electric Co
Priority date: 1974-11-29
Filing date: 1975-11-27
Publication date: 1976-08-12
Also published as: FR2292866B1; IT1049944B; GB1525934A; JPS5177711A; US3982852A; FR2292866A1; JPS5941001B2

Description

Bohrungsachaufe!einrichtung für Turbinenschaufeln mit Bohrungs eintrittskühlung

Die Erfindung bezieht sich allgemein auf Gasturbinen-Triebwerke und insbesondere auf Turbinen-Kühlsysteme.

Der Wirkungsgrad eines Gasturbinen-Triebwerkes ist eine Punktion mehrerer Triebwerksparameter, zu denen die Temperaturen, die innerhalb der Brennkammern erzielbar sind, und weiterhin die Luftmenge gehören, die aus dem Triebwerkskreislauf herausgezogen wird, um verschiedene Kühlfunktionen innerhalb des Triebwerkes zu erfüllen. Der erste Parameter verbessert den Wirkungsgrad des Triebwerkes, während der letztere nachteilig für den Gesamtwirkungsgrad

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des Triebwerkes ist. Der Wirkungsgrad kann weiter darunter leiden, daß überhöhte Luftverluste als Folge von Leckage durch schlecht sitzende Dichtungen auftreten. Zusätzlich wird die strukturelle Integrität eines Triebwerkes verbessert, wenn strukturelle Belastungen durch Elemente des Triebwerkes geführt werden, die nicht den hohen Temperaturen und damit verbundenen thermischen Beanspruchungen ausgesetzt sind. Das Problem wird noch komplizierter, wenn die Drehgeschwindigkeiten des Triebwerkes erhöht werden, wodurch die Strukturteile weiter beansprucht werden. Deshalb sieht sich der Turbinenkonstrukteur ständig einen» Gleichgewichtsproblem ausgesetzt, wie er die Verbrennungstemperaturen und die Drehzahlen dee Triebwerkes erhöhen 30II, um den Wirkungsgrad zu verbessern, und wie erjtrotzdem zulässige Beanspruchungswerte in den Komponenten beibehalten soll, die hohen Temperaturen und Zentrifugalbelastungen ausgesetzt sind.

In der Vergangenheit sind verbesserte Verfahren gesucht worden, um für eine verbesserte Kühlung desjenigen Turbinenabschnittes eines Gasturbinen-Triebwerkes zu sorgen", der sich unmittelbar stromabwärts vom Brenner befindet und durch den die heißen Verbrennungsgase hindurchströmen. Deshalb ist es üblich geworden, relativ kalte Luft vom Kompressorabschnitt des Triebwerkes stromaufwärts vom Brenner abzuleiten und nach hinten durch Turbinenblätter hindurchzuführen, die in bekannter Weise mit weitläufigen Kanälen versehen sind. Für eine Kühlung wi'rd durch Wärmeleitung und Aufprall auf innere Abschnitte der Turbinenblätter gesorgt, wobei die Kühlluft typischerweise durch zahlreiche Öffnungen in dem Blattkörper ausgestoßen wird, die häufig so orientiert sind, daß ein Kühlfilm auf der Oberfläche des Flügelblattes gebildet wird. Somit wird die Kühlung des Turbinenblatte3 in effektiver Weise erreicht. -

Ein neueres Konzept ist in der US-PS 3 742 706 beschrieben. Dort wird Kühlluft von dem Kompressorabschnitt durch eine Ablaßöffnung der Kompressor-Zwischenstufe abgeleitet und durch eine radiale Einströmungspumpe radial nach innen eingeführt. Die kühlluft strömt durch einen umschlossenen drehbaren Ringraum zum Turbinen-

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abschnitt, wo sie in die Bohrung einer hohlen Turbinenscheibe durch eine Zentrifugalpumpe eingezogen wird, die ein System darin angebrachter radialer Schaufeln oder Rippen umfaßt. Die Kühlluft wird dann durch den Rand der Scheibe hindurch und in die damit in Verbindung stehenden Basisteile der Turbinenblätter in bekannter Weise ausgestoßen.

Aufgrund der hohen Turbinenbelastungserfordernisse, die sich bei fortgeschrittenen Turbinen|steilen, ist jedoch die Rotordrehzahl extrem hoch und häufig zwischen 25 und 50 % höher im Vergleich zu gegenwärtig laufend produzierten Triebwerken. Diese hohe Drehzahl übt Zentrifugalkräfte auf alle Rotorkomponenten aus, die das Doppelte an konventionellen Triebwerken betragen können. Aufgrund dieser Erscheinung muß eine hohle Bohrungseintrittsscheibe, wie sie in der vorgenannten US-PS 3 7^2 706 beschrieben ist, zusätzlich ein he raus ragen de s Last führungs vermögen besitzen, während sie .die ungewöhnlichen hohlen geometrischen Charakteristiken besitzt, die zur Führung der Kühlluft zu den Turbinenblättern erforderlich sind. Es hat sich gezeigt, daß die extrem hohen Drehzahlen, die bei derartigen, eine hohe Drehzahl aufweisenden Turbinen auftreten, bewirken, daß die radialen Schaufeln oder Rippen weit über das Materialvermögen hinaus auf Druck beansprucht werden.

Das sich dem Gasturbinen-Konstrukteur stellende Problem besteht deshalb darin, ein höchst effizientes Kühlsystem für moderne, mit hoher Drehzahl und hoher Temperatur arbeitenden Turbinen zu schaffen, bei denen die Druckbeanspruchungen der Scheibenrippe auf zulässigen Werten innerhalb der Materialgrenzen gehalten werden.

Die der vorliegenden Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht deshalb in der Schaffung einer verbesserten thermisch belasteten Turbinenscheibe, die den bei den hohen Drehzahlen auftretenden hohen Zentrifugalbelastungen standhalten kann.

Diese Aufgabe wird, kurz gesagt, erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß eine Bohrung3schaufelanordnung in die Turbinenscheibe eingefügt wird, die einen Betrieb bei extrem hohen Drehzahlen gestat-

tet, während die strukturelle Integrität der Scheibe trotzdem beibehalten wird. Die Scheibe ist mit einem ringförmigen Kanal an ihrem inneren Ende versehen, der strömungsmäßig mit zahlreichen radial verlaufenden Kanälen verbunden ist, die zum Außenumfang der Scheibe führen, wobei diese Kanäle ihrerseits in bekannter Weise mit den einzelnen Turbinenblättern in Verbindung stehen. Die erforderliche zentrifugale Pumpwirkung wird durch eine Stufe von Scheibenbohrungsschaufeln gebildet, die innerhalb des ringförmigen Kanales angeordnet sind, wobei jede Schaufel sich axial über den Kanal erstreckt und dadurch eine säulenförmige Stütze für beide Seiten der Scheibe bildet. Diese Stütze wirkt der Tendenz der Scheibenhälften entgegen, sich während hoher Zentrifugalbelastungen mit damit verbundenen hohen Beanspruchungen auf der Innenseite der Scheibenhälften nach innen aufeinander zu zu biegen, wie es im folgenden noch näher erläutert wird.

Die Kühlluft wird in die Scheibenbohrungsschaufeln eingeführt, die die Kühlluft pumpen und in der erforderlichen, im wesentlichen radialen Richtung führen. Wenn die Luft den Scheibenrandbereich erreicht, wird sie wieder in bekannter Weise in die einzelnen Blätter eingeführt mittels der zusammenarbeitenden Löcher in den unteren Enden der Schwalbenschwänze der Blätter.

Die Erfindung wird nun mit weiteren Merkmalen und Vorteilen anhand der folgenden Beschreibung und der Zeichnung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels näher erläutert.

Figur 1 ist ein schematischer Längsschnitt durch ein die Erfindung enthaltendes Gasturbinen-Triebwerk.

Figur 2 ist eine geschnittene perspektivische Ansicht im vergrößerten Maßstab von einem Teil des in Figur 1 gezeigten Turbinenrotors.

Figur 3 ist eine Querschnittsansicht der in Figur 2 gezeigten Turbine und zeigt spezielle geometrische Charakteristiken.

Figur M ist eine vergrößerte Querschnittsansicht von einem bekannten Rotor und zeigt die Turbinenrotorseheibenverformung unter hohen zentrifugalen Belastungen.

Figur 5 ist eine Teilansicht entlang der Linie 5-5 in Figur 3. Figur 6 ist eine Teilansicht entlang der Linie 6-6 in Figur 5· Figur 7 ist eine Teilansicht entlang der Linie 7-7 in Figur 5.

In Figur 1 ist ein die Erfindung verkörperndes Triebwerk 10 gezeigt, das einen Axialströmungskompressor 12 aufweist, der in den Einlaß 14 eintretende Luft komprimiert, um die Verbrennung des Brennstoffes im Brenner 16 zu unterstützen. Der im Brenner 16 erzeugte heiße Gasstrom strömt durch die Turbine 18 und treibt diese an, die ihrerseits antrieb3mäßig mit dem Rotorabschnitt des Kompressors 12 durch eine Welle 22 in der für ein Gasturbinen-Triebwerk üblichen Weise verbunden ist. Der heiße Gasstrom tritt dann in eine Nachbrennerkammer 24 ein, wo zusätzlicher Brennstoff selektiv zugeführt und verbrannt wird, bevor der Gasstrom durch eine Düse 26 hindurch austritt, um für eine Antriebskraft des Triebwerkes zu sorgen.

Die vorstehende Beschreibung 13t für viele derzeitige Triebwerke typisch. Es kann jedoch auch irgendein anderes Gasturbinen-Triebwerk verwendet werden, und die Erfindung ist nicht auf Triebwerke des Turbojet-Typs beschränkt. Beispielsweise ist die Erfindung auch auf Triebwerke des Turbofan-Typs und auf moderne Triebwerke mit gemischtem Zyklus anwendbar.

In Figur 2 ist die Turbine 18 mit einer drehbaren Scheibe 28 gezeigt, an der ein nach vorne und hinten gerichtetes Paar geflanschter zylindrischer Teile 30 bzw. 32 ausgebildet ist. Die Turbinenscheibe 28 ist mit einem geflanschten kegeletumpfförmigen

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Abschnitt 34 der Welle 22 durch eine mit Bolzen versehene Verbindung 36 verbunden.

Der Kompressorrotor 20 und die Turbine 18 sind weiterhin mittels einer zweiten Welle 40 verbunden, die koaxial zur Welle 22 angeordnet ist und dazwischen teilweise eine Kammer 42 (siehe Figur 1) bildet. Zusammen mit der zweiten Welle 40 ist ein hinterer Plansch 44 ausgebildet, der an dem geflanschten Teil 30 durch eine Bolzenverbindung 46 fest angebracht ist. Eine Scheibenstruktur 48 kann zwischen den Teilen 30 und 44 angeordnet sein, um der drehbaren Außenwelle 40 strukturelle Festigkeit zu geben.

Innerhalb der Turbinenscheibe 28 ist ein in Umfangsrichtung verlaufender ringförmiger Hohlraum 50 ausgebildet, der strömungsmäßig mit der Kammer 42 in Verbindung steht. Die Scheibe 28 kann aus zwei getrennten Hälften, einer vorderen Hälfte 52 und einer hinteren Hälfte 54* gebildet sein, die jeweils zur Bildung des Hohlraumes 50 zusammenwirken und durch bekannte Mittel fest miteinander verbunden sind, oder alternativ könnte eine einheitliche feste Scheibe verwendet werden, in der der Hohlraum 50 ausgebildet ist.

Innerhalb der Scheibe sind zahlreiche in Umfangsrichtung beabstandete und radial verlaufende Durchlässe 56 vorgesehen, von denen der Klarheit halber nur einer gezeigt ist und die jeweils gtrömungsmäßig mit der Ringkammer 50 über eine Öffnung 58 in Verbindung stehen. Die Durchlässe 56 enden an Öffnungen 60 (siehe Figur 7) in dem radial äußeren Umfang der Scheibe 28, wobei die Öffnungen strömungsmäßig mit Löchern in dem inneren Ende von zahlreichen Turbinenblättern 62 des innen gekühlten Typs in Verbindung stehen, welche in bekannter Weise um den Umfang der Scheibe 28 herum angeordnet und an dieser befestigt sind.

Idealerweise sind die radialen Rippen 64 (siehe Figur 5), die zwischen benachbarten Paaren der Durchlässe 56 gebildet sind, aa^odynamisch geformt, um Bewe gungs schaufeln zu bilden, so daß die Scheibe ein internes zentrifugales Pumpvermögen besitzt. Wei-

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terhin sind auf den radialen Rippen 64 knollenförmige Vorsprünge oder Zinken 66 ausgebildet, von denen benachbarte Paare zur Bildung von Schwalbenschwanzschlitzen 68 zusammenwirken, um einen zugehörigen schwalbenschwanzförmigen Turbinenblatt-Wurzelabschnitt 70 gleitend aufzunehmen.

Aus Figur 3 wird deutlich, daß aufgrund der hohen Drehgeschwindigkeiten "große Zentrifugalkräfte auf die Turbinenblätter und alle anderen rotierenden Komponenten ausgeübt werden. Die Zentrifugalkräfte am äußeren Scheibenrand, die teilweise durch das Turbinenblatt 62 hervorgerufen werden, werden von dem Schwalbenschwanz und dem Seheibenfandbereich 72 der Scheibe über die radialen Rippen 6¹J nach unten und in die Scheibenstegbereiche hinein übertragen, die allgemein mit 74 und 76 bezeichnet sind. Blattstruktur, Kühlströmungsfläche und Übergangserfordernxsse zwischen den Blättern und den Scheiben schreiben die axiale Weite W₁ der Scheibe in den oberen Stegbereichen vor. Der innere Rand oder die Bohrung 77 der Scheibe ist wesentlich weiter (die Weite ist mit W₂ bezeichnet) als die Weite W des Stegbereiches, wobei die individuelle Mittellinie der vorderen Scheibenhälfte 52 durch die gestrichelte Linie 78 gezeigt ist. Zu Darstellungszwecken ist lediglich die Mittellinie der vorderen Scheibenhälfte gezeigt.

Der Kraftvektor, der auf den Außenabschnitt der vorderen Scheibenhälfte wirkt und mit P bezeichnet ist, ist die zentrifugale Radiallast aufgrund der Turbinenblätter 62, dem am inneren Abschnitt eine Kraft an der Bohrung 77 von gleicher und entgegengesetzter Größe entgegenwirkt. Eine ähnliche Belastung besteht an der hinteren Scheibenhälfte. Der mit R₁ bezeichnete Kraftvektor X3t die axiale Komponente der Gegenlast auf der einen Scheibenhälfte aufgrund der anderen Scheibenhälfte, übertragen durch die radialen Rippen 64.

Bei der bekannten Konfiguration wurde die Last R₁ über die radiale Rippe 64 auf die gegenüberliegende Scheibenhälfte übertragen und- umgekehrt. Dies verursachte enorme Druckbelastungen innerhalb der radialen Rippenstruktur, die die Rippen über ihre struktu-

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- 8 relle Festigkeit hinaus belasteten.

Mit dieser Erscheinung im Zusammenhang steht die Tendenz der einzelnen Scheibenhälften, sich zu drehen und sich dadurch in Richtung auf die Scheibenmitte zu bewegen, wie es in Figur H gestrichelt dargestellt ist. Die Bohrungsdrehung ist durch den Winkel θ angegeben j während die radiale Verschiebung mit X bezeichnet ist. Infolgedessen überschreiten die tangentialen Beanspruchungen auf den Innenrand von jeder Scheibenhälfte (im allgemeinen im Bereich von 80) bei weitem diejenigen am Außenrand der Scheibenbohrung (der Bereich ist allgemein mit 82 bezeichnet).

