RU2499889C1

RU2499889C1 - Способ снижения динамических напряжений в рабочих лопатках последней ступени турбины

Info

Publication number: RU2499889C1
Application number: RU2012109596/06A
Authority: RU
Inventors: Мидхат Губайдуллович Хабибуллин; Владимир Фёдорович Иванников; Михаил Викторович Додонов; Евгений Геннадьевич Чирков; Вячеслав Хазиевич Хуснуллин; Фарит Кавиевич Закиев
Original assignee: Открытое акционерное общество Конструкторско-производственное предприятие "Авиамотор"
Priority date: 2012-03-13
Filing date: 2012-03-13
Publication date: 2013-11-27
Also published as: RU2012109596A

Abstract

Способ снижения динамических напряжений в рабочих лопатках последней ступени силовой турбины заключается в том, что угол раскрытия проточной части турбины в меридиональном сечении выбирают в пределах 13…23°, а отношение среднего диаметра рабочего колеса последней ступени силовой турбины к высоте рабочей лопатки на выходе из турбины от 3.5 до 4.0. Минимальную толщину полотна диска последней ступени турбины выбирают равной или большей ширины пера рабочей лопатки последней ступени силовой турбины в корневом сечении. Изобретение позволяет повысить коэффициент полезного действия турбины при достаточной динамической прочности рабочих лопаток последней ступени силовой турбины. 1 ил.

Description

Изобретение используется в области проектирования и конструкции газовых, силовых турбин лопаточных машин.

Чтобы повысить мощностной коэффициент полезного действия (КПД) η_т=L_т/(L*_ад+с²/2), существующие силовые газовые турбины должны понижать выходную потерю скорости с²/2, то есть скорость рабочего тела на выходе из силовой турбины путем увеличения площади на выходе из турбины (см. «Основы проектирования турбин», под ред. д.т.н. Копелева С.З. Москва, Машиностроение, 1988 г.). Здесь L_т - полезная работа, отводимая от вала турбины, L*_ад - адиабатическая работа расширения, подсчитанная по параметрам заторможенного потока на входе и выходе из турбины, с² - скорость в выходном сечении рабочего колеса последней ступени турбины. Кроме этого пониженная скорость рабочего тела на выходе из силовой турбины уменьшает гидравлические потери в выходном устройстве, что в свою очередь увеличивает общий КПД газотурбинного двигателя.

Недостатком данного способа является то, что это влечет за собой увеличение угла раскрытия проточной части α и большую высоту рабочей лопатки l на выходе из турбины, приближающуюся к высоте лопаток паровых турбин.

В паровых турбинах, при отношениях среднего диаметра рабочей лопатки d последней ступени к высоте лопатки l в диапазоне d/l=3…4, соответствующем среднему уровню нагрузок (например, паровая турбина К-200-130-7, Ленинградского металлического завода - ЛМЗ (см. А.Д.Трухний «Стационарные паровые турбины», Москва, Энергоиздат, 1990 г., таблица 6.2, стр.247, 248), в диапазоне d/l=2.7...3 (например, паровая турбина К-210-130-3(6), ЛМЗ) с высокими уровнями нагрузок и диапазоне d/l=2.4…2.7 с крайними нагрузками (например, паровая турбина К-1200-240-3, ЛМЗ), для устранения вибрационных напряжений и для обеспечения динамической прочности наряду с применением бандажных, демпфирующих полок на периферии рабочих лопаток, применяют дополнительно кольцевые проволочные связи или кольцевые вставки в один или даже два ряда по высоте лопатки.

Недостаток данного способа приводит к большим гидравлическим потерям и снижению адиабатического КПД турбины.

Задача предлагаемого способа - обеспечить приемлемые адиабатические КПД газовой турбины с уменьшением выходной потери и повышением мощностного КПД турбины при достаточной динамической прочности рабочих лопаток последней ступени силовой турбины.

Решение задачи получения приемлемого адиабатического КПД газовой турбины и повышении мощностного КПД турбины с обеспечением динамической прочности последней рабочей лопатки турбины при угле раскрытия проточной части в меридиональном сечении в пределах 13…23° и соответственно отношении среднего диаметра рабочего колеса последней ступени силовой турбины к высоте рабочей лопатки на выходе из турбины от 3.5 до 4.0, минимальную толщину полотна диска последней ступени турбины выбирают равной или большей, чем ширина пера рабочей лопатки последней ступени силовой турбины в корневом сечении.

Выбор диапазона значения этого угла α в пределах 13°≤α≤23° связан с ограничениями конструктивного порядка, диффузорностью канала и увеличением гидравлических потерь. В свою очередь увеличение угла α приводит к увеличению высоты l рабочей лопатки и уменьшению отношения d/l среднего диаметра на выходе из рабочего колеса к высоте рабочей лопатки в диапазоне d/l=3.5…4.0. Углу раскрытия α=13° соответствует ~ d/l=4.0, а углу раскрытия α=23° соответствует ~ d/l=3.5. Чем больше угол раскрытия проточной части, тем меньше выходная скорость потока газа из турбины, ниже выходная потеря и выше мощностной КПД турбины. С увеличением высоты лопатки для угла раскрытия α=23° по сравнению с α=13° высота рабочей лопатки последней ступени турбины увеличивается на ~ 13% и для обеспечения формы пера и прочности лопатки на ~ 13% увеличивается ширина пера лопатки в корневом сечении.

На фигуре изображена схема силовой турбины с усиленным диском последней ступени турбины:

1 - угол раскрытия проточной части α; 2 - максимальная ширина лопатки b₁; 3 - высота лопатки на выходе из турбины 1; 4 - максимальная ширина полотна диска b₂; 5 - средний диаметр рабочей лопатки последней ступени турбины; 6 - статор силовой турбины; 7 - рабочее колесо последней ступени турбины.

Обычно мощностной КПД силовых турбин находится в диапазоне 0.8…0.85.

Например: мощностной КПД силовой турбины двигателя НК-16СТ составляет 0.827, а двигателя НК-16-18СТ - 0.8235, при этом у обоих этих двигателей отношение d/l=4.7.

У турбины, изображенной на фигуре, при d/l=3.92, мощностной КПД составляет 0.862, что существенно выше КПД перечисленных двигателей. Однако такое увеличение высоты лопатки на выходе из газовой турбины приводит к повышенным динамическим и вибрационным нагрузкам на рабочую лопатку. Решением этой проблемы является увеличение массы и толщины полотна диска.

Технический результат изобретения заключается в выборе минимальной толщины полотна диска в последних ступенях турбин больше или равной величине максимальной ширины пера рабочей лопатки или ширины рабочей лопатки в корневом сечении.

Действительно, динамические напряжения в рабочих лопатках турбин, особенно в силовых турбинах и турбинах низкого давления, в значительной мере зависят от толщины полотна диска. В практике проектирования, для соблюдения ограничений по динамической прочности, толщину полотна диска выбирают из условия отсутствия резонансов облопаченного колеса турбины с опасными гармониками возбуждающих нагрузок. Допустимость толщины диска при этом назначают в соответствии с результатами анализа дисперсионной или резонансной диаграмм.

Применение предлагаемого изобретения возможно также на ранних стадиях проектирования. В дальнейшем толщина диска может, при необходимости, корректироваться по результатам частотного анализа в сторону увеличения.

Claims

Способ снижения динамических напряжений в рабочих лопатках последней ступени силовой турбины, содержащей рабочие колеса, размещенные в статоре, отличающийся тем, что при угле раскрытия проточной части в меридиональном сечении в пределах 13…23° и соответственно отношении среднего диаметра рабочего колеса последней ступени силовой турбины к высоте рабочей лопатки на выходе из турбины от 3.5 до 4.0, минимальную толщину полотна диска последней ступени турбины выбирают равной или большей, чем ширина пера рабочей лопатки последней ступени силовой турбины в корневом сечении.