ОСЕВАЯ ТУРБОМАШИНА С ПОНИЖЕННЫМ УРОВНЕМ ПУЛЬСАЦИЙ ДАВЛЕНИЯ, ВОЗБУЖДАЮЩИХ ВИБРАЦИИ ЛОПАТОК И ИЗЛУЧАЕМЫЙ ШУМ Российский патент 2006 года по МПК F01D5/14 F04D29/66 

Изобретение относится к осевым турбомашинам, используемым в газотурбинных двигателях, стационарных силовых установках, компрессорах и насосах. Оно предназначено для снижения пульсаций давления в потоке, которые возникают вследствие гидродинамического взаимодействия ротора и статора и являются причиной генерации излучаемого шума и вибраций лопаток.

Известные в настоящее время средства (см., например, патенты: Англии №1116580; США №№3572962, 3194487, 4474534), используемые или предлагаемые в аналогичных целях, предполагают изменения формы и числа лопаток статорного венца, увеличение осевых зазоров между венцами или установку лопаток роторного венца с различным шагом по окружности. Подобные средства приводят к усложнению конструкции, а также, как правило, к необходимости специальных мероприятий для сохранения проектных параметров турбомашины.

Наиболее близким аналогом (прототипом) защищаемого патента является Европейский патент ЕР 0756 667 В1, где взаимное окружное расположение двух венцов турбомашины, например статоров, между которыми расположен третий венец, например ротор, определяется из условия, что входные кромки лопаток статора, расположенного за ротором ниже по потоку, находятся в зоне вихревых следов за лопатками статора, расположенного перед ротором выше по потоку. Положение вихревых следов, соответствующее данному режиму работы турбомашины, определяется расчетом течения.

Авторы предлагаемого устройства установили, что газодинамические эффекты указанного в прототипе метода определения взаимного окружного расположения крайних венцов, например статоров, незначительны по сравнению с эффектами, вызванными пульсациями давления на среднем венце, например роторе. Эти пульсации существенно зависят от взаимного окружного расположения соседних венцов и влияют на уровень излучаемого шума, вибрации лопаток и газодинамические потери в потоке. Взаимные окружные расположения крайних венцов, определенные из условия, предлагаемого в прототипе, и из условия минимизации пульсаций давления, могут быть существенно различными. Таким образом, решающим отличием предлагаемого устройства от указанного прототипа является принцип выбора взаимного окружного расположения крайних венцов.

Предлагаемое устройство относится к осевым турбомашинам, содержащим группу или группы венцов вида ″неподвижный венец - вращающийся венец - неподвижный венец″ и/или ″вращающийся венец - неподвижный венец - вращающийся венец″. Турбомашина проектируется и собирается так, что крайние венцы в каждой группе или в отдельных группах имеют равные или кратные числа лопаток, и взаимное окружное расположение крайних венцов определяется из условия минимума пульсации аэродинамической нагрузки на лопатках среднего венца группы. Следует заметить, что указанное условие обеспечивает сохранение или некоторое повышение газодинамических характеристик турбомашины, таких как степень изменения давления и коэффициент полезного действия, по сравнению с турбомашиной, спроектированной без учета требования равенства или кратности числа лопаток в крайних венцах группы.

В качестве примера возможной реализации устройства представлены следующие иллюстрации:

Фиг. 1 - схема фрагмента проточной части осевой турбомашины.

Фиг.2 - пример решеток профилей компрессорного типа на цилиндрическом сечении фрагмента проточной части осевой турбомашины.

Фиг.3 - пример решетки профилей турбинного типа на цилиндрическом сечении фрагмента проточной части осевой турбомашины.

Фиг.4 - решетки профилей на цилиндрическом сечении группы венцов испытанной ступени осевого компрессора.

Фиг.5 - эффекты изменения излучаемого шума и уровня пульсаций давления на роторе осевого компрессора при взаимном окружном смещении соседних статоров.

На фиг.1 схематически изображены: неподвижный (или вращающийся) венец 1; венец 2, вращающийся относительно венца 1, и венец 3, неподвижный относительно венца 1. Стрелкой указано направление потока.

На фиг.2 показано относительное расположение решеток профилей 4, 5, 6, соответствующих цилиндрическому сечению фрагмента проточной части турбомашины в случае группы венцов вида статор-ротор-статор осевого компрессора. Стрелкой на фиг.2 указано направление перемещения решетки 5 относительно решеток 4 и 6. Аналогичные данные представлены на фиг.3 для группы венцов вида статор-ротор-статор осевой турбины.

Как видно, шаги решеток 4 и 6, изображенных на фиг.2 и 3, одинаковы, что соответствует условию равенства чисел лопаток Z1 венца 1 и Z3 венца 3. Для определенности на фиг.2 и 3 принято, что исходному взаимному окружному расположению венцов 1 и 3 соответствует положение профилей решеток 4 и 6, изображенное сплошными линиями, а изменение взаимного окружного расположения венцов 1 и 3 осуществляется смещением венца 3 в направлении относительного вращения венца 2. Тогда взаимное окружное расположение венцов 1 и 3 однозначно определено безразмерным параметром ν, равным смещению решетки 6, отнесенному к общему периоду решеток 4 и 6, H=h₄=h₆, где h₄, h₆ соответственно шаги решеток 4 и 6, где Н равен общему шагу решеток.

На фиг.2 и 3 смещенные положения профилей решеток 6 обозначены штриховыми линиями. На указанных рисунках смещение любого профиля решетки 6, отсчитываемое от его исходного (заданного сплошной линией) положения, обозначено через "а". Тогда по определению параметр ν=a/H.

