RU2106507C1

RU2106507C1 - Gas-turbine engine

Info

Publication number: RU2106507C1
Application number: RU94026970A
Authority: RU
Inventors: В.А. Кузнецов
Original assignee: Акционерное общество "Авиадвигатель"
Priority date: 1994-07-15
Filing date: 1994-07-15
Publication date: 1998-03-10
Also published as: RU94026970A

Abstract

FIELD: gas-turbine manufacture. SUBSTANCE: axial plays between sealing members of turbine stator and rotor in engine flow path are actively controlled by axial shift of turbine rotor piston while damping rotor vibrations. EFFECT: improved reliability of axial play control. 5 cl

Description

Изобретение относится к лопаточным машинам газотурбинных двигателей, например к турбинам, и может найти применение в авиадвигателестроении, в том числе при наземном применении двигателей. The invention relates to blade machines of gas turbine engines, for example, turbines, and can find application in aircraft engine building, including the ground application of engines.

Улучшение параметров газотурбинного двигателя (ГТД), в частности уменьшение удельного расхода топлива, требует повышения КПД турбины. Одним из путей повышения КПД является уменьшение зазора между уплотнительными элементами статора и ротора проточной части двигателя. Improving the parameters of a gas turbine engine (GTE), in particular, reducing the specific fuel consumption, requires increasing the efficiency of the turbine. One of the ways to increase efficiency is to reduce the gap between the sealing elements of the stator and the rotor of the engine duct.

Известна конструкция ГТД АИ-24, в которой датчик флюгирования винта срабатывает при перемещении шарикоподшипника, воспринимающего тягу винта, с помощью двух гидравлических поршней, один из которых поджат к шарикоподшипнику с помощью цилиндрической пружины [1]. The design of the gas turbine engine AI-24 is known, in which the screw feathering sensor is triggered when the ball bearing receiving the propeller thrust is moved using two hydraulic pistons, one of which is pressed against the ball bearing using a coil spring [1].

Такая конструкция позволяет перемещать ротор винта в осевом направлении, однако не обеспечивает демпфирование вибрации, возникающее при вращении ротора. This design allows you to move the rotor of the screw in the axial direction, but does not provide vibration damping that occurs when the rotor rotates.

Известна конструкция ГТД, в которой осуществляется регулирование зазоров между наружным воздушным уплотнением турбины и законцовкой турбинных лопаток ротора [2] . Устройство включает смонтированные вокруг корпуса турбины перфорированные трубки, соединенные с трубопроводом подвода воздуха, отбираемого из вентиляторного контура. Уменьшение зазоров достигается обдувом корпуса охлаждаемым воздухом. Known design of the gas turbine engine, in which the adjustment of the gaps between the outer air seal of the turbine and the tip of the turbine rotor blades [2]. The device includes perforated tubes mounted around the turbine casing, connected to an air supply pipe taken from the fan circuit. The reduction of gaps is achieved by blowing the case with cooled air.

Недостатком данной конструкции является малый диапазон регулирования зазоров, а также невозможность их регулирования при внезапном выключении двигателя и запуска только что остановленного двигателя при прогретых дисках турбины, что связано с разной скоростью прогрева тонкостенных лопаток и толстостенного статора. Это приводит к снижению КПД турбины и эффективности двигателя. The disadvantage of this design is the small adjustment range of the gaps, as well as the impossibility of their regulation when the engine is suddenly turned off and the engine just stopped when the turbine disks are warmed up, which is associated with a different heating rate of thin-walled blades and a thick-walled stator. This leads to a decrease in turbine efficiency and engine efficiency.

Техническая задача, на решение которой направлено изобретение, заключается в осуществлении активного регулирования осевых зазоров между уплотнительными элементами статора и ротора турбины в проточной части двигателя путем осевой сдвижки поршня ротора турбины с одновременным демпфированием колебаний ротора. The technical problem to which the invention is directed is to actively regulate axial gaps between the sealing elements of the stator and the turbine rotor in the engine flow path by axially shifting the piston of the turbine rotor while damping the rotor vibrations.

Задача решается тем, что газотурбинный двигатель, содержащий статор и ротор с регулируемыми осевыми зазорами, дополнительно включает неподвижную опору, поршень и упорный подшипник ротора, который установлен относительно опоры подвижно в осевом направлении на поршне, с одного конца контактирующем с пружиной, а с противоположного ограниченном полостью подвода рабочей жидкости высокого давления, причем поршень и удерживающий его в осевом направлении фланец опоры выполнен с опорными торцами, зазор между которыми равен осевому зазору между уплотнительными элементами статора и ротора, осевая длина окружной рабочей поверхности поршня равна 1-5 осевым длинам наружного кольца упорного подшипника, а радиальный зазор между окружной опорной поверхностью поршня и опорой равен 0,1-0,4 мм. The problem is solved in that the gas turbine engine, comprising a stator and a rotor with adjustable axial clearances, further includes a fixed support, a piston and a thrust bearing of the rotor, which is mounted relative to the support movably in the axial direction on the piston, contacting the spring from one end, and limited from the opposite a cavity for supplying a working fluid of high pressure, and the piston and the support flange holding it in the axial direction are made with supporting ends, the gap between which is equal to the axial clearance between for the sealing elements of the stator and rotor, the axial length of the circumferential working surface of the piston is 1-5 axial lengths of the outer ring of the thrust bearing, and the radial clearance between the circumferential bearing surface of the piston and the support is 0.1-0.4 mm.

Демпфирование колебаний ротора осуществляется за счет выдавливания масляной пленки между развитой внешней поверхностью поршня и опорой, а также механического трения опорного торца поршня о неподвижный фланец опоры. Rotor vibration damping is carried out by squeezing an oil film between the developed external surface of the piston and the support, as well as mechanical friction of the supporting end of the piston against the fixed support flange.

Запуск двигателя осуществляется при максимальной величине осевых зазоров Δ между уплотнительными элементами статора и ротора в проточной части двигателя. Это объясняется разной скоростью нагрева массивного ротора и тонкостенного статора. На время отработки переходных режимов осевой зазор Δ должен оставаться максимальным для предотвращения заклинивания ротора. The engine is started at the maximum value of axial clearances Δ between the sealing elements of the stator and rotor in the flow part of the engine. This is due to the different heating rates of the massive rotor and thin-walled stator. At the time of practicing transient conditions, the axial clearance Δ must remain maximum to prevent jamming of the rotor.

После окончания переходных процессов необходимо уменьшение зазора Δ практически до нуля на двигателе, работающем на длительном экономичном режиме, что снизит до минимума потери в статоре турбины, связанные с утечками в осевых зазорах Δ между уплотнительными элементами статора и ротора, и приводит к повышению КПД на 3-4%. After the end of transient processes, it is necessary to reduce the gap Δ to almost zero on an engine running in a long-term economical mode, which will minimize losses in the turbine stator due to leaks in the axial clearance Δ between the sealing elements of the stator and rotor, and will increase the efficiency by 3 -4%.

Установка упорного подшипника ротора на поршне, имеющем возможность осевого перемещения вместе с подшипником относительно неподвижной опоры, позволяет регулировать осевые зазоры Δ между уплотнительными элементами в проточной части турбины. Уменьшение зазора Δ осуществляется в результате подачи масла в полость подвода рабочей жидкости, обеспечивающей осевой сдвиг поршня при сжатии пружины до соприкосновения опорных торцев фланца опоры и поршня. После остановки двигателя давление в полости падает и ротор возвращается в исходное состояние за счет усилия пружин, увеличивая осевые зазоры Δ до максимальных рабочих размеров. The installation of a thrust rotor bearing on a piston having the possibility of axial movement together with the bearing relative to the fixed support allows you to adjust the axial clearances Δ between the sealing elements in the flow part of the turbine. The clearance Δ is reduced as a result of the supply of oil to the fluid supply cavity, which provides axial displacement of the piston during compression of the spring until the contact ends of the support flange and the piston come into contact. After the engine stops, the pressure in the cavity drops and the rotor returns to its original state due to the force of the springs, increasing the axial clearances Δ to the maximum working size.

Выполнение зазора между опорными торцами по величине равным зазору Δ объясняется удобством активного регулирования их в данной конструкции. The gap between the supporting ends in size equal to the gap Δ due to the convenience of actively regulating them in this design.

Осевая длина окружной опорной поверхности поршня выполняется равной 1-5 осевым длинам наружного кольца упорного подшипника. Это связано с тем, что демпфирующие свойства устройства зависят от площади масляной пленки, которая из радиального зазора между окружной рабочей поверхностью и опорой ( Δ₁ ) выдавливается в процессе колебаний ротора. Поэтому, если длина окружной опорной поверхности поршня составляет менее одной осевой длины наружного кольца подшипника, то демпфирующие свойства опоры будут недостаточными для гашения колебаний ротора. Если же повышение составляет более чем в 5 раз, то существенно возрастают габариты опоры и вес конструкции.The axial length of the circumferential support surface of the piston is equal to 1-5 axial lengths of the outer ring of the thrust bearing. This is due to the fact that the damping properties of the device depend on the area of the oil film, which is squeezed out from the radial clearance between the circumferential working surface and the support (Δ ₁ ) during oscillation of the rotor. Therefore, if the length of the circumferential support surface of the piston is less than one axial length of the outer ring of the bearing, then the damping properties of the support will be insufficient to dampen the oscillations of the rotor. If the increase is more than 5 times, then the dimensions of the support and the weight of the structure increase significantly.

Размер радиальных зазоров выбран в интервале 0,1-0,4 мм исходя из следующих соображений: при Δ₁< 0,1 мм масло не сможет поступать в зазор, а при Δ₁> 0,4 мм наблюдается возрастание амплитуды колебаний ротора при запуске и выбеге.The size of the radial clearances is selected in the range of 0.1-0.4 mm based on the following considerations: at Δ ₁ <0.1 mm, the oil will not be able to enter the gap, and at Δ ₁ > 0.4 mm, the amplitude of the oscillations of the rotor increases when starting and run out.

На фиг. 1 представлена силовая турбина газотурбинного двигателя с активным регулированием осевых зазоров; на фиг. 2 - узел I на фиг. 1 в нерабочем положении или на режиме запуска; на фиг. 3 - то же в положении экономичного режима работы турбины; на фиг. 4 - зазор Δ между уплотнительными элементами статора и ротора (узел II на фиг. 1) на нерабочем режиме; на фиг. 5 - то же на экономичном режиме работы турбины. In FIG. 1 shows a power turbine of a gas turbine engine with active regulation of axial clearances; in FIG. 2 - node I in FIG. 1 in the idle position or in the start mode; in FIG. 3 - the same in the position of the economic mode of operation of the turbine; in FIG. 4 - the gap Δ between the sealing elements of the stator and rotor (node II in Fig. 1) in idle mode; in FIG. 5 - the same on the economical mode of operation of the turbine.

Силовая турбина 1 ГТД состоит из статора 2 и ротора 3 с рабочими колесами 4. Статор 2 содержит переднюю опору 5 с роликоподшипником 6 и заднюю опору 7 с радиально-упорным подшипником 8, воспринимающим осевую нагрузку, действующую на ротор 3 силовой турбины 1. Роликовый подшипник 9 служит для разгрузки шарикоподшипника 8 от радиальных усилий. Подшипники 8 и 9 закреплены в поршне 10 с помощью гайки 11. Поршень 10 установлен в корпусе опоры 12 с радиальным зазором Δ₁= 0,1-0,4 мм. Между поршнем 10 и корпусом 12 выполнена полость A, в которую через трубу 13 попадает рабочая жидкость от маслонасоса ГТД под высоким давлением (20-40 кг/см²). От утечек масла полость A уплотнена кольцами 14 и 15, установленными на поршне 10.A GTE power turbine 1 consists of a stator 2 and a rotor 3 with impellers 4. The stator 2 contains a front support 5 with a roller bearing 6 and a rear support 7 with an angular contact bearing 8, which receives the axial load acting on the rotor 3 of the power turbine 1. Roller bearing 9 serves to relieve ball bearing 8 from radial forces. Bearings 8 and 9 are fixed in the piston 10 with a nut 11. A piston 10 is installed in the housing of the support 12 with a radial clearance Δ ₁ = 0.1-0.4 mm. A cavity A is made between the piston 10 and the housing 12, into which the working fluid from the gas turbine oil pump under high pressure (20-40 kg / cm ² ) enters through the pipe 13. From oil leaks, cavity A is sealed with rings 14 and 15 mounted on the piston 10.

На корпусе 12 установлен фланец 16, в котором расположены пружины 17, прижимающие на переходных режимах или на неработающей турбине поршень 10 к корпусу 12. От проворота поршень 10 фиксируется относительно неподвижного фланца 16 с помощью торцевых шлиц 18. Поршень 10 и фланец 16 имеют упорные торцы Т₁ и Т₂, по которым контактируют при работе на длительном экономичном режиме.A flange 16 is installed on the housing 12, in which the springs 17 are located, pressing the piston 10 against the housing 12 during transient or idle turbine operation. From rotation, the piston 10 is fixed relative to the stationary flange 16 using end slots 18. The piston 10 and the flange 16 have thrust ends T ₁ and T ₂ , which are contacted during operation in a long economy mode.

Между уплотнительными элементами статора и ротора, т.е. между сотовым уплотнением 19 сопловой лопатки 20 и гребешками 21 рабочих лопаток 27 на неработающем ГТД существует осевой зазор Δ , который необходимо уменьшить до величины, близкой к нулю на ГТД, работающем на длительном экономичном режиме, что существенно повышает КПД турбины. Зазор такой же величины предусмотрен и между сотовым уплотнением 23 на разрезном кольце 24 статора 2 и гребешком 25 рабочей лопатки 22. На передней опоре 5 закреплен индуктивный датчик Д, по сигналу которого начинается активное регулирование осевого зазора Δ , которое может осуществляться также по сигналу временного механизма. Between the sealing elements of the stator and rotor, i.e. between the honeycomb seal 19 of the nozzle blade 20 and the combs 21 of the working blades 27 on the idle gas turbine engine there is an axial clearance Δ, which must be reduced to a value close to zero on the gas turbine engine operating on a long-term economical mode, which significantly increases the turbine efficiency. A gap of the same size is provided between the honeycomb seal 23 on the split ring 24 of the stator 2 and the scallop 25 of the working blade 22. An inductive sensor D is fixed to the front support 5, the signal of which starts the active regulation of the axial clearance Δ, which can also be carried out by the signal of the temporary mechanism .

Работа устройства осуществляется следующим образом. The operation of the device is as follows.

Запуск турбины производится при осевых зазорах Δ , равных 3-4 мм, исходя из опытных данных. Для этого в полость A через трубу 13 подают масло с низким давлением (3-4 кг/см²), которое протекает через зазор Δ₁ между опорной окружной поверхностью поршня 20 и неподвижной опорой 12, демпфируя колебания ротора 3 за счет выдавливания масляной пленки из зазора Δ₁ . В этом случае поршень 10 прижат к корпусу 12 за счет осевых усилий, возникающих от газовых сил, действующих на ротор 3, а также за счет усилия пружин 17.The turbine is launched at axial gaps Δ equal to 3-4 mm, based on experimental data. To do this, a low pressure oil (3-4 kg / cm ² ) is supplied to the cavity A through the pipe 13, which flows through the gap Δ ₁ between the supporting circumferential surface of the piston 20 and the fixed support 12, damping the oscillations of the rotor 3 by squeezing the oil film from clearance Δ ₁ . In this case, the piston 10 is pressed against the housing 12 due to axial forces arising from gas forces acting on the rotor 3, and also due to the force of the springs 17.

По окончании переходных процессов нагрева ротора 3 и статора 2 по сигналу датчика Д или временного механизма через трубу 13 в полость A подается масло с высоким давлением (30-40 кг/см²). При этом поршень 10 за счет давления, действующего на него, сдвигается влево (фиг. 2, 3), сжимая пружины 17 до упора торца Т₂ в торец Т₁ фланца 16. Вместе с поршнем 10 сдвигается радиально-упорный подшипник с ротором 3, что ведет к уменьшению зазоров Δ до околонулевых величин и повышению КПД статора турбины на 3-4%.At the end of the transient heating processes of the rotor 3 and stator 2, a high pressure oil (30-40 kg / cm ² ) is supplied through the pipe 13 to the cavity A by the signal of the sensor D or a temporary mechanism. When this piston 10 due to the pressure acting on it, is shifted to the left (Fig. 2, 3), compressing the springs 17 until the end of the end face T ₂ into the end face T _{1 of the} flange 16. Together with the piston 10, the angular contact bearing with the rotor 3 is shifted which leads to a decrease in the gaps Δ to near-zero values and to an increase in the efficiency of the turbine stator by 3-4%.

Эффект демпфирования колебаний ротора 1 усиливается за счет сил трения торцов Т₁ и Т₂. Кроме того, контакт по торцам Т₁ и Т₂ уменьшает утечки масла из полости A.The damping effect of the oscillations of the rotor 1 is enhanced by the friction forces of the ends T ₁ and T ₂ . In addition, the contact at the ends of T ₁ and T ₂ reduces oil leakage from cavity A.

При выключении ГТД ротор 3 под воздействием сил пружины 17 сдвигается вместе с поршнем 10 вправо, увеличивая осевой зазор Δ до максимальной величины (3-4 мм). When GTE is turned off, the rotor 3 under the influence of the forces of the spring 17 moves together with the piston 10 to the right, increasing the axial clearance Δ to a maximum value (3-4 mm).

Claims

Газотурбинный двигатель, содержащий статор и ротор с регулируемыми осевыми зазорами, отличающийся тем, что он дополнительно включает неподвижную опору, поршень, а также упорный подшипник ротора, установленный относительно опоры подвижно в осевом направлении на поршне, с одного конца контактирующем с пружиной, а с противоположного ограниченном полостью подвода рабочей жидкости высокого давления, причем поршень и удерживающий его в осевом направлении фланец опоры выполнены с опорными торцами, зазор между которыми равен осевому зазору между уплотнительными элементами статора и ротора, осевая длина окружной опорной поверхности поршня равна 1-5 осевым длинам наружного кольца упорного подшипника, а радиальный зазор между опорной поверхностью поршня и опорой равен 0,1-0,4 мм. A gas turbine engine containing a stator and a rotor with adjustable axial clearances, characterized in that it further includes a fixed support, a piston, and a thrust bearing of the rotor mounted relative to the support movably in the axial direction on the piston in contact with the spring from one end, and from the opposite limited by the cavity for supplying the working fluid of high pressure, and the piston and the support flange holding it in the axial direction are made with supporting ends, the gap between which is equal to the axial clearance m forward sealing elements of the stator and the rotor, the axial length of the circumferential support surface of the piston is equal to 1-5 of the axial length of the outer ring of the thrust bearing and the radial clearance between the piston support surface and the support is 0.1-0.4 mm.