CC BY
156
ТЕПЛОВЫЕ, ЭЛЕКТРОРАКЕТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ И ЭНЕРГОУСТАНОВКИ ЛА
УДК 621.452.322.037.001.5:539.4
Л. А. МАГЕРРАМОВА
ПРИМЕНЕНИЕ БИМЕТАЛЛИЧЕСКИХ БЛИСКОВ, ИЗГОТАВЛИВАЕМЫХ МЕТОДОМ ГИП ИЗ ГРАНУЛИРУЕМЫХ И ЛИТЕЙНЫХ НИКЕЛЕВЫХ СУПЕРСПЛАВОВ, ДЛЯ УВЕЛИЧЕНИЯ НАДЕЖНОСТИ И РЕСУРСА ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Конструирование рабочих колес высокотемпературных газовых турбин, основанное на применении замковых соединений лопаток с диском, ограничивает возможности совершенствования конструкций в направлении повышения ресурса, уменьшения массы и эффективности двигателя в целом. Решение проблемы заключается в создании на основе технологии соединения разнородных материалов в процессе горячего изостатического прессования (ГИП) неразъемной конструкции - блиска. Проведено сравнение статической прочности классической замковой конструкции с предлагаемой, показаны проблемы проектирования и перспективы применения биметаллических блисков. Биметаллический блиск; газовые турбины; горячее изостатиче-ское прессование; прочность и ресурс
ВВЕДЕНИЕ
Рабочие колеса турбин работают в условиях неравномерного нагрева и нагружения, поэтому требования к материалам диска и лопаток различны. Материал диска должен обладать высоким сопротивлением малоцикловой усталости и развитию трещин при умеренной температуре, а в ободной части, работающей при более высокой температуре, кроме того, и длительной прочности. Материалы лопаток подвержены температурам до 1100 °С и должны иметь прежде всего высокое сопротивление ползучести и многоцикловой усталости.
Применение в конструкции турбины биметаллических блисков - беззамковых конструкций, получаемых соединением монокристалли-ческих лопаток с формируемой в процессе ГИП гранулируемой дисковой частью, позволяет:
• создать составные конструкции с встроенными лопатками (в том числе монокристал-лическими), работающие в оптимальных для каждого из материалов температурно-силовых условиях и обладающие достаточной прочностью и надежностью зоны соединения,
• устранить такие сложные конструктивные соединения, как замковые, фланцевые, а также сварные и паяные, и связанные с использованием этих соединений проблемы обеспечения прочностной надежности.
ПРОБЛЕМЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Важную роль играет проектирование зоны соединения лопаток и диска в блиске. Испытания биметаллических образцов (порошковый
жаропрочный суперсплав + монокристалличе-ский лопаточный сплав) [1] показали, что их прочность зависит от схемы напряженного состояния (НДС). Поэтому, исходя из реального НДС в ободе блиска, возможна оптимизация конструкции зоны соединения с упрощенной формой хвостовика лопатки. Конструкция соединения лопатки с диском выбирается на основании расчета НДС в условиях эксплуатации с учетом деформационных, прочностных характеристик и физических свойств материалов соединяемых деталей.
Задача проектирования биметаллических неразборных колес турбины с охлаждаемыми лопатками усложняется необходимостью обеспечения подачи охлаждающего воздуха во внутренние полости лопаток. Отсутствие конструкционного демпфирования, которое имеет место в замковом соединении, в конструкции блиска приводит к повышению динамической напряженности лопаток. Один из основных путей обеспечения вибрационной прочности блисков турбин - повышение эффективности демпферов сухого трения, расположенных под трактовыми полками лопаток, за счет увеличения относительной длины ножки лопатки, оптимизации массы и жесткости демпфера.
В данной работе изучаются вопросы прочности и ресурса блисков турбины с неохлаждае-мыми лопатками. С целью выявления преимуществ и недостатков биметаллических блисков турбин по сравнению с рабочими колесами с замковыми соединениями проведен сравнительный анализ нескольких вариантов на примере рабочего колеса малоразмерной высокооборотной турбины с неохлаждаемыми лопатками [2].
Контактная информация: mag@ciam.ru
МОДЕЛИРОВАНИЕ БЛИСКОВ ТУРБИНЫ
Рассматривались следующие варианты конструкций:
А - цельнолитой блискиз сплава ВЖЛ12У,
В - «классическое» разборное (замковое) рабочее колесо: лопатки из сплава ЖС32<001> и диск из сплава ЭП741НП соединены трехзубым замком типа «елочка» (рис. 1, слева),
С - биметаллический блиск. Сплавы лопаток и дисковой части аналогичны В (рис. 1, справа).
Вариант колеса С варьировался с целью оптимизации конструкция и применения различных сплавов для лопаток. В исходной конструкции блиска С хвостовик лопатки представлял собой заготовку под замок. Поверхность соединения материалов проходит по хвостовику и нижней полке лопатки.
Рис. 1. «Классическое» рабочее колесо с елочным замком (слева) и цельнолитой блиск
Для оценки прочности конструкций использовался местный запас длительной статической прочности по интенсивности напряжений при 100 часах работы на исследуемом режиме (Кт).
Сравнительный анализ блисков турбины различных конструкций с замковым колесом проведен на основе 3Б анализа теплонапряженного состояния колес с учетом деформаций упругости, пластичности и запасов длительной статической прочности. Значения температур (Т), напряжений (о) в местах, соответствующих минимальным местным запасам длительной статической прочности (МтКт), приведены в табл. 1.
Цельнолитой блиск из сплава ВЖЛ12У (А) с малой плотностью обладает наименьшей массой (~3 кг), а МтКт ~1,10 ограничивают ресурс. В замковой конструкции (В) интенсивность напряжений увеличилась на 23,19%, однако температура в опасной зоне за счет продувки замковой части снизилась до 640 °С. Увеличение напряжений объясняется более высоким значением плотности сплава ЖС32<001>, чем ВЖЛ12У, и концентрацией напряжений во впадинах зубьев замкового соединения. Увеличение М1иКт при
данном уровне температур в замковом соединении объясняется тем, что пределы длительной прочности сплава ЭП741НП выше, чем сплава ВЖЛ12У. У блиска С запасы длительной статической прочности снизились по сравнению с блиском А, а температура в опасной зоне осталась на прежнем уровне из-за отсутствия возможности охладить ободную часть диска. Так как характеристики длительной прочности ЭП741НП в диапазоне температур от 650 °С до 750 °С ниже, чем у ЖС32<001> (зона обода диска), прочность конструкции лимитируется прочностью дисковой части.
Таблица 1
Напряжения, запасы прочности в дисковых
частях и лопатках конструкций А-С
Деталь Т °С с, МПа Міп^
А диск обод 734 706,3 1,10
В диск обод 640 870,15 1,21
лопатка 730 646,06 1,61
С диск обод 734 867,1 1,00
лопатка 750 640,26 1,62
ОПТИМИЗАЦИЯ КОНСТРУКЦИЙ БИМЕТАЛЛИЧЕСКИХ БЛИСКОВ
Исходная конструкция биметаллического блиска С не обладает необходимой прочностью для рассматриваемых условий работы. Проведена оптимизация конструкции блиска. Конструкции Б и С (рис. 2, 3) получены из С путем прорезания отверстий и щелей между ножками лопаток. В блиске С, кроме этого, добавлены прорези и в дисковой части.
Рис. 2. Биметаллический блиск Б. Лопатки с удлинительными ножками (варианты Б, Е, Е)
При этом для конструкции Б рассмотрены варианты лопатки (с исходной ножкой и оптимизированной). Материал лопатки для конструкций Б, Е- ЖС32<001>, Е, Н -ЖС26ВНК.
Рис. 3. Конструкция блиска варианта О
В этих конструкциях у лопатки имеется удлинительная ножка, кроме того, имеется полость под полкой, которая позволяет подвести охлаждающий воздух к ободной части диска и установить в случае необходимости демпфирующие элементы.
Расчеты показали (табл. 2), что в облегченной ободной части значительно уменьшились напряжения, а опасной оказалась зона ступицы с более низкой температурой. При этом минимальные значения М1иКт увеличились до 1,56 в дисковой части конструкции и до 1,72 - в лопаточной. В варианте Е ножка сконструирована более тонкой, что привело к дальнейшему облегчению конструкции и увеличению полости под охлаждающий воздух. При этом максимальные напряжения в дисковой части несколько уменьшились по сравнению с Б, а МтКт увеличились до 1,66. Для блиска Е с тонкой ножкой был применен более дешевый сплав ЖС26ВСНК с более низким значением плотности. Напряжения в дисковой части изменились незначительно, а в лопаточной - существенно. При этом МтКт по дисковой части увеличился до 1,68, а в лопаточной части несколько уменьшился до 1,47.
Таблица 2
Значения напряжений, запасов прочности
Деталь Т °С с, МПа Кт
в диск ступица 523 775,1 1,56
лопатка 750 603,4 1,72
Е диск ступица 523 752,0 1,66
лопатка 750 644,4 1,61
Ж диск ступица 525 741,25 1,68
лопатка 750 538,1 1,47
Є диск ступица 542 624,2 2,00
лопатка 738 570,0 1,82
Такой вариант конструкции может быть применен для дальнейшей оптимизации. Вариант блиска с прорезями в дисковой части (О) приводит к дальнейшему облегчению конструкции и увеличению полости под охлаждающий воздух. Напряжения в ступичной части диска уменьшились, а М1иКт увеличились до 2,0, а в лопаточной части блиска в зоне соединения лопатки с диском Кт =1,82 (рис. 4).
Таким образом, у биметаллических блисковых конструкций с лопатками из жаропрочных никелевых суперсплавов с удлинительной ножкой МтКт по дисковой части в —1,3—1,6 раз выше по сравнению с замковой конструкцией колеса.
2 —
1.8 —
1.6 —
1.4 —
1.2 —
1 —
0.8 —
0.6 —
0.4 —
0.2 —
0
А В С Б Е Р О
Рис. 4. Запасы прочности деталей конструкций А-О рабочих колес
Сравнение конструкций рабочих колес по массе
Рассмотренные варианты конструкции бли-сков позволяют получить выигрыш в массе колеса (рис. 5).
3.52
3.5 —
3.4 — 3.3 — 3.2 — 3.1 —
3 — 2.9 — 2.8 — 2.7 —
2.6 —
2.5
Рис. 5. Масса рабочих колес конструкций А-Н
Масса биметаллического блиска В меньше массы замкового колеса на ~9,6%, а блиск с тонкой ножкой (Е) легче на ~11% по сравнению
в
с
Б
Е
Г
О
н
с конструкцией В. При использовании более легкого сплава ЖС26ВСНК, можно получить выигрыш в массе до 11,5%. Оптимизированная конструкция О легче на 16%, а с легким сплавом на ~16,5%.
Зона соединения лопаток с диском
В замковом колесе В имеется резкое изменение напряжения во впадинах выступа диска, обусловленное резким изменением геометрии (коэффициент концентрации напряжений ~3,6). Максимальное напряжение во впадине выступа диска составляет 870,15 МПа (табл. 3).
Таблица 3
Интенсивность напряжений в зоне соединения лопатки с диском_______
Т °С с, МПа Кт с, МПа Кт Ас, МПа
лопатка диск
С 750 640 1,62 686 1,20 46
в 762 560 1,80 508 1,60 52
Е 746 594 1,74 555 1,49 39
Є 738 570 1,82 554 1,57 16
Зону соединения можно рассматривать как концентратор напряжений. Разница напряжений в двух сплавах с обеих сторон границы зоны соединения (Ас) незначительна (на 16-50 МПа). Это объясняется небольшим отличием свойств двух сплавов, а зона диффузионного сращивания материалов, несмотря на малую толщину, сглаживает эти различия. Проведенные ранее экспериментальные исследования на образцах и моделях показали, что разрушения происходят не по зоне соединения [2, 3].
Наиболее оптимальной с точки зрения статической прочности и массы оказалась конструкция С с удлиненной за счет дисковой части ножкой.
ОЦЕНКА ПРЕИМУЩЕСТВ БИМЕТАЛЛИЧЕСКИХ БЛИСКОВ
Повышение запасов прочности при переходе от конструкций А и В к С- Є позволяет увеличить такие параметры, как ресурс, частота вращения турбины или температура газа перед турбиной.
Исследование возможности повышения температуры газа перед турбиной
Оценка возможности повышения температуры газа на 50 К и 70 К была проведена для вариантов конструкций В-Ж.
Запасы статической длительной прочности конструкции Е оказались несколько выше, чем замковой конструкции при исходной температуре газа 1410 К. Возможность дальнейшего повышения температуры ограничено свойствами сплава дисковой части (Кт = 1,33) (рис. 6, 7).
В Б Е Е
Рис. 6. Минимальные запасы длительной статической прочности дисковых частей блиска
В Б Е Е
Рис. 7. Минимальные запасы длительной статической прочности лопаток блиска
Блиск с лопатками из сплава ЖС26ВСНК (Е) работоспособен при повышении температуры газа на 70 К. Возможность дальнейшего повышения температуры газа ограничено свойствами сплава лопатки (Кт = 1,27).
Исследование возможности повышения ресурса
Исследование возможности увеличения ресурса конструкций А-Е проведено при исходной температуре газа перед турбиной 1410 К и заданном минимальном запасе статической длительной прочности (Кт = 1,2). Блиск из ВЖЛ12У, из-за низких свойств сплава, имеет ресурс не более 25 часов. Использование оптимизированного биметаллического блиска (Е)
позволяет увеличить ресурс от 100 часов у замковой конструкции до 6684 часов. Конструкция блиска ¥ с лопатками из ЖС26ВСНК позволяет увеличить ресурс колеса до 536 часов (табл. 4).
Таблица 4 Сравнительная оценка статической
Т о О с, МПа ^д, час Т °С с, МПа ^л, час ^общ, час
диск лопатка
А 734 706,3 25 - - - 25
В 640 870,2 100 730 646,1 19630 100
С 734 867,1 1 750 640,3 6930 1
Б 523 775,1 не ограничивает 750 603,4 2235 2235
Е 523 752,0 750 664,4 6684 6684
¥ 525 741,2 750 538,1 536 536
Для исследуемых колес определены величины статического и циклического ресурса, отнесенные к минимальным значениям блиска С (рис. 8).
і
250
100
0
т*=т/Хть
Ы*=Ы/Ыт„
№
—I I г
А В О Е Р
Рис. 8. Увеличение ресурса в часах и в циклах при изменении конструкции колеса от А к ¥
Применение оптимизированных биметаллических блисков позволяет увеличить циклическую долговечность конструкции более чем в 30 раз по сравнению с замковой конструкцией. Для оптимизированных блисков с увеличенной температурой газа до 1480 К циклическая долговечность выше, чем для колеса В в 25 раз.
Исследование возможности повышения частоты вращения
Возможность увеличения частоты вращения (36000 об/мин) биметаллических блисков Е и ¥ исследована при температуре газа 1410 К. При этом для 100 часов работы должно удовлетворяться условие 1 ,2 < М1пКт < 1,3.
Расчеты показали, что для Е частота вращения колеса может достигать 52000 об/мин.
Дальнейшее повышения частоты вращения ограничено свойствами сплава диска. Конструкция ¥ может работать при 42000 об/мин. Дальнейшее повышение частоты вращения ограничено свойствами сплава лопаток.
Таким образом, по сравнению с исходной конструкцией «классического» замкового рабочего колеса В допустимое значение частоты вращения усовершенствованной конструкции блиска с лопатками из сплава ЖС32<001> (Е) увеличилось на 44%, а блиска с лопатками из сплава ЖС26ВСНК (¥) - на ~17%.
ВЫВОДЫ
Проведенные расчеты показали следующие преимущества применения конструкции биметаллических блисков по сравнению с традиционными замковыми рабочими колесами.
Основное преимущество блисков - возможность снижения на 20-30% массы рабочего колеса. Уменьшение массы колеса ведет к уменьшению инерционности ротора, улучшению его динамических характеристик, т.е. уменьшению времени приемистости, облегчению запуска. Уменьшение массы колеса и лопаток в целом можно использовать для отстройки от резонансных режимов лопаток ротора.
Переход к беззамковой конструкции рабочего колеса позволяет увеличить в несколько раз ресурс колеса за счет исключения концентраторов напряжений в замковых соединениях. Отсутствие замковых соединений решает проблему размещения лопаток на диске, т.е. позволяет оптимизировать густоту решетки по газодинамической эффективности, что может привести к повышению К.П.Д. и, соответственно, к выигрышу в топливной экономичности.
Применение биметаллических блисков с лопатками из жаропрочных сплавов, например для малоразмерных двигателей, может позволить повысить частоту вращения или температуру газа перед турбиной, что приведет к увеличению мощности (тяги), уменьшению удельного расхода топлива.
Таким образом, разработка новых технологий создания биметаллических блисков на основе процессов диффузионного соединения разнородных сплавов является перспективным направлением развития технологий для двигателей нового поколения.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Перспективы применения технологии горячего изостатического прессования к изготовлению «блиск»-колес турбин из комбинаций порошковых и литейных жаропрочных никелевых сплавов / В. Н. Самаров, Е. П. Кратт, Л. А. Магеррамова, Т. П. Захарова // Новые технологические процессы и надежность ГТД науч.-техн. сб. М.: ЦИАМ, 1999. Вып. 1. Блиски и блинги турбомашин. С. 100-117.
2. Турбины с «блиском» и без / Л. А. Магеррамова, Т. П. Захарова, М. В. Громов, В. Н. Самаров // Научно-технический журнал «Двигатель», 1999. №2 (2). С. 32-33.
3. Magerramova L. A., Shorr B. F., Melnikova G. V., Zakharova T. P. Problems of dynamic characteristics and damping of bimetallic gas turbine blisks produced by HIP technology: Proceeding of international conference /HIP’05. Paris. 2005. С. 97.
ОБ АВТОРЕ
Магеррамова Любовь Александровна, дипл. инж.-механик (МАИ), начальник сект. прочности лопаток ГТД в ЦИАМ им. П. И. Баранова, канд. техн. наук. (1980), ст. науч. сотр. (1985). Иссл. в области прочности высокотемпературных охлаждаемых и неохлаждаемых лопаток турбин, в том числе из монокристаллических сплавов.