Очевидно, что при заданном числе Z лопаток в любом из венцов 1, 2 или 3 угловое расстояние (угловой шаг) между его лопатками равно θ=360°/Z. При равном числе лопаток в венцах 1 и 3 их угловые шаги совпадают и равны величине θ=θ1=θ3, где θ1=360°/Z1 и θ3=360°/Z3. Если угловое смещение венца 3 относительно его исходного окружного положения равно Δϕ, то для изображенной на фиг.2 и 3 ситуации параметр ν=a/H=Δϕ/θ.

Если числа лопаток венцов 1 и 3 кратны, т.е. Z1=nZ3 или Z3=nZ1, где n=2, 3, ..., то общий угловой период двух венцов равен соответственно θ=nθ1=θ3 или θ=θ1=nθ3. В этом случае все возможные значения параметра ν (0≤ν≤1) могут быть получены смещением венца 3 в пределах углового периода, соответственно θ=θ3 (при Z1=nZ3) или θ=nθ3 (при Z3=nZ1). При этом, очевидно, предполагается заданным исходное (соответствующее значению ν=0) взаимное окружное расположение венцов 1 и 3.

Изобретение основано на свойстве гидродинамического ротор-статор взаимодействия, впервые описанном теоретически и подтвержденном экспериментально в публикациях:

1. Saren V.E. Some ways of reducing unsteady blade loads due to blade row hydrodynamic interaction in axial flow turbomachines//Second International Conference. EAHE, Pilsen, Czech Republic, 1994, P.160-165.

2. Saren V.E. "Relative Position of Two Rows of an Axial Turbomachine and Effects on the Aerodynamics in a Row Placed Between Them", Unsteady Aerodynamics and Aeroelasticity of Turbomachines, Elsevier, 1995, pp. 421-425.

3. Савин Н.М., Сарен В.Э. Гидродинамическое взаимодействие венцов в системе статор-ротор-статор осевой турбомашины. Изв. РАН, МЖГ, 2000, №3, стр.145-158.

Указанное свойство состоит в следующем. В совокупности венцов 1-2-3 венец 2 испытывает одновременное периодическое воздействие со стороны венцов 1 и 3, расположенных соответственно выше и ниже по потоку. Частота каждого из этих воздействий равна частоте следования лопаток венца 1 или 3 мимо лопатки венца 2. Очевидно, что указанные частоты совпадают, если Z1=Z3. Так как в этом случае воздействия венцов 1 и 3 на лопатки венца 2 синхронны, то существует сдвиг по фазе между ними, при котором суммарное воздействие имеет минимальную амплитуду. Технически требуемый сдвиг по фазе обеспечивается взаимным окружным расположением венцов 1 и 3, т.е. выбором параметра ν.

Если числа Z1 и Z3 кратны, то совпадают частоты n-й кратности к основной частоте Ω=u/H, где u - скорость перемещения решетки 5 относительно решеток 4 и 6. В этом случае эффект оптимизации взаимного окружного расположения венцов 1 и 3 достигается за счет уменьшения суммарного воздействия с частотами, равными и кратными величине n· Ω.

Как видно, в отличие от используемых в настоящее время турбомашин, содержащих группу или группы венцов вида 1÷2÷3 компрессорного и/или турбинного типа, предлагаемое устройство, помимо условия равенства или кратности чисел лопаток в венцах 1 и 3, содержит требование их определенного взаимного окружного расположения, которое необходимо обеспечивать и контролировать в процессе сборки.

Выбор оптимального значения параметра ν=ν*, соответствующего минимальному или близкому к нему уровню пульсаций аэродинамической нагрузки на лопатках венца 2, может быть определен по формулам

где t - время;

ν* - значение параметра ν, обеспечивающее минимальное значение величины ΔF;

ν - безразмерный параметр, однозначно определяющий взаимное окружное расположение крайних венцов.

θ - общий угловой период крайних венцов в группе;

ω - угловая скорость вращения среднего венца относительно крайних венцов в группе;

Σ - поверхность лопатки среднего венца в группе;

- единичный вектор внешней нормали к поверхности Σ;

Р - давление потока в точке поверхности Σ.

Величина F(ν,t), очевидно, представляет собой мгновенное значение вектора аэродинамической силы, действующей на лопатку венца 2 при его гидродинамическом взаимодействием с венцами 1 и 3, и может быть определена для любого значения v экспериментально или теоретически на этапе проектирования. Параметр оптимизации ΔF(ν) равен среднеквадратическому отклонению вектора F от его осредненного по времени значения F₀ на временном периоде Т, т.е. определяет уровень пульсаций аэродинамической нагрузки на лопатках венца 2. Расчет гидродинамического взаимодействия группы венцов 1÷2÷3 осуществляется известными и широко используемыми методами. В частности, различные подходы к подобным расчетам представлены в указанной выше статье [3] и в статье: 4. Saren V.E., Savin N.M., Domey D.J., Sondak D.L. Experimental and numerical investigation of airfoil clocking and inter-blade-row gap effects on axial compressor performance// International Journal of Turbo and Jet Engines, 15, 1998, P.235-252.

Как видно из изложенного, практическая реализация предлагаемого устройства сводится к задаче определения оптимального значения параметра ν=ν*, при котором достигается минимальное значение функции ΔF=ΔF(ν). Для выбранного способа вычисления значений ΔF(ν) при вариациях параметра ν определение величины ν* может быть выполнено с любой степенью точности. Тем самым определяется оптимальное взаимное окружное расположение крайних венцов в каждой из рассматриