Влияние технологических параметров изготовления рабочего колеса турбины на силу контактного давления между бандажными полками с плоскими боковыми торцами Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 534.282+620.178.5:62-226.2

В.М. Меркулов, Ю.В Якушев ГП «Ивченко-Прогресс», Украина

ВЛИЯНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ИЗГОТОВЛЕНИЯ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ТУРБИНЫ НА СИЛУ КОНТАКТНОГО ДАВЛЕНИЯ МЕЖДУ БАНДАЖНЫМИ ПОЛКАМИ С ПЛОСКИМИ

БОКОВЫМИ ТОРЦАМИ

Рассмотрен подход к оценке влияния точности изготовления отдельных элементов лопаток и диска турбины на силу контактного давления между бандажными полками. Бандажные полки лопаток имеют плоские боковые стороны, по которым происходит контакт при образовании замкнутой кольцевой связи. Учитываются основные факторы, вызывающие изменение крутящего момента пера, действующего на бандажную полку и отклонения размеров, определяющих положение полок относительно диска. Приведены результаты анализа выполненных расчетов.

Рабочее колесо, рабочая лопатка, бандажная полка, контактная поверхность, угол закрутки пера, сила контактного давления, точность изготовления, смещение полки.

1. Введение

В современном турбостроении широко применяются рабочие лопатки турбин с бандажными полками, что позволяет повысить экономичность турбомашин, повысить их надежность и ресурс.

В настоящее время в практике конструирования рабочих лопаток турбин наряду с широко известными 2-образными бандажными полками начали находить применение рабочие лопатки с бандажными полками, имеющими плоские боковые торцы, по которым происходит контакт (так называемые беззиговые бандажные полки). Известно, что основным параметром, характеризующим уровень кольцевой бандажной связи, является сила контактного давления между полками. Она сильно влияет на вибрациионную прочность рабочего колеса и износ контактных поверхностей бандажных полок в процессе эксплуатации. Поэтому представляет интерес определить влияние на ее величину таких конструктивно-технологических факторов как точность изготовления лопаток и диска для этого типа бандажной связи.

В данной работе сделана попытка оценить влияние точности изготовления отдельных элементов лопаток и диска на напряженность контактных поверхностей беззиговых бандажных полок.

© В.М. Меркулов, Ю.В Якушев, 2008

- 154 -

2. Решение поставленной задачи

Рассмотрим рабочее колесо турбины (рис. 1,2) в системе координат луг , где г — радиальная ось колеса; л — ось расположенная в плоскости симметрии паза диска; у — ось перпендикулярная осям л и у .

0

2

1

3

4

Рис.1. Вид рабочего колеса турбины в разрезе

Колесо содержит лопатки 1 с бандажными полками 2, взаимное положение которых в колесе

определяется контактными поверхностями К, расположенными под углом в относительно плоскости вращения и образующими замкнутую кольцевую связь. Хвостовики лопаток установлены в пазы диска 4, выполненные под углом а к оси вращения.

Дополнительно введена прямоугольная система координат к V, в которой ось перпендикулярна к контактной поверхности К.

На рис. 2 показаны размеры, определяющие положение бандажной полки в колесе. Размер

(Ь + ЛЬ) определяет при изготовлении положение

рассматриваемой полки в направлении оси к.

в

x

Y

в = 90° - (Y + а) находим

B + AB t

= sin(e +Афв),

(1)

sin Афв =

AB cos в

Откуда

Афв = arcsin

AB t cos в

(2)

Кроме размера (В + ЛВ) на угол ф будет оказывать влияние отклонение на угловое расположение паза диска Ла , а также отклонение на угловое расположение контактных поверхностей Лу.

Таким образом, Лф = ЛфВ + Ла + Лу.

На бандажные полки лопаток действует крутящий момент М = Оф, где О — жесткость лопатки на кручение пера [2].

Если Мн — номинальный крутящий момент пера лопатки, действующий на бандажную полку, а ЛМ — отклонение момента Мн ,вызван-ное отклонением размеров пера, влияющих на его жесткость, на кручение, то можно найти момент М с учетом отклонений размеров пера и размеров а ,7 и B

Рис. 2. Вид сверху на бандажную полку

Так как по поверхностям К лопатки устанавливаются с натягом, то размер (В + ЛВ) определяет закрутку пера на угол ф. Учитывая, что

M = (МН +AM) + (МН + AM)

АфД + Аа + AY Фн

где t — расстояние между бандажными полками

лопаток в колесе; AфB — изменение угла закрутки пера лопатки, вызванное отклонением размера В.

С достаточной степенью точности можно считать, что угол AфB является малой величиной, то есть

sin^ + Аф]3) ~ sin в + Аф1г cos в B = в

Так как у — sin р , то после преобразования зависимости (1) получаем

или после преобразования этой зависимости

М = (М Н +АМ )(1 +АФ Д +Aa + AY), (3)

Ф Н

где фн — номинальный угол закрутки.

Рассмотрим влияние отклонения ЛЬ размера Ь на положение бандажной полки.

При размере (Ь + ЛЬ) боковой торец полки до установки лопатки в колесо занимает положение Кх, а после установки положение К. При этом полка переместится в направлении оси к на величину ЛЬ .

Из других параметров, влияющих на напряженность контактных поверхностей, следует отметить:

Ахн — смещение бандажной полки в направлении оси х, вызванное наклоном рабочих поверхностей зубьев паза диска;

Aye — смещение бандажной полки в направлении оси y , вызванное взаимным смещением левой и правой гребенок паза диска;

At — погрешность расположения пазов диска;

Акч — смещение бандажной полки в направлении оси k из-за изгиба лопатки в поле центробежных сил, вызванного смещением сечений пера

и отклонениями размеров бандажной полки;

Fk — сила, которую необходимо приложить к

бандажной полке в направлении оси k, чтобы вызвать единичное перемещение относительно хвостовика.

Следует также рассмотреть основные факторы, снижающие напряженность контактных поверхностей полок:

8yл — люфт бандажной полки в направлении оси y, вызванный зазором между хвостовиком лопатки и пазом диска;

8хп — смещение бандажной полки в направлении оси x за счет перемещения хвостовика лопатки вдоль паза диска.

Рассмотрим, какое смещение бандажной полки в направлении оси к будет давать каждый из выше приведенных параметров при отсутствии соседних лопаток:

— смещение, вызванное наклоном рабочих поверхностей зубьев паза диска

Акн = AxH sin y ;

— смещение, вызванное взаимным смещением левой и правой гребенок паза диска

Акс = Ay с cos y ;

— смещение, вызванное погрешностью расположения пазов диска

АкТ = At cos( Y + a);

— люфт полки, вызванный зазором между хвостовиком лопатки и пазом диска

§кл =§y л sin Y ;

— смещение полки за счет перемещения хвостовика лопатки вдоль паза диска

8кп = §хп cos Y .

Суммарное перемещение полки в направлении оси к будет

Ак = (АкН + Акс +АкТ + Акц)-(5кП +5кЛ) (4)

Следует заметить, что для величин, входящих в формулу (4), необходимо учитывать знак (направление смещения). Полученное значение Ак

будет указывать смещение полки по направлению оси к, а знак — направление смещения.

Кроме этого если \Ъкп + 8к^| больше

|Дкн + Акс + Дкт +Дкц|, то Дк необходимо

принимать равным нулю. Это значит, что возможное перемещение полки больше действительного.

Рис. 3. Схема действующих на полку сил и моментов

Указанные зависимости получены при допущении, что при работе колеса турбины будет происходить перекос хвостовика относительно паза диска.

Для определения суммарной силы ¥к , действующей на бандажную полку со стороны пера из-за его деформации необходимо, перемещение

Ак умножить на Fк

Fk = Fk 'Ак .

(5)

Рассмотрим (рис. 2) бандажную полку с приложенными к ней моментом м исилой ЕК от пера лопатки. На контактные поверхности полки действуют силы Р и Р2 от соседних лопаток.

Из системы уравнений равновесия

\Pj/j sin в + P2l2 - M = 0

[ P2 + Fk -2 PJ = 0

(7)

находим

P =

M - Fk /2

lJ +12

P2 = P - F

К.

(8)

С достаточной степенью точности можно принять, что 11 ~ 12 ~ - с°8 в , тогда

P - P +

FK

P - P—

F

К

(9)

где

P =-

M

t sin в

■ сила контактного давления меж-

ду бандажными полками, найденная при условии, что Г к = 0.

Как показали расчеты по влиянию погрешностей изготовления элементов рабочего колеса, имеющего лопатки с плоскими торцами, выполненные для лопаток с различным удлинением значения силы контактного давления между бандажными полками в одном колесе могут отличаться более чем в 2 раза. Как правило, совокупность крайних значений отклонений при изготовлении лопаток и диска не реализуется и этот разброс будет несколько меньше.

Основным фактором, влияющим на разброс силы контактного давления, является отклонение жесткости пера на кручение. В меньшей мере на разброс напряжений влияют отклонения размеров, определяющие положение бандажных полок относительно диска.

3. Заключение

Разработана методика определения силы контактного давления между бандажными полками с плоскими боковыми торцами с учетом точнос-

ти изготовления диска и лопаток. В результате проведенных расчетов по предложенной методике установлено, что величина силы контактного давления в пределах рабочего колеса может изменяться в 2 и более раз. На основании анализа влияния различных отклонений на разброс значений силы контактного давления при проектировании рабочих колес турбин можно более оптимально назначать допуска на изготовление лопаток и диска.

Литература

1. Биргер ИА, Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. — М.: Машиностроение, 1979, —702 с.

2. Кривошей В.Я. К расчету бандажных полок рабочих лопаток турбомашин.— Проблемы прочности, 1982, - №8, - С. 58-60.

3. Меркулов В.М. Ильющенко Ф.Д. Разработка бандажированных рабочих лопаток турбин с учетом требований надежности и технологичности // Авиационно-космическая техника и технология, 2006.- №9(35). - С. 86-89.

Поступила в редакцию 30.07.08

Рецензент: д-р техн. наук, проф. Епифанов C.B. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков.

2

2

Розглянуто nidxid до ощнки впливу monnocmi виготовлення окремих елемент1в лопаток i диска турбти на силу контактного тиску мiж бандажними полицями. Бандажш полищ лопаток маютъ плост 6i4rn сторони, по яких вiдбуваemъcя контакт при утворент замкнутого клъцевого зв 'язку. Враховуютъся основш фактори, що викликаютъ змну крутного моменту пера, дтчого на бандажну полицю й вiдxилення рoзмiрiв, що визначаютъ поло-ження полицъ щодо диска. Наведено резулътати аналiзу виконаних розрахуншв.

An approach for estimating the impact of production tolerances on tenseness of the shroud platforms contact surfaces, when manufacturing separate elements of turbine blades and discs, is taken into consideration. The shroud platforms have plane side faces, over which the contact occurs when the closed annular connection is formed. The results of an analysis of the calculations performed are given. Main factors are taken into account, causing change of the airfoil torque acting on the shroud platform and deviation of dimensions determining the platform positions relative to the disc. The results of an analysis of the calculations performed are given.