Лопатка ротора и турбина высокого давления турбомашины. Профилирование лопатки ТВД 088.24 8970 лопатка рабочая твд

Ле Тиен Зыонг 1 , Нестеренко В.Г. 2

1 Аспирант, 2 кандидат технических наук, доцент,

Московский авиационный институт

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ СПОСОБОВ ПОВЫШЕНИЯ КПД В КОНЦЕВЫХ УЧАСТКАХ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ТВД АВИАЦИОННЫХ ГТД

Аннотация

Приведены результаты расчётных и экспериментальных исследований конструктивных способов повышения эффективности современных и перспективных газотурбинных двигателей путём снижения потерь энергии газа в радиальном зазоре и уровня вторичных потерь энергии газа в межлопаточных каналах их высокотемпературных турбин высокого давления (ТВД). Предложены конструктивные способы уменьшения зоны распространения вторичных токов по высоте рабочей лопатки ТВД, способствующие повышению равномерности потока газа, обтекающего перо лопатки и уровень КПД ступени турбины.

Ключевые слова: высокотемпературная турбина, рабочая лопатка, бандажная полка, радиальный зазор, вторичные потери.

Le Tien Ziong 1 , Nesterenko V.G. 2

1 Postgraduate student, Moscow Aviation Institute

2 PhD in Engineering, Associate professor, Moscow Aviation Institute

DEVELOPMENT AND RESEARCH OF CONSTRUCTIVE METHODS FOR INCREASING PERFORMANCE FACTOR AT END SECTIONS OF MOVING BLADES OF TURBO-PROPELLER ENGINE OF AIRCRAFT GAS-TURBINE ENGINES

Abstract

The results of computational and experimental studies of constructive methods for increasing the efficiency of modern and promising gas turbine engines by reducing the energy loss of gas in the radial gap and the level of secondary losses of gas energy in the inter-path channels of their high-temperature high-pressure turbines (HPTs) are presented in the paper. The construction methods are proposed for reduction of a propagation zone of secondary currents along the height of the working blade of a turbine, which contribute to an increase in the uniformity of the gas flow around the blade airfoil and the level of efficiency of the turbine stage.

Keywords: high-temperature turbine, working blade, platform, radial clearance, secondary losses.

В современных и перспективных авиационных ГТД имеет место непрерывное повышение температуры газа перед турбиной и величин степени сжатия в компрессоре , , уровень этих величин показан в Таблице 1. Однако, увеличенная величина степени сжатия газа в компрессоре приводит к уменьшению высоты лопаток рабочего колеса и соплового аппарата турбины, из за чего возрастают относительные величины перетекания газа в радиальном зазоре и вторичные потери энергии газа в межлопаточных каналах, что приводит к росту потерь энергии газа и снижению КПД ТВД , .

В таблице 2 показаны технические параметры ряда ТВД гражданских ТРДД, которые имеют одинаковый уровень тяги, но отличаютя величиной температуры газа на выходе из камеры сгорания и конструкцией. Так, например, ТРДД PW 1400 имеет встроенный редуктор, который разделяет валы вентилятора и турбины вентилятора, и имеет самую большую величину степени двухконтурности, равную 12–ти.

Таблица 1 – Технические требования к новым двигателям для гражданской авиации

Наименование индикатора	Базовый уровень	Динамика целевых показателей
	2010 г.	2015 г.	2020 г.	2025 г.	2030 г.
Этапы развития		1	2	3	4
Снижение крейсерского удельного расхода топлива и СО 2 % к двигателям 2010 г.		10–15	15–20		20–30
Снижение эмиссии NO x относи– тельно норм ИКАО 2008 г. на (%)	100	20	45	65	80
Снижение шума по сравнению с нормой Гл. 4, EPN dB		15	>20		>40
Ресурсы основных двигателей, «гор.»/«хол.» частей, тыс. полетных циклов		20/40	22/45		30/60
Снижение удельной стоимости жизненного цикла ВС на (%)	100	5	10	15	25

Кроме того, в этом двигателе имеется минимальное число ступеней турбины низкого давления (ТНД), поскольку вал ТНД вращается примерно в полтора раза быстрее, чем вал вентилятора. Следует обратить внимание на несколько большую массу редукторного ТРДД, примерно на 100 кг, что объясняется наличием встроенного редуктора. Редукторный ТРДД также имеет минимальный расход топлива, который является следствием большей величины степени двухконтурности.

Таблица 2 – Параметры ТРДД современных гражданских ЛА

Параметры ТРДД	ПД–14 2–вальный	PW(1400G) Редукторный ТРДД	LEAP–X 2–вальный ТРДД	RB285–70 3–вальный ТРДД
Диаметр вентилятора, мм	1900	2057	1905…1980	1830
Взлетная тяга, кгс	14,0	10,9–15,0	10,9–15,0	13,6
Степень двухконтурности	8,5	12	10	10
Температура газа перед турбиной	исходный	+50 °С	+100 °С	–
Суммарная степень сжатия в компрессорной части ТРДД	41	45…50	45…50	40
Тяга на крейсерском режиме (Н=11 км, М=0,8), кгс	2430	2400	–	–
Удельный расход топлива, кг/кгс.ч	0,526	0,51	0,51	0,51
Число ступеней в компрессоре	1+3+8	1+P+3+8	1+4+10	1+6+6
Число ступеней в турбине	2+6	2+3	2+(6–7)	1+1+6
Суммарное число ступеней ТК	20	17	23–24	21
Число валов	2	2 (вал НД разъединен редуктором)	2	3
Число подшипников	5	6	5	8
Масса силовой установки, кг	3970	4080	4030(оценка)	3890(оценка)
Целевой уровень снижения NOx отн. CAEP6	–20…30 %	–50 %	–50 %	–
Целевой уровень запаса по шуму отн. Гл.4	15 dB	16 dB	10…15 dB	–
Применение	МС–21	MC–21 (A320NEO)	C919, A320NEO	предложение для МС–21

Трёхвальный двигатель RB285–70 имеет наибольшее число опор и, следовательно, для них требуется наибольшее количество масла. Однако этот ТРДД имеет максимальные перспективы с точки зрения возможности увеличить величину степени сжатия в компрессоре, поскольку в трёх каскадах эту задачу решать легче, чем в двух. Очевидно, что для снижения величины удельного расхода топлива величина суммарной степени сжатия в компрессоре также важна, как и степень двухконтурности ТРДД , .