Um diese große axiale Änderung in den tangentialen Beanspruchungen zu vermeiden, ist gemäß der vorliegenden Erfindung eine Bohrungsschaufelanordnung 84 innerhalb des Hohlraumes 50 vorgesehen, die in den Figuren 2 und 3 gezeigt ist und die den großen axialen Kräften R₁ auf dem unteren Bohrungsbereich (siehe Figur 3) entgegenwirkt und dadurch den Bohrungsdrehur. iseffekt auf ein Minimum reduziert. Wie in den Figuren 2, 5 und 6 gezeigt ist, enthält die Bohrungsschaufelanordnung 54 in Umfangsrichtung verlaufende vordere und hintere, mit einem Flansch versehene Bänder 86 bzw. 88, die dazwischen zahlreiche einstückig damit ausgebildete, in Umfangsrichtung beabstandete und axial verlaufende säulenförmige Schaufeln 90 aufweisen. Die Schaufeln sind aerodynamisch geformt, um Luft aus der Kammer 42 zu schöpfen und diese im wesentlichen radial nach außen anzutreiben, um dadurch Pumpmittel zu bilden. Weiterhin sind diese Schaufeln mechanisch derart bemessen, daß sie der vorstehend beschriebenen Scheibenbiegung wiederstehen. Die Schaufelanordnung ist in Aussparungen 92 und 94 der Öffnung 50 eingesetzt, wobei ihre geflanschten Oberflächen an den radial inneren Scheibenrand anstoßen. Die Bohrungsschaufelanordnung kann in Umfangsrichtung verlaufende Sektoren segmentiert sein und einen Stumpfstoß bilden, wie es bei 95 gezeigt ist, wodurch die Montage erleichtert wird. Ein direktes Ergebnis der Einfügung der Bohrungsschaufelanordnung gemäß der Erfindung ist eine gleichmäßigere Verteilung der Tangentialbeanspruchung über der Scheibenbohrung, wobei das gesamte Bohrungsmaterial wirksamer und effektiver aus-

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genutzt wird. Insbesondere gestattet der Gedanke der Bohrungs— schaufel, daß die Druckbeanspruchungen der Scheibenrippe während des Turbinenbetriebes bei hohen Drehzahlen auf zulässige Werte abgesenkt werden können.

Selbstverständlich sind noch weitere Ausführungsbeispiele möglich. Beispielsweise könnte bei gewissen Applikationen das Pumpvermögen der Bohrungsschaufelanordnung 84 ausreichen, um die aerodynamische Formung der radialen Rippe 6M überflüssig zu machen, die als eine Zentrifugalpumpe wirkt. . -. ■ _ -...·,

Claims

Ansprüche

Rotor rait zwei im allgemeinen parallelen ringförmigen Scheiben für eine Rotation um eine gemeinsame Achse, wobei die inneren Umfange der Scheiben relativ zueinander axial verschoben sind zur Bildung eines Einganges zu einer dazwischen angeordneten ringförmigen Kammer, gekennzeichnet durchh eine Bohrungsschaufelanordnung (84), die in der Ringkammer (50) nahe ihrem Eingang aufgenommen ist und axial zwischen den Scheiben (52, 5²I) verläuft und die zahlreiche axial verlaufende aerodynamisch geformte SchaufelnTäufweist zum Pumpen von Strömungsmittel in die Kammer (50) und zur Bildung einer axialen säulenförmigen strukturellen Halterung zwischen den Scheiben (52, 5¹O«
2. Rotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Bohrungsaohaufelanordnung (84) erste und zweite Bänder (86, 88) aufweist, die innerhalb der Kammer (50) in axialem Stoßeingriff mit der ersten bzw. zweiten Scheibe (52, 54) stehen, und die aerodynamisch geformten Schaufeln (90) zwischen den Bändern (86, 88) und im allgemeinen parallel zu der gemeinsamen Scheibenachse verlaufen.
3. Rotor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten Bänder (86,88) in Umfangsrichtung segmentiert sind.
4. Rotor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet , daß das Strömungsmittel in die Bohrungaschauf elanordnung (84) im wesentlichen in radialer Richtung eintritt und von dort radial nach außen pumpbar ist.

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