CC BY
52
УДК 621.45.018.5
ПОВЫШЕНИЕ МЕЖРЕМОНТНОГО РЕСУРСА ЛОПАТОК ТУРБИН НА ОСНОВЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ИХ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО
СОСТОЯНИЯ
В.М. Костив, Т.Е. Помигалова, А.Н. Джабаев, А.С. Штин
Приводится рекомендации по разработке конструктивных мероприятий по обеспечению выработки межремонтного ресурса рабочих лопаток турбины высокого давления на основе исследований их напряженно-деформированного состояния. Исследование состояния рабочий лопаток выполнялось в лицензионной версии универсальной программной системы конечно-элементного (МКЭ) анализа ANSYS.
Ключевые слова: рабочие лопатки турбин, газотурбинные двигатели, конечно-элементный анализ, межремонтный ресурс, лопатки высокого давления.
Усовершенствование производства и ремонта судовых двигателей является актуальным и востребованным, как для уже эксплуатируемых двигателей, так и для перспективных, находящихся в стадии проектирования. Основными элементами газотурбинного двигателя (ГТД), влияющими на межремонтный ресурс, являются: комплектующие камеры сгорания (как правило, это жаровые трубы и пламя перебрасывающие патрубки), подшипники качения, скольжения, применяемые при компоновке ГТД, и элементы горячей части свободной турбины, к которым относятся сопловые лопатки (ста-торная часть), и рабочие лопатки (роторная часть).
Компрессорные станции ПАО «Газпром» комплектуются также ГТД производства ГП НПКГ «Зоря - Машпроект», такими как ДР-59, ДЖ-59, ДГ90, ДН80, ДУ80. В двигателях ДР-59 и ДЖ-59 применяются двухступенчатые свободные турбины высокого давления (ТВД) и низкого давления (ТНД) с небандажированными рабочими лопатками. В двигателях ДГ90, ДН80 и ДУ80 применяются одноступенчатые свободные турбины с бандажированными рабочими лопатками, которые в сравнении с двухступенатыми турбинами, воспринимают большие силовые и температурные нагрузки. В процессе эксплуатации судовых двигателей в составе компрессорных станций газотранспортной системы ПАО «Газпром» производства ГП НПКГ «Зоря - Машпроект», одной из имеющихся проблем является обрыв бандажных полок рабочих лопаток одноступенчатых турбин высокого давления, что влечет за собой преждевременный съем двигателя с эксплуатации и его направление в ремонт для восстановления его работоспособности и приведения его тактико-технических характеристик в соответствие с техническими условиями на поставку.
Рассмотрим существующую проблему на примере двигателей ДГ90, поступающих в ремонт на специализированное ремонтное предприятие публичное акционерное общество «Тюменские моторостроители» (ПАО «ТМ»).
Как видно из рис. 1-3, обрыв бандажных полок начинается с радиуса перехода входной кромки в бандажную полку. Поверхности спинки обеих лопаток вблизи полок и далее до выходной кромки окислены до синего и темно-серого цвета, имеют сколы керамического слоя (рис. 2, 3). Таким образом, сложной и ответственной технической задачей является определение и снижение критических напряжений в указанной проблемной области, являющихся одним из ключевых негативных факторов, влияющих на прочность.
Для оценки напряженно-деформированного состояния конструктивных элементов рабочей лопатки 090048305 была использована рабочая электронная модель детали (ЭМД) выше указанной лопатки, стоящая на учете и используемая в ПАО «ТМ». Данная ЭМД является верифицированной и используется для написания программ для станков с ЧПУ, разработки технологической оснастки и для проведения контроля готовых
218
лопаток с использованием контрольно-измерительных машин (КИМ) и 3D сканеров ATOS. Расчет напряжений в ЭМД рабочей лопатки выполнялся в универсальной программной системе конечно-элементного анализа Ansys.
Рис. 1. Обрыв бандажной полки, сильное оплавление, разрушение рабочей лопатки ротора ТВД (отсутствие передней части бандажной полки)
Рис. 2. Вид лопаток ротора ТВД О90048305 со стороны спинки: №1 - со сквозным выгоранием материала в зоне спинки и входной кромки вблизи бандажной полки и входной кромки; №2 - с выгоранием материала и обрывом части пера так же со стороны бандажной полки
№2
Рис. 3. Вид лопаток ротора ТВД О90048305 со стороны корыта
Для проведения прочностных расчетов рабочей лопатки действующей конструкции, а также варианта с доработанной бандажной полкой рабочей лопатки турбины высокого давления, была выполнена доработка имеющейся конструкции в программном обеспечении (ПО) SolidWorks. Для каждой из моделей лопаток построена периодическая область обтекания рабочего колеса (РК).
Граничные условия на входе и выходе получены инженерными методиками расчета с применением законов газовой термодинамики. Параметры работы рабочего колеса взяты из технической документации газотурбинного двигателя.
Физико-механические свойства материала моделей лопаток получены из открытых работ Всероссийского научно-исследовательского института авиационных материалов (ВИАМ).
Получение температуры и давления на наружных поверхностях рабочих лопаток выполнялось посредством моделирования построенных периодических областей РК в ПО Ansys модуле Fluent. Температура на внутренних поверхностях вихревых матриц лопаток определялась с помощью инженерных методик [1-4] и в данной работе рассматривается, как средне распределенная величина.
Полученные данные температурных распределений на поверхностях лопаток используются для расчета распределения температуры в телах лопаток. Учет теплоот-вода от лопаток в диск РК осуществляется посредством выреза сегмента диска турбины высокого давления. Термодинамическое моделирование распределения температуры в лопатках выполнено в ПО Ansys модуле Steadystatethermal [5-6].
После получения данных распределения давлений на наружных поверхностях лопаток, а также температуры в телах лопаток, производится прочностной расчет. В расчете применяются: силы давления на поверхности лопатки, распределения температуры в теле лопатки, а также учитывается центробежная нагрузка. Моделирование прочностных свойств выполнено в ПО Ansys в модуле StaticStructural [7].
Расчет проводился для номинального режима работы двигателя с мощностью на выходном валу 16 МВт.
Анализ работ предшественников [8, 9], а также результатов расчета, представленных на рис. 4-6 показывает, что в существующей бандажной полке максимальные напряжения приближаются к пределу прочности материала, что существенно снижает запас прочности.
С целью снижения максимальных напряжений [10] в выше указанных областях были проведены изменения геометрии бандажной полки путем ее усечения (рис. 7-9).
Рис. 4. Картина изолиний напряжений в радиусе перехода входной кромки в бандажную полку (существующая бандажная полка)
Рис. 5. Картина изолиний напряжений в радиусе перехода спинки, в бандажную полку со стороны входной кромки (существующая бандажная полка)
220
Рис. 6. Картина изолиний напряжений в отверстии системы охлаждения бандажной полки со стороны входной кромки (существующая бандажная полка)
Рис. 7. Картина изолиний напряжений в радиусе перехода входной кромки в бандажную полку (усеченная бандажная полка)
Рис. 8. Картина изолиний напряжений в радиусе перехода спинки в бандажную полку со стороны входной кромки (усеченная бандажная полка)
221
Рис. 9. Картина изолиний напряжений в отверстии системы охлаждения бандажной полки со стороны входной кромки (усеченная бандажная полка)
Величины напряжений, полученные при расчете напряженно-деформированного состояния, сведены в таблицу.
На основании табличных данных построены графики зависимостей напряжений по контрольным точкам для двух вариантов исполнения бандажной полки.
Величины напряжений в бандажной полке
№ Напряжения в бандажной полке, МПа Разница напряжений, МПа
п/п существующей усеченной
На переходе пера лопатки в бандажную полку
1 706 638 68
2 826 521 305
3 655 303 352
4 675 471 204
5 837 344 493
6 821 746 75
7 725 378 347
8 615 424 191
9 552 455 97
10 185 366 -181
11 477 401 76
12 572 437 135
13 438 355 83
14 806 618 188
15 264 219 45
16 630 218 412
17 741 416 325
18 925 682 243
19 837 735 102
20 827 688 139
21 915 837 78
В области охлаждающего отверстия
22 596 477 119
23 612 551 61
24 899 749 150
25 678 655 23
26 708 676 32
27 926 810 116
28 931 737 194
1000 900 800 700 с 600 и 500 ^ 400 300 200 100 0
На переходе пера лопатки в бандажную полку
Л Р—Л _ /
А
!1
Л Л
/ *-А ¿к* \ *
V ^ 1 уг ■ у /
\/ 1 '
■ С бонд. полкой
■ Урезанная .полка
123456789 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23
Номер точки
1000 900 800 700 600 500 400 300 -200 100 -0
В области охлаждающего отверстия
С бонд. полкой Урезанная. полка
22 23 24 25 26 27
Номер точки
—I
28
а
б
Рис. 10. Распределение напряжений в бандажной полке по контрольным точкам для двух вариантов ее исполнения: а — с бандажной полкой; б — с усеченной бандажной полкой
Анализ эпюр распределения напряжений в критичных зонах рабочей лопатки с усеченной бандажной полкой показал снижение опасных напряжения по сравнению с напряжениями, возникающими при работе лопатки с стандартной полкой, что приводит к увеличению запаса прочности.
Таким образом, усечение бандажной полки приводит к увеличению запаса прочности критических мест, а, следовательно, и к обеспечению выработки межремонтного ресурса рабочих лопаток О90048305.
На основании проведенных исследований предлагается повышение межремонтного ресурса рабочих лопаток одноступенчатых турбин высокого давления путем увеличения их прочности следующими конструктивными изменениями:
1. Изменением конструкции бандажной полки, с целью уменьшения массы самой бандажной полки. Данный способ потребует лишь изменение литейной оснастки, применяемой при отливке заготовки, и не потребует изменения конструктивного исполнения системы уплотнения (предназначенной для уменьшения перетечек рабочего тела по зазору между ротором и статором в радиальном направлении).
2. Изменением конструктивного исполнения рабочей лопатки ТВД, исключающим применение бандажной полки. Это, в свою очередь, снизит не только массу лопатки, но и уменьшит силовое воздействие, оказываемое центробежными силами на замковую часть, как лопатки, так и диска. Данный способ потребует изменения не только литейной оснастки, применяемой при отливке заготовки, но и потребует изменения
223
системы уплотнения, заключающегося в изменении конструктивного исполнения сегментов сотового уплотнения, объединяющих в себе и функцию формирования проточной части.
Список литературы
1. Ле Т.З., Нестеренко В.Г. Исследование и оптимизации теплового состояния и уровня допустимых напряжений в бандажных полках рабочих лопаток турбин газогенераторов высокотемпературных авиационных ГТД // Труды МАИ. 2018. № 102. 29 с.
2. Ле Т.З., Нестеренко В.Г, Нестеренко В.В., Матушкин А. А. Особенности проектирования охлаждаемых лопаток высокотемпературных турбин ВРД с бандажной полкой // Авиадвигатели XXI века: сборник тезисов докладов Всероссийской научно-технической конференции. М.: Изд-во цИАМ, 2015. С. 309.
3. Ле Т.З., Нестеренко В.Г. Методика проектирования профильной части банда-жированных лопаток ротора турбины высокого давления ГТД // Научно-технический Вестник Поволжья. 2017. №4. С. 54-57.
4. Ле Т.З., Нестеренко В.Г. Особенности проектирования охлаждаемых лопаток высокотемпературных турбин высокого давления с бандажной полкой // Международный научно-исследовательский журнал. 2018. №1 (67). С. 84-89.
5. ANSYS CFX-Solver Theory Guide. Ansys Inc. release 17.0. 2016. 626 p.
6. ANSYS FLUENT Theory Guide. Ansys Inc. release 17.0. 2016. 814 p.
7. ANSYS CFX Documentation. URL: https://www.sharcnetca/ Software/An-sys/17.0/enus/help/ ai_smfo/cfx_intro.html (дата обращения: 10.02.2020).
8. Васильев Б.Е., Магеррамова Л.А. Анализ влияния конфигурации бандажных полок лопаток турбин перспективных двигателей на прочностные характеристики // Вестник Уфимского государственного авиационного технического университета. 2015. № 3 (69). С. 28-32.
9. Магеррамова ЛА. Конструктивные мероприятия, направленные на увеличение расчетной долговечности лопаток высокотемпературных турбин // Вестник Уфимского государственного авиационного технического университета. 2015. № 2 (68). С. 7986.
10. Матвеев В.Н, Батурин О.В, Попов Г.М., Горячкин Е.С. Оптимизация рабочего процесса многоступенчатых осевых турбин с бандажными полками // Вестник Самарского университета. Аэрокосмическая техника, технологии и машиностроение. 2015. Т. 14. № 3-2. С. 271-283.
Костив Владимир Михайлович, канд. техн. наук, главный контролер, kostiv. vladimiramail.ru, Россия, Тюмень, ПАО «Тюменские моторостроители»,
Помигалова Татьяна Евгеньевна, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Тюмень, Тюменский индустриальный университет,
Джабаев Александр Надырович, руководитель группы перспективных разработок, alexanderdgabaevagmail.com, Россия, Тюмень, Тюменскийремонтно-механический завод АО «Транснефть - Сибирь»,
Штин Антон Сергеевич, ассистент, shtin asamail. ru, Россия, Тюмень, Тюменский индустриальный университет
INCREASE OF TURBINE BLADES OVERHAUL LIFE BASED ON INVESTIGATION
OF THEIR STRESS-STRAIN STATE
V.M. Kostiv, T.E. Pomigalova, A.N. Dzhabayev, A.S. Shtin
This article provides recommendations for the development of structural measures to ensure the development of the overhaul life of high-pressure turbine rotor blades based on studies of their stress-strain state. Examination of the state of the rotor blades was carried out in the licensed version of the ANSYS universal software system offinite element (FEA) analysis.
Key words: turbine rotor blades, gas turbine engines, finite element analysis, overhaul life, high pressure blades.
Kostiv Vladimir Mikhailovich, candidate of technical sciences, chief controller, kos-tiv. vladimiramail.ru, Russia, Tyumen, PJSC «Tyumen Motor Builders»,
Pomigalova Tatiana Evgenievna, candidate of technical sciences, docent, Tatyana_Pomigalova@mail. ru, Russia, Tyumen, Tyumen Industrial University,
Dzhabayev Alexander Nadyrovich, man-made groups perspective developments, alex-anderdgabaevagmail. com, Russia, Tyumen, Tyumen Mechanical-repair Plant JSC Transneft — Siberia,
Shtin Anton Sergeevich, assistant, shtin as a mail. ru, Russia, Tyumen, Tyumen Industrial University
УДК 62-192
МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ЗАКОНА ФИШЕРА-ТИППЕТА 2-ГО ПОРЯДКА ДЛЯ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ СОВОКУПНОСТИ СРЕДНЕВЗВЕШЕННЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ПО ВЫБОРОЧНЫМ ДАННЫМ В ИНТЕРВАЛЕ НОРМАТИВНЫХ НАГРУЗОК
А.А. Котесов, А. А. Котесова
Статья посвящена определению параметров закона Фишера-Типпета 2-го порядка для совокупности по выборочным данным средневзвешенных напряжений. Произведен анализ ранее разработанных методик определения параметров закона Фишера-Типпета для совокупности. Приведено краткое описание и определены основные недостатки. Поставлена задача разработки методики, позволяющей производить определение параметров совокупности путем корректировки всех параметров выборочного распределения. Выполнен вывод зависимостей параметров выборки и совокупности от вероятности, в итоге на основе данных выражений получена система уравнений. Разработан алгоритм определения параметров закона Фишера-Типпета с тремя параметрами для совокупности по выборочным данным при заданных значениях крайних членов совокупности, который позволяет получить параметры совокупности путем корректировки всех параметров выборочного распределения.
Ключевые слова: средневзвешенное напряжение, выборка, совокупность, надежность, усталостный ресурс, параметры, закон Фишера-Типпета, металлоконструкция.
При прогнозировании усталостного ресурса и для обоснования допускаемых напряжения по критерию сопротивления усталости рекомендуется использовать вероятностное распределение совокупности эксплуатационных нагрузок. Данные об эксплуатационных нагрузках получают при натурных испытаниях масштабированных моделей, проведением тензометрирования опытных образцов техники, с помощью численного моделирования. Количество статистической информации можно увеличить, используя