Рис. 1 – ТВД современного ТРДД с одноступенчатой ступенью и цилиндрической формой проточной части над рабочей лопаткой, h = 40 мм

На рис. 1 показана конструктивная схема турбины современного ТРДД, рабочая лопатка одноступенчатой ТВД выполнена бесполочной, отношение высоты лопатки к хорде корневого сечения равно 1,5.

Следующая ступень турбины низкого давления этого двигателя спроектирована с антивибрационной бандажной полкой, поскольку она имеет рабочую лопатку большого удлинения, более 5,3.

На рис. 2 представлен результат расчёта течения газа в концевой части рабочей лопатки турбины, видно перетекание газа через открытый радиальный зазор. Этот газ, на спинке лопатки распространяется по её высоте, смешиваясь с основным потоком, при этом происходит не только рост коэффициента потерь энергии, но и увеличение угла выхода потока от расчётного направления, что приводит к снижению степени расширения газа на верхней части рабочей лопатки турбины. При постановке бандажной полки, эти перетекания газа исключаются.

Рис. 2 – Течение газа через радиальный зазор

Большое число современных турбин ГТД средней и малой тяги спроектированы с малой высотой рабочих лопаток ТВД, где влияние радиального зазора на КПД велико. Например, лопатка рабочего колеса 1–ой ступени двухступенчатой ТВД ТВ7–117, максимальной мощности 2500 л.с., имеет высоту пера на выходе из ступени равную 20 мм, а рабочая величина радиального зазора, отнесённая к высоте пера этой лопатки, равна 2,5 %. Потери КПД этой ступени из за влияния радиального зазора могут составлять примерно 5 %. Кроме того, если радиальный зазор конусный, с раскрытием проточной части по высоте лопатки, как это показано на рис. 3, то эти потери КПД в ТВД ещё более увеличиваются.

Рис. 3 – Радиальный зазор над бандажированной лопаткой ТВД

1 – бандажная полка; 2 – закрытый радиальный зазор; 3 – открытый радиальный зазор; 4 – линии тока газов; Δ – радиальный зазор

На рис. 3 представлены два типа радиального зазора. В одном, где кривая 3 образует внутренний контур соплового аппарата 2–ой ступени турбины, этот радиальный зазор называется «открытым радиальным зазором». В другом, где кривая 2 образует модифицированную внутреннюю сторону СА, на выходе из лабиринтного уплотнения, горячий газ встречает сопротивление полки соплового аппарата, и подтормаживается. Для оценки величины гидравлического сопротивления лопатки, связанного с появлением вторичных течений газа, было проведено экспериментальное исследование решётки турбины при наличии и отсутствии раскрытия проточной части турбины (рис. 4а). Результаты проведенных исследований показаны на рис. 4(б).

Рис. 4 – Схема установки для исследования влияния меридионального раскрытия контура проточной части плоской решётки лопаток СА на коэффициент потерь энергии газа (а) и Результаты исследования решеток СА с различными углами меридионального раскрытия профиля проточной части γ = 0…45º (б)

Как видно из рис. 4(б) при раскрытии проточной части турбины более 30° уровень концевых потерь существенно возрастает. Даже при небольшой величине раскрытия проточной части турбины в 20° величина потерь энергии газа возрастает примерно в два раза.

Количество газа, которое проходит через лабиринтное уплотнение, устанавливаемое на бандажной полке, зависит от величины радиального зазора и эффективности самого лабиринтного уплотнения. Показанное на рис.5 ступенчатое лабиринтное уплотнение имеет коэффициент расхода, равный примерно µ = 0,65 …0,7, где коэффициент µ определяет по формуле Стодолы величину расхода газа при его протекании через лабиринтное уплотнение :

(1)

где: G – расход через лабиринт, µ – коэффициент расхода, F – площадь зазора, Р вх и Р вых – давления на входе и на выходе лабиринта, z – число лабиринтов, R – газавая постоянная, T – начальная температура.

Физическая картина процесса торможения газа, который происходит при попадании газа в лабиринтное уплотнение, показано на рис. 5(а) и рис. 5(б). Бандажные полки, показанные на этих рисунках, имеют по два гребня, однако конфигурация переднего гребня отличается. На рис.5 б представлен наклонный гребень, который более эффективен, чем прямой.

Рис. 5 – Течение газа через ступенчатый лабиринт, установленной на бандажной полке

1 – контур проточной части турбины; 2 – бандажная полка с гребнями уплотнений; 3 – перо лопатки ТВД

При отсутствии бандажной полки часть газа перетекает в осевом, а другая часть газа в окружном направлении. Потери КПД могут быть определены по зависимости:

(2)

где: – потерь КПД в радиальном зазоре; – относительный концевой радиальный зазор; – плотность газа в осевом зазоре на периферии на среднем диаметре; – угол выхода газа из решетки; l и t – хорда и шаг решетки.

Рис. 6 – Линии тока на поверхностях лопаток турбин со стороны спинки а) сопловой аппарат б) рабочая лопатка

На рис. 6 показаны результаты исследований влияния вторичных токов на течение газа в концевых зонах лопатки: слева – эксперимент, справа – расчёт. При малой высоте лопатки концевые зоны решётки, затронутые вторичными токами, могут смыкаться и КПД ступени будет существенно падать. Очевидно, что необходимо разработать методы снижения интенсивности вторичных токов в проектируемых турбинных решётках современных ГТД, в которых применяются профили большой толщины, связанной с необходимостью размещения каналов охлаждения.

Рис. 7 – Решётки турбины с плоской (1) и профилированной (2) стенками

Таблица 3 – Геометрические параметры решётки, представленной на рис. 7, и режимные параметры потока

Хорда профиля, С (см)	35.9
Ширина решетки, С ах (см)	29.5
Высота лопатки, S (см)	46
Отношение хорды профиля к высоте лопатки, С/S	0.78
Отношение хорды профиля к шагу решетки, C/P	1.23
Температура воздуха на входе, T 0 jn (К)	302
Полное давление воздуха на входе, p 0 jn (Па)	10 5
Угол потока относительно фронта решетки (град)	35
Среднемассовая скорость на входе, U м (м/c)	10
Число Рейнольдса Re m =U m C ax /ν	2.1 10 5
Интенсивность турбулентности во входном потоке (%)	5
Плотность теплового потока на торцевой стенке, q w (Вт/м 2)	840

На рис. 7 показана решётка лопатки турбины, у которой одинаковый профиль и с одним шагом . Геометрические параметры решёток представлены в таблице 3. При профилированной стенке, показанной на рис. 7(б), где впадина расположена вблизи вогнутой стороны профиля в начальной части канала, происходит местное снижение межлопаточного градиента давления, но эффективность этого способа невысока, поскольку снижение поперечного градиента давлений происходит на малой протяжённости канала .

Более эффектино использование S–образного профиля пера, варианты пространственного проектирования такой лопатки показаны на рис. 8 и рис.9.

Рис. 8 – Модификации профильной части рабочих лопаток: а) радиальная лопатка; б) саблевидная лопатка; в) лопатка с изогнутой входной и прямой выходной кромками

Рис. 9 – Рабочие лопатки ТВД с «изгибом» – навалом на спинку профильной части пера: а) без бандажной полки, лопатка ТРДД SAM 146; б) с бандажной полкой, лопатка Ролл Ройс Trent

На рис. 9 показана бандажированная лопатка турбины, в корневой части которой, на корыте профиля, имеются дополнительные отверстия 1, способствующие снижению температуры лопатки в этом критичном по уровню напряжений участке лопатки.

Далее представлены конструктивные варианты лопаток, в которых в концевой части пера на спинке профиля установлены гребни, препятствующие распространению вторичных токов по спинке пера лопатки и далее, образованию вихревого течения в срединной части канала, как это показано на рис 10.

Рис. 10 – Принцип возникновения вторичных потерь в турбиной решетке

Рис. 11 – Геометрические размеры ребра и координаты его расположения на спинке сопловой лопатки турбины

На рис. 11 показана конструктивная схема гребня и место его положения на спинке лопатки, а на рис. 12 – результаты экспериментального исследования двух лопаток: с гребнем и без гребня.

Как видно, гребень, установленный на спинке профильной части лопатки, вполне решает поставленную задачу, большая часть лопатки свободна от воздействия вихревых течений газа. Произведенное траверсирование поля давлений за исследованной решёткой показало, что интегральная интенсивность вторичных течений газа не уменьшилась, вторичные токи ранее распространялись по высоте лопатки, а в этой конструкции они сосредоточились в области лопатки под полкой. Однако, существенно то, что эпюра газовых углов газа выхода из лопаточной решётки существенно изменилась, область увеличения угла потока, примыкающая к торцу лопатки, снизилась, что прямо свидетельствует о возможности увеличении эффективной работы в ступени турбины.

Рис. 12 – Линии тока на поверхностях сопловых лопаток турбин со стороны спинки без ребра (а) и с ребром (б)

Результаты расчётного исследования аналогичной конструкции с гребнем, закреплённым на спинке профильной части пера лопатки турбины, показаны на рис. 13 и 14.

Рис. 13 – Геометрические размеры ребра и координаты его расположения на спинке бандажированной рабочей лопатки турбины

1 – перо лопатки турбины; 2 – ребро; 3 – контактная поверхность бандажной полки

Рис. 14 – Линии тока на поверхностях рабочих лопаток турбин со стороны спинки без ребра и с ребром

Рис. 15 – Зависимость потери КПД ступени турбин от величины относительного радиального зазора разных типов лопаток.

1а – Лопатка без бандажной полки с открытым зазором;

1б – Лопатка без бандажной полки с закрытым зазором;

2 – Бандажированная лопатка с прямоточным лабиринтом, установленным на бандажной полке;

3 – Бандажированная лопатка с ступечатым лабиринтом, установленным на бандажной полке;

4 – Бандажированная лопатка с ступенчатыми лабиринтами, установленным на бандажной полке, при установке ребра под полкой на выпуклой стороне профильной части лопатки;

– относительный радиальный зазор (%); Δη – потери КПД ступени (%)

В заключение рассмотрим результаты расчётной оценки влияния относительной величины радиального зазора над рабочей лопаткой в ступени турбины и особенностей его констуктивной реализации на потери КПД.

На рис. 15 представлена зависимость потери КПД ступени турбин от величины относительного радиального зазора для разных видов его конструктивного выполнения. Как видно, существенное влияние оказывает сама величина изменения относительного радиального зазора . Границы слева А и справа В отражают имеющийся в настоящее время диапазон изменения относительных величин радиального зазора. Так линия А отражает величину этого параметра для рабочей лопатки ТВД ТРДД SAM 146, а линия В – относится к первой ступени турбины ТВД ТВ 7–117. Кроме того, например, радиальный зазор в ТВД первой ступени турбины проектируемого ТРДД ПД 14, устанавливаемого на летательный аппарат (ЛА) МС 21, имеет величину = 1,25 %, а ТВлД Ардиден Н, устанавливаемый на вертолете Ка 52, имеет величину = 2 %, т.е. в этих ГТД величины изменяются в указанных выше параметрах. Данные рис. 15 представлены в таблице 4.

Таблица 4 – Изменение КПД ступени ТВД в зависимости от конструктивного выполнения уплотнений радиального зазора (см. рис.15)

№ п.п	Варианты конструкции уплотнения радиального зазора (см. рис 15)	Δη = f(, варианты конструктивного выполнения уплотнений радиального зазора)
		%	%
1	1а	3,3	6,4
2	1б	2,2	4,25
3	2	1,65	3,2
4	3	1,15	2,15
5	4	0,5	1,1

Лопатку рабочего колеса ТВД, обеспечивающую высокий КПД ступени ТВД, целесообразно проектировать:

– с полноразмерной бандажной полкой и ступенчатым лабиринтным уплотнением, гребни которого имеют наклон навстречу набегающему потоку газа;

– с профильной частью пера пространственного проектирования, S–образной формы по высоте и наклоном пера на его выпуклую сторону (спинку профильной части лопатки);

– в концевых частях пера на спинке профильной части лопатки целесообразно располагать гребни, препятствующие распространению вторичных токов в центральную область лопатки.

Список литературы / References

1. Иноземцев, А. А. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок: Учебник для ВУЗов. В 5 т. Т. 2. Компрессоры. Камеры сгорания. Форсажные камеры. Турбины. Выходные устройства / А. А. Иноземцев, М. А. Нихамкин, В. Л. Сандрацкий. – М.: Машиностроение, 2008. – 365 с.
2. Вьюнов С.А. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей / С.А. Вьюнов, Ю.И. Гусев, А.В. Карпов и др.; под общ. ред. д–ра техн. наук Хронина Д. В. – М.: Машиностроение, 1989, 368 с.
3. Локай В. И. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов. Теория, конструкция и расчет: Учебник для вузов / В. И. Локай, М. К. Максутова, В. А. Стрункин. – М.: Машиностроение, 1979. – 447 с.
4. Жирицкий Г.С. Авиационные газовые турбины / Г.С. Жирицкий. – М.: Оборонгиз, 1950. – 512 с.
5. Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели / Г. С. Скубачевский. – М.: Машиностроение, 1969. - 544 с.
6. Холщевников К. В., Емин О. Н., Митрохин В. Т. Теория и расчет авиационных лопаточных машин / К. В. Холщевников, О. Н. Емин, В. Т. Митрохин. – М.: Машиностроение, 1986. – 432 с.
7. Дейч М.Е. Газодинамика решёток турбомашин / М. Е. Дейч. – М.: Энергоатомиздат, 1996. – С. 528.
8. Абианц В.Х. Теория авиационных газовых турбин / В. Х. Абианц. – М.: Машиностроение, 1979. – 216 с.
9. Панов Д.О. Использование ANSYS CFX для прогнозирования характеристик решетки сопловых лопаток газовой турбины с профилированной торцевой стенкой / Д. О. Панов, Е. М. Смирнов, В. В. Рис // Журнал ANSYS ADVANTAGE. Русская редакция. – 2012. – № 17. – С. 33–38.
10. Венедиктов В.Д. Атлас экспериментальных характеристик плоских решеток охлаждаемых газовых турбин / В. Д. Венедиктов, А. В. Грановский. – М.: ЦИАМ, 1990, – 393 с.

Список литературы на английском языке / References in English

1. Inozemcev A. A. Osnovy konstruirovanija aviacionnyh dvigatelej i jenergeticheskih ustanovok: Uchebnik dlja VUZov. V 5 t. T. 2. Kompressory. Kamery sgoranija. Forsazhnye kamery. Turbiny. Vyhodnye ustrojstva / A. A. Inozemcev, M. A. Nihamkin, V. L. Sandrackij. – M.: Mashinostroenie, 2008. – 365 p.
2. V’junov P. A. Konstrukcija i proektirovanie aviacionnyh gazoturbinnyh dvigatelej / P. A. V’junov, Ju .I. Gusev, A. V. Karpov andothers; edited by PhD in Engineering Hronina D. V. – M.: Mashinostroenie, 1989, 368 p.
3. Lokaj V. I. Gazovye turbiny dvigatelej letatel’nyh apparatov. Teorija, konstrukcija i raschet: Uchebnik dlja vtuzov / V. I. Lokaj, M. K. Maksutova, V. A. Strunkin. – M.: Mashinostroenie, 1979. – 447 p.
4. Zhirickij G.P. Aviacionnye gazovye turbiny / G.P. Zhirickij. – M.: Oborongiz, 1950. – 512 p.
5. Skubachevskij G. P. Aviacionnye gazoturbinnye dvigateli / G. P. Skubachevskij. – M.: Mashinostroenie, 1969. - 544 p.
6. Holshhevnikov K. V., Emin O. N., Mitrohin V. T. Teorija i raschet aviacionnyh lopatochnyh mashin / K. V. Holshhevnikov, O. N. Emin, V. T. Mitrohin. – M.: Mashinostroenie, 1986. – 432 p.
7. Dejch M.E. Gazodinamika reshjotok turbomashin / M. E. Dejch. – M.: Jenergoatomizdat, 1996. – P. 528.
8. Abianc V.H. Teorija aviacionnyh gazovyh turbin / V. H. Abianc. – M.: Mashinostroenie, 1979. – 216 p.
9. Panov D.O. Ispol’zovanie ANSYS CFX dlja prognozirovanija harakteristik reshetki soplovyh lopatok gazovoj turbiny s profilirovannoj torcevoj stenkoj / D. O. Panov, E. M. Smirnov, V. V. Ris // Zhurnal ANSYS ADVANTAGE. Russkaja redakcija . – 2012. – V. 17. – P. 33–38.
10. Venediktov V.D. Atlas jeksperimental’nyh harakteristik ploskih reshetok ohlazhdaemyh gazovyh turbin / V. D. Venediktov, A. V. Granovskij. – M.: CIAM, 1990, – 393 p.
11. Bunker R. P. Axial turbine blade tips: Function, design, durability / R. S Bunker // Journal of propulsion and power. – 2006. – Vol.22. – № 2. – P. 271–285.

Лопаточный аппарат турбины состоит из неподвижных направ­ляющих и подвижных рабочих лопаток и предназначен для наи­более полного и экономичного преобразования потенциальной энергии пара в механическую работу. Направляющие лопатки, установленные в корпусе турбины, образуют каналы, в которых пар приобретает необходимую скорость и направление. Рабочие лопатки, расположенные на дисках или барабанах ротора тур­бины, находясь под действием давления пара, возникающего в ре­зультате изменения направления и скорости его струи, приводят вал турбины во вращение. Та­ким образом, лопаточный ап­парат является наиболее от­ветственной частью турбины, от которого зависит надеж­ность и экономичность ее ра­боты.

Рабочие лопатки имеют разнообразную конструкцию. Нa рис. 17 показана лопатка простого типа, состоящая из трех частей: хвоста или нож­ки 2, с помощью которых ло­патку крепят в ободе диска 1 , рабочей части 4 , находящейся под действием движущейся струи пара, и вершины 6 для закрепления ленточного бан­дажа 5, которым связывают лопатки с целью создания до­статочной жесткости и обра­зования канала между ними. Между ножками лопаток устанав­ливают промежуточные тела 3. Чтобы предотвратить возникнове­ние температурных напряжений при прогреве и охлаждении тур­бины, бандажом связывают отдельные группы лопаток, оставляя зазор между бандажами 1-2 мм.

Задняя сторона лопатки называется спинкой; грань со стороны входа пара называется входной кромкой, а грань со стороны вы­хода пара - выходной кромкой лопатки. Поперечное сечение ло­патки в пределах ее рабочей части называется профилем лопатки. По профилю различают активные и реактивные лопатки (рис. 18). Угол? 1 называется входным, а угол? 2 - выходным углом ло­патки. У активных лопаток турбин прежней постройки (рис. 18, а) профиль почти симметричный, т. е. входной угол мало отличается от выходного. В реактивных лопатках (рис. 18, б ) профиль несим­метричный, выходной угол значительно меньше входного. Для повышения эффективности работы лопаток входные кромки профи­лей закругляют, а каналы, образованные профилями, выполняют сходящимися. Современные профили активной и реактивной ло­паток с обтекаемой входной кромкой показаны на рис. 18, в и г .

Основные характеристики профиля лопаток следующие:

Средняя линия профиля - геометрическое место центров окружностей, вписанных в профиль;

Геометрические углы: входа? 1 л - угол между касательной к средней линии при входе и осью решетки; ? 2 л - то же при вы­ходе;

Углы входа и выхода потока пара: ? 1 - угол между направ­лением потока пара при входе на рабочую лопатку и осью; ? 2 - то же при выходе;

Угол атаки i - угол между направлением потока пара при входе на рабочую лопатку и касательной к входной кромке по средней ЛИНИИ, Т. е. i = ? 1л – ? 1 ;

Хорда профиля b - расстояние между концами средней линии;

Угол установки? У - угол между хордой профиля и осm. решетки;

Ширина профиля В - размер лопатки по направлению оси турбины;

Шаг t - расстояние между сходственными точками соседних профилей.

Входная кромка современных профилей направляющих и ра­бочих лопаток малочувствительна к отклонению угла потока на входе. Это позволяет при расчете профиля лопатки допустить углы атаки до 3-5° в любом сечении по высоте лопатки. Входную кромку профилей лопаток при дозвуковой скорости делают тол­стой и тщательно закругляют, что снижает вихревые потери на входе в канал и повышает вибрационную, коррозионную и эрози­онную стойкость лопаток. Такая форма входной кромки обеспе­чивает на переменных режимах меньшее влияние изменения угла атаки на к. п. д. лопатки, а также более полное использование входной энергии ступеней.

Геометрические характеристики активных и реактивных про­филей рабочих и направляющих лопаток приводится в нормалях для лопаток судовых турбин (табл. 1, 2).

Размеры лопаток колеблются в широких пределах. В судовых турбинах высота лопаток первых ступеней ТВД небольшая (от 10 мм), а последних ступеней ТВД достигает 400 мм. Ширина ло­паток может быть 14-60 мм. Для уменьшения веса и снижения напряжений от центробежных сил длинным лопаткам придают ширину и толщину, постепенно уменьшающуюся от ножки к вер­шине. На длинных лопатках бандаж обычно не ставят, а для по­лучения большей жесткости лопатки скрепляют связной проволо­кой в пакеты по 5-10 лопаток.

По способу изготовления лопатки можно разделить на две группы:

1) изготовленные штамповкой из листового материала (тол­щиной 1-2 мм) или из прокатанных профильных полос (светло- катаных профилей); промежуточные вставки для этих лопаток выполняются отдельно;

2) изготовленные как одно целое с промежуточными встав­ками путем фрезерования катаных, тянутых, кованых или литых заготовок.

На рис. 17 показаны лопатки, выполненные из прокатанных профильных полос с отдельными вставками. Механическая обра­ботка таких лопаток сводится к фрезерованию ножки и вершины. Эти лопатки имеют постоянный профиль и применяются для не­больших окружных скоростей. Для повышенных окружных скоро­стей используют полуфрезерованные лопатки из более толстых хо­лоднокатаных профильных полос. В таких лопатках вставка ча­стично выполняется заодно с ними и спинка фрезеруется.

Па рис. 19 изображены различные конструкции цельнофрезерованных лопаток, изготовленных совместно со вставками из горяче­катаной полосовой стали прямоугольного и ромбического сечений. Перевязка лопаток (рис. 19, а) осуществляется бандажной лентой. Для больших окружных скоростей лопатку изготовляют как одно целое с бандажной полкой (рис. 19, б ). Смыкаясь, полки образуют сплошное кольцо-бандаж. Как уже отмечалось выше, ширина и толщина длинных лопаток постепенно уменьшается от ножки к вершине (рис. 19, в). Для обеспечения безударного входа пара по всей высоте длинные лопатки иногда выполняют с пере­менным профилем, у которых угол входа постепенно увеличи­вается. Такие лопатки называются винтовыми.

По способу крепления на дисках или барабанах различают лопатки двух типов:

1) с погруженной посадкой, у которых хвосты заведены внутрь специальных выточек в ободе диска или барабана;

2) с верховой посадкой, у которых хвосты надеты верхом на гребень диска и закреплены.

На рис. 20 показаны наиболее распространенные формы лопа­точных хвостов.

Хвосты 3-11 применяют для крепления направляющих и ра­бочих лопаток. Хвосты типа 6 используют в современных турби­нах сухогрузных судов и танке­ров. Хвост 11 делают примерно такой же ширины, что и рабочую лопатку, его применяют для крепления реактивных лопаток. Крепление с верховой посадкой целесообразно для длинных ло­паток, подвергающихся действию значительных усилий.

Лопатки с погруженной по­садкой крепят также в индиви­дуальных осевых канавках с по­мощью сварки. Эти крепления обеспечивают замену любой из лопаток, а также позволяют по­лучить лучшие вибрационные ха­рактеристики и наименьший вес лопаток и диска. Крепление лопа­ток на диске при помощи сварки показано на рис. 21. Плоский хвост 2 лопатки 1 входит в канавку обода диска и приваривается к нему с двух сторон. Для большей прочности лопатки дополнительно скрепляют с диском заклепками 3 и в верхней части сваривают попарно бандажными полками 4. Крепление при помощи сварки повышает точность установки лопа­ток, упрощает и снижает затраты на их сборку. Приварка лопаток находит применение в газовых турбинах.

Для установки лопаточных хвостов на окружности лопаточ­ного венца обычно делают один-два выреза (замковое отверстие), закрываемые замком. При креплении лопаток с верховыми хво­стами типа ЛМЗ в индивидуальных прорезях и с помощью сварки замковые отверстия и замки не требуются.

Обычно лопатки набирают с двух сторон замкового отверстия независимо от количества замков. На рис. 22 изображены неко­торые конструкции замков.

На рис. 22, а в районе замка срезаны заплечики обода диска (показаны пунктиром), удерживающие Т-образный хвост. Лопатки, примыкающие к замковой вставке, во многих конструкциях прошиты штифтами и припаены к своим промежуточным встав­кам. Замковую вставку забивают между прилегающими ло­патками. Через имеющееся в щеке диска отверстие сверлят отвер­стие в замковой вставке, в которое и забивают заклепку. Концы заклепки расклепывают. На рис. 22, б замок представляет собой вставку 2, закрывающую боковой вырез в ободе диска и прикреп­ленную винтами 1 . На рис. 22, в показан замок двухвенечного колеса. Вырез для установки замковых лопаток 1 делают в сред­ней части обода диска между лопаточными канавками. Замковые лопатки крепят двумя планками 2, разгоняемыми клином 4, кото­рый крепится к ободу винтом 3. К недостаткам приведенных кон­струкций замков следует отнести ослабление обода вырезами и отверстиями для винтов. На рис. 22, г показан замок с расклинкой конструкции ЛМЗ. Замковые лопатки 2 и 3 изготовляют с высту­пами внизу, заходящими под хвосты соседних лопаток 1 и 4. После установки подкладки 7, стального клина 6 и подгонки замковой вставки 5, имеющей вырез в нижней части, вставку загоняют между замковыми лопатками.

Замок, конструкция которого показана на рис. 22, д, приме­няют для реактивных лопаток. Замковый вырез в ободе отсут­ствует. Лопатки с хвостовиками зубчикового типа заводят в паз ротора в радиальном направлении. Затем поворачивают на 90° с таким расчетом, чтобы зубчики входили в соответствующие ка­навки в ободе, и перемещают по окружности до места установки. После установки всех лопаток заводят замковую вставку, состоя­щую из двух частей 1 и 4, разгоняемых клипом 3. Клин удерживается отчеканен­ными выступами 2.

Хвостовики верхового типа позволяют получить сравнительно простую конструк­цию замков. На рис. 22, е показан замок для хвостовика типа обратный молот. Зам­ковая лопатка 5 имеет хвостовик с плоской прорезью, который надевается на реборд 4 обода 1 диска и крепится к нему, заклеп­ками 3 . В месте установки замковой ло­патки заплечики 2 (показаны штриховой линией) срезаны.

Лопатки турбины под действием паро­вого потока пара из сопел могут совер­шать колебания: 1) в плоскости вращения диска - тангенциальная вибрация; 2) в плоскости, перпендикулярной вращению ди­ска,- осевая вибрация; 3) крутильные. Осевая вибрация лопаток связана с вибра­цией дисков. Крутильные колебания лопа­ток характеризуются интенсивными колеба­ниями их вершин.

Надежность работы лопаточного аппара­та зависит от величины и характера вибра­ций, возникающих как в лопатках, так и в дисках, па которых они закреплены. Кроме того, лопатки, являясь упругими телами, способны вибрировать с собственными часто­тами. Если собственная частота колебаний лопаток равна или кратна частоте внешней силы, вызывающей эти колебания, то воз­никают так называемые резонансные колебания, не затухающие, а непрерывно продолжающиеся до прекращения действия силы, вызывающей резонанс, или до изменения ее частоты. Резонансные колебания могут вызвать разрушение рабочих лопаток и дисков. Чтобы избежать этого, облопаченные диски современных крупных турбин до установки на вал подвергают настройке, посредством которой изменяется частота их собственных колебаний.

В целях борьбы с вибрацией лопатки скрепляют в пакеты бан­дажной лентой или проволокой. На рис. 23 показано крепление лопаток связной проволокой, которую пропускают через отверстия в лопатках и припаивают к ним серебряным припоем. Как и бан­дажная лента, проволока но окружности состоит из отдельных отрезков длиной от 20 до 400 мм, между которыми возникают тепловые зазоры. Диаметр связной проволоки в зависимости от ширины лопатки принимают 4-9 мм.

Для уменьшения амплитуды колебаний пакетов между ними ставят демпферную проволоку 2 (мостик), ее припаивают к двум- трем крайним лопаткам одного пакета, и она свободно проходит через концевые лопатки сосед­него сегмента. Возникающее тре­ние проволоки о лопатки при вибрации пакета уменьшает амп­литуду колебаний. С помощью отверстий 1 упрощается уста­новка мостика. Материал для из­готовления лопаток должен обладать достаточной стойкостью при высокой температуре и хоро­шей механической обрабатываемостью, быть коррозионно и эрозионно устойчивым. Лопатки, работающие при температуре пара до 425° С, изготовляют из хромистых нержавеющих сталей марок 1X13 и 2X13 с содержанием хрома 12,5-14,5%. При более высо­ких температурах (480-500° С) используют хромоникелевые нер­жавеющие стали с содержанием никеля до 14%. Лопатки, рабо­тающие при температуре пара 500-550° С изготовляют из аустенитных сталей ЭИ123 и ЭИ405 с содержанием никеля 12-14% и хрома 14-16%. Литые лопатки выполняют из стали 2X13. Ма­териалом для вставок служит углеродистая сталь марок 15, 25 и 35, для бандажной ленты, связной проволоки, заклепок к лопат­кам и заклепок замков - нержавеющая сталь 1X13.

Для пайки бандажных лент и связной проволоки применяют серебряный припой марок ПС Р 45 и ПС Р 65 с содержанием серебра соответственно 45 и 65%.

Турбина (рисунок 2.13) – осевая, двухступенчатая, состоит из одноступенчатой ТВД и одноступенчатой ТНД. Обе турбины имеют охлаждаемые воздухом сопловые и рабочие лопатки. На пониженных дроссельных режимах работы с целью повышения экономичности двигателя выполнено частичное отключение охлаждения турбины.

Основные параметры и материалы деталей турбины приведены, соответственно, в таблицах 2.3 и 2.4.

Таблица 2.3 - Основные данные турбины

	Параметр	Значения
	Степень понижения полного давления газа
	КПД турбины по параметрам заторможенного потока
	Окружная скорость, м/с.
	Частота вращения ротора, об/мин.
	Втулочное отношение
	Температура газа на входе в турбину

Таблица 2.4 - Материалы деталей турбины

Таблица 2.4 - Продолжение

			ЭП-868-Ш (Средняя часть) ВТ-9

Рисунок 2.13 – Турбина АЛ-31Ф

2.5.2 Конструкция турбины высокого давления

Турбина высокого давления предназначена для привода компрессора вы­сокого давления и агрегатов, установленных на коробках приводов двигатель­ных и самолетных агрегатов. Турбина состоит из ротора и статора.

Ротор турбины (рисунок 2.14) состоит из рабочих лопаток 1, диска 2, цапфы 3 и вала 4.

Рисунок 2.14 – Ротор ТВД

Рабочая лопатка (рисунок 2.15) – литая, полая с циклонно-вихревой схемой охлаждения. Во внутренней полости, с целью организации течения охлаждающего воздуха, предусмотрены ребра, перегородки и турбулизаторы.

Профильная часть лопатки (1) отделена от замка (2) полкой (3) и удлиненной

ножкой (4). Полки лопаток, стыкуясь, образуют коническую оболочку, защищающую замковую часть лопатки от перегрева. Удлиненная ножка, обладая относительно низкой изгибной жесткостью, обеспечивает снижение уровня вибрационных напряжений в профильной части лопатки. Трехзубый замок (5) «ёлочного» типа обеспечивает передачу радиальных нагрузок с лопаток на диск. Зуб (6), выполненный в левой части замка, фиксирует лопатку от перемещения ее по потоку, а паз (7) совместно с элементами фиксации обеспечивает удержание лопатки от перемещения против потока (рисунок 2.16).

Рисунок 2.15 – Рабочая лопатка ТВД

Рисунок 2.16 – Осевая фиксация рабочих лопаток ТВД

1-Вырезы; 2-диск; 3-лопатка; 4-пластинчатый замок

Осевая фиксация рабочей лопатки осуществляется зубом и пластинчатым замком. Пластинчатый замок (один на две лопатки) (8)вставляется в пазы лопаток в трех местах диска (9), где сделаны вырезы, и разгоняется по всей окружности лопаточного венца. Пластинчатые замки, устанавливаемые в месте расположения вырезов в диске, имеют особую форму. Эти замки монтируются в деформированном состоянии, а после выпрямления входят в пазы лопаток. При выпрямлении пластинчатого замка лопатки поддерживают с противоположных торцов.

Для снижения уровня вибрационных напряжений в рабочих лопатках между ними под полками размещают демпферы, имеющие коробчатую конструкцию (рисунок 2.17). При вращении ротора под действием центробежных силдемпферы прижимаются к внутренним поверхностям полок вибрирующих лопаток. За счет трения в местах контакта двух соседних полок об один демпферэнергия колебаний лопаток будет рассеиваться, что и обеспечит снижениеуровня вибрационных напряжений в лопатках.

Рисунок 2.17 - Демпфер

Диск (рисунок 2.18) турбины штампованный, с последующей механической обработкой. В периферийной части диска выполнены пазы «елочного» типа для крепления 90 рабочих лопаток, канавки (1) для размещения пластинчатых замков осевой фиксации лопаток и наклонные отверстия (2) подвода воздуха, охлаждающего рабочие лопатки. Воздух отбирается из ресивера, образованного двумя буртиками, левой боковой поверхностью диска и аппаратом закрутки. На правой плоскости полотна диска выполнены буртик (3) лабиринтного уплотнения и буртик (4), используемый при демонтаже диска. В ступичной плоской части диска выполнены цилиндрические отверстия (5) под призонные болты, соединяющие вал, диск и цапфу ротора турбины.

Рисунок 2.18 – Диск ТВД

Балансировка ротора осуществляется грузиками (2.19), закрепляемыми в проточке буртика диска и зафиксированными замком. Хвостовик замка загибается на балансировочный грузик.

Рисунок 2.19 – Узел крепления балансировочного груза ротора

Цапфа (1) (рисунок 2.20) обеспечивает опирание ротора о роликовый подшипник. Левым фланцем цапфа центрируется и соединяется с диском турбины.

На наружных цилиндрических проточках цапфы размещены втулки (2) лабиринтных уплотнений. Осевая и окружная фиксация втулок осуществляется радиальными штифтами (3). Для предотвращения выпадания штифтов под воздействием центробежных сил после их запрессовки отверстия во втулках завальцовываются.

На наружной части хвостовика цапфы, ниже втулок лабиринтного уплотнения, размещено контактное уплотнение (рисунок 2.21), зафиксированное корончатой гайкой. Гайка законтрена пластинчатым замком.

Внутри цапфы в цилиндрических поясках центрируются втулки контактного и лабиринтного уплотнений. Втулки удерживаются корончатой гайкой, ввернутой в резьбу цапфы. Гайка законтривается отгибом усиков коронки в торцевые прорези цапфы. Контактное уплотнение показано на рисунок 2.22.

Рисунок 2.20 – Цапфа ТВД

Рисунок 2.21 – Узел контактного уплотнения

1-втулка; 2-графитовые кольца; 3-цапфа; 4-корончатая гайка

Рисунок 2.22 – Узел контактного уплотнения

1-стальные втулки; 2-дистанционная втулка; 3-пружина; 4-графитовые кольца

Статор турбины высокого давления состоит (рисунок 2.23) из наружногокольца (1), блока сопловых лопаток (2), внутреннего кольца (3), аппарата закрутки(4), устройства стабилизации радиального зазора (5), клапанного аппарата и воздухо-воздушного теплообменника (6).

Рисунок 2.23 – Статор ТВД

Наружное кольцо (рисунок 2.24) – цилиндрическая оболочка с фланцем, расположенным между корпусом камеры сгорания и корпусом турбины. В левой части кольца на винтах 1 присоединены оболочки 2, являющиеся опорами жаровой трубы 3 камеры сгорания и обеспечивающие подвод охлаждающего воздуха на наружные полки лопаток соплового аппарата. В правой части кольца подвешено устройство 4 обеспечения радиального зазора.

Рисунок 2.24 – Наружное кольцо статора ТВД

Лопатки соплового аппарата объединены в 14 трехлопаточных блоков. Наружные полки блоков лопаток установлены в пазах наружногокольца и закреплены винтами. Лопаточные блоки литые, с вставными и припаянными в двух местах дефлекторами, с припаянной нижней полкой-цапфой. Для предотвращения перетечек газа стыки между блоками сопловых лопаток уплотнены металлическими пластинами, установленными в прорезях на торцах полок первой и третьей лопаток каждого блока.

Внутреннее кольцо (рисунок 2.25) выполнено в виде оболочки с втулками и фланцами, к которым приварена коническая диафрагма. На внешней стороне кольца (1) расположены четырнадцать втулок (2) для центрирования его на цапфах (3) блоков сопловых лопаток. Крышка (4) служит для образования полости охлаждающего воздуха. На левом фланце внутреннего кольца (1) винтами (5) присоединены оболочки (6), на которые опирается жаровая труба (7). Они же обеспечивают подвод вторичного воздуха от ОКС, охлаждающего внутренние полки лопаток соплового аппарата.

На правом фланце (4) приварен аппарат (8) закрутки (рисунок 2.26), представляющий собой сварную оболочковую конструкцию. Аппарат закрутки предназначен для подачи и охлаждения воздуха, идущего к рабочим лопаткам за счет разгона и закрутки по направлению вращения турбины. Для повышения жесткости внутренней оболочки к ней приварены три подкрепляющих профиля (9). Разгон и закрутка охлаждающего воздуха происходит в сужающейся части аппарата закрутки.

Рисунок 2.25 – Внутреннее кольцо статора ТВД

Рисунок 2.26 – Сопловой аппарат устройства закрутки воздуха ТВД

Устройство стабилизации радиального зазора (рисунок 2.27) предназначено для повышения КПД турбины на повышенных режимах. Оно представляет собой кольцо, тепловое состояние которого, а следовательно, и диаметр стабилизирован охлаждением. При увеличении режима, когда диаметр ротора увеличивается за счет разогрева лопаток и диска и их растяжения под действием центробежных сил, величина радиального зазора уменьшается, что приводит к снижению перетекания через зазор и повышению КПД турбины. На кольце "С"-образными секторами закреплены вставки с сотами, выполненными электроэрозией. В окружном направлении вставки зафиксированы радиальными штифтами. При касании лопаток о вставки происходит взаимный износ, что и предотвращает разрушение лопаток.

Рисунок 2.27 – Узел устройства, регулирующего радиальный зазор

1 – штифт; 2 – жиклер; 3 – кольцо; 4 - «С» образный элемент; 5 – вставка; 6 – соты; 7 - экран

Общая характеристика турбины

Турбина (рисунок 4.1) – осевая, двухступенчатая, состоит из одноступен- чатой ТВД и одноступенчатой ТНД. Обе турбины имеют охлаждаемые возду- хом сопловые и рабочие лопатки. На пониженных дроссельных режимах рабо- ты с целью повышения экономичности двигателя выполнено частичное отклю- чение охлаждения турбины.

Рис. 4.1 Турбина АЛ-31Ф (лист 1 из 2)

Рис. 4.1 Турбина АЛ-31Ф (лист 2 из 2)

Основные параметры и материалы деталей турбины приведены, соответст- венно, в таблицах 4.1 и 4.2.

Основные данные турбины

Таблица 4.1

Материалы деталей турбины

Таблица 4.2

Конструкция турбины высокого давления

Турбина высокого давления предназначена для привода компрессора вы- сокого давления и агрегатов, установленных на коробках приводов двигатель- ных и самолетных агрегатов. Турбина состоит из ротора и статора.

Ротор турбины высокого давления

Ротор турбины (рисунок 4.2) состоит из рабочих лопаток 1, диска 2, цапфы 3 и вала 4.

Рис. 4.2 Ротор турбины (лист 1 из 2)

Рис. 4.2 Ротор турбины (лист 2 из 2)

Рабочая лопатка (рисунок 4.3) – литая, полая с циклонно-вихревой схемой охлаждения. Во внутренней полости, с целью организации течения охлаждаю- щего воздуха, предусмотрены ребра, перегородки и турбулизаторы.

Рис. 4.3 Рабочая лопатка ТВД

Профильная часть лопатки 1 отделена от замка 2 полкой 3 и удлиненной ножкой 4. Полки лопаток, стыкуясь, образуют коническую оболочку, защи- щающую замковую часть лопатки от перегрева. Удлиненная ножка, обладая относительно низкой изгибной жесткостью, обеспечивает снижение уровня вибрационных напряжений в профильной части лопатки. Трехзубый замок 5

«елочного» типа обеспечивает передачу радиальных нагрузок с лопаток на диск. Зуб 6, выполненный в левой части замка, фиксирует лопатку от переме- щения ее по потоку, а паз 7 совместно с элементами фиксации обеспечивает удержание лопатки от перемещения против потока (рисунок 4.4).

Осевая фиксация рабочей лопатки осуществляется зубом и пластинчатым замком. Пластинчатый замок (один на две лопатки) 8 вставляется в пазы лопа- ток в трех местах диска 9, где сделаны вырезы, и разгоняется по всей окружно- сти лопаточного венца. Пластинчатые замки, устанавливаемые в месте распо- ложения вырезов в диске, имеют особую форму. Эти замки монтируются в де- формированном состоянии, а после выпрямления входят в пазы лопаток. При выпрямлении пластинчатого замка лопатки поддерживают с противоположных торцов.

Рис. 4.4 Осевая фиксация рабочих лопаток ТВД (лист 1 из 2)

Рис. 4.4 Осевая фиксация рабочих лопаток ТВД (лист 2 из 2)

Для снижения уровня вибрационных напряжений в рабочих лопатках меж- ду ними под полками размещают демпферы, имеющие коробчатую конструк- цию (рисунок 4.5). При вращении ротора под действием центробежных сил демпферы прижимаются к внутренним поверхностям полок вибрирующих ло- паток. За счет трения в местах контакта двух соседних полок об один демпфер энергия колебаний лопаток будет рассеиваться, что и обеспечит снижение уровня вибрационных напряжений в лопатках.

Рис. 4.5 Демпфер

Диск (рисунок 4.6) турбины штампованный, с последующей механической обработкой. В периферийной части диска выполнены пазы «елочного» типа для крепления 90 рабочих лопаток, канавки 1 для размещения пластинчатых замков осевой фиксации лопаток и наклонные отверстия 2 подвода воздуха, охлаж- дающего рабочие лопатки. Воздух отбирается из ресивера, образованного дву- мя буртиками, левой боковой поверхностью диска и аппаратом закрутки. На правой плоскости полотна диска выполнены буртик 3 лабиринтного уплотне- ния и буртик 4, используемый при демонтаже диска. В ступичной плоской час- ти диска выполнены цилиндрические отверстия 5 под призонные болты, соеди- няющие вал, диск и цапфу ротора турбины.

Рис. 4.6 Диск ТВД (лист 1 из 2)

Рис. 4.6 Диск ТВД (лист 2 из 2)

Балансировка ротора осуществляется грузиками (рисунок 4.7), закрепляе- мыми в проточке буртика диска и зафиксированными замком. Хвостовик замка загибается на балансировочный грузик.

Рис. 4.7 Узел крепления балансировочного груза ротора

Цапфа 1 (рисунок 4.8) обеспечивает опирание ротора о роликовый под- шипник. Левым фланцем цапфа центрируется и соединяется с диском турбины. На наружных цилиндрических проточках цапфы размещены втулки 2 лаби- ринтных уплотнений. Осевая и окружная фиксация втулок осуществляется ра- диальными штифтами 3. Для предотвращения выпадания штифтов под воздей- ствием центробежных сил после их запрессовки отверстия во втулках заваль- цовываются.

Рис. 4.8 Цапфа ТВД (лист 1 из 2)

Рис. 4.8 Цапфа ТВД (лист 2 из 2)

На наружной части хвостовика цапфы, ниже втулок лабиринтного уплот- нения, размещено контактное уплотнение (рисунок 4.9), зафиксированное ко- рончатой гайкой. Гайка законтрена пластинчатым замком.

Рис. 4.9 Узел контактного уплотнения

Внутри цапфы в цилиндрических поясках центрируются втулки контакт- ного и лабиринтного уплотнений. Втулки удерживаются корончатой гайкой, ввернутой в резьбу цапфы. Гайка законтривается отгибом усиков коронки в торцевые прорези цапфы. Контактное уплотнение показано на рисунок 4.10.

Рис. 4.10 Узел контактного уплотнения