Влияние конструкции периферийных уплотнений
На характеристики турбинного отсека
Объект исследования: варианты конструктивного оформления периферийных сечений безбандажных ступеней с различным втулочным отношением.
Результаты, полученные лично авторами: были установлены зависимости относительного внутреннего КПД от относительного радиального зазора для безбандажных ступеней различной верности, исследованы изменения радиального зазора в диафрагменном уплотнении в одной из ступеней паровой турбины в процессе ее пуска и нагружения.
Выполненные на экспериментальных воздушных стендах в области чисел 
аэродинамические исследования трех вариантов конструктивного оформления периферийных сечений безбандажных ступеней с различным втулочным отношением 
(здесь d – средний диаметр ступени, l – высота рабочих лопаток, которые в испытанных моделях были закручены по закону 
) свидетельствуют, что возможное увеличение радиальных зазоров проточной части в процессе эксплуатации 
(где 
– величина радиального зазора) наиболее негативно отражается на эффективности безбандажных турбинных отсеков с отрицательной перекрышей сопловых и рабочих решеток.
Значения радиальных зазоров в проточной части турбомашин зависят не только от их режима работы, но и от конструкции проточной части. Окружная неравномерность радиального зазора образуется по ряду причин: износ гребней уплотнений, износ ротора и статора, всплытие вала в подшипниках. По результатам исследований в данной области были выявлены различные закономерности, проиллюстрированные графически. Так, на рис. 1 изображен процесс изменения радиального зазора в диафрагменном уплотнении в одной из ступеней паровой турбины. Этот процесс представлен кривыми смещения осей ротора и диафрагменного уплотнения в периоды пуска и нагружения турбомашины. На координатной плоскости х – это полуразность размеров щелей в левой и правой частях окружности, а у – тоже самое в верхних и нижних областях. На графике участок (1 – 6) – период пуска и нагружения; участок (6 – 11) – разгрузка; участок (11 – 15) – восстановление нагрузки до номинальной. Из-за деформации турбинного корпуса и всплытия ротора на масляной пленке в подшипниках (опорных) происходит его смещение влево и вверх.
Рис. 1. Изменение положения оси ротора относительно оси расточки диафрагменного уплотнения во второй ступени паровой турбины мощностью 50 МВт в процессе
эксплуатации
Это явление следует учитывать при оценке надежности и экономичности турбомашин.
Материал поступил в редколлегию 17.04.2017
УДК 621.438
А.С. Береснев
Научный руководитель: профессор кафедры «Тепловые двигатели», к.т.н. А.М.Дроконов
МЕТОДЫ СНИЖЕНИЯ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ АКТИВНОСТИ
РАБОЧИХ КОЛЕХ ТУРБОМАШИН
Объект исследования: роторы турбомашин.
Результаты, полученные лично авторами: проработаны и выбраны методы для снижения вибрации роторов турбомашин.
Анализируя условия работы элементов проточной части, можно отметить, что многие конструктивные элементы турбомашин представляют собой механические колебательные системы, что составляет одну из главных опасностей, из-за которой происходит около 80 % от общего числа аварий турбомашин. В наибольшей степени таким повреждениям подвержены лопаточные аппараты и диски турбомашин.
Таким образом можно сделать вывод, что при конструировании турбомашин необходимо выполнить следующие технические решение:
- анализ источников возбуждения колебаний и оценку переменных составляющих нагрузок;
- расчет собственных частот и форм колебаний деталей и узлов;
- анализ условий возникновения резонансов и мер по их исключению;
- исследование процессов демпфирования колебаний.
Совершенствование процессов демпфирования колебаний РЛ позволяет обеспечить большую динамическую прочность деталей и снизить уровень вибрации турбомашин, тем самым повышая их эффективность и надежность.
Рассмотрим современный российский турбореактивный двигатель ПС-90А, в двигателе ПС-90А реализован целый ряд конструкторских и технологических прогрессивных решений. Так, для снижения виброакустической активности рабочих лопаток предложена установка специальных демпферов-вставок между лопатками - в пространстве между диском и нижними полками лопаток (рис. 1).
Демпфирование осуществляется за счет возникающего на рабочем режиме трения между поверхностями вставки и прилегающих лопаток. Наличие таких вставок изменяет массовые и жесткостные характеристики колебательной системы и, следовательно, ее собственные вибрационные характеристики. Вместе с тем, такой конструкции свойственны некоторые недостатки:
- вибрационная активность смежных лопаток снижается преимущественно в окружном направлении;
- в осевом направлении уровень вибрации рабочих лопаток остается достаточно высоким;
- возможны протечки теплоносителя вдоль поверхности стыка смежных профилей в зоне корневых полок, что вызывает загрязнение их внутренней полости.
Для снижения вибраций рабочих колес предложено использовать в лопаточных венцах демпфирующие устройства специальной конструкции виброгасители. Сила трения передается от виброгасителя к полкам, снижая воспринимаемую от смежных лопаток вибрационную нагрузку, что сокращает виброакустическую активность рабочего колеса. Конструкция виброгасителя представлена в виде гибкого элемента (затвора), выполненного из тонкого листового металла, размещенного в зазоре под полками, который соприкасается с их внутренней поверхностью как в радиальном, так и в осевом направлениях (рис. 2).
Другим способом снижения виброакустической активности РЛ может служить конструкция рабочего венца компрессорной ступени, в которой профили оснащены внутренним демпфирующемслоем (рис. 3).Лопатка 1 представляет собой композитную структуру, включающую в себя несущий стержень 3, промежуточный элемент 4, выполненный в виде тонкого покрытия из изолирующего материала, и оболочку 5.
Снижение виброактивности лопаточных венцов может быть достигнуто использованием следующего метода. В предлагаемой конструкции виброгаситель тангенциальных колебаний размещается внутри лопатки (рис. 4).
Использование приведенного комплекса конструктивных решений позволит в значительной мере сократить виброакустическую активность рабочих колес турбомашин различного класса и назначения.
Материал поступил в редколлегию 04.04.2017
УДК 621.438
М.С. Бесков
Научный руководитель: доцент кафедры «Тепловые двигатели»
В.М. Шкодин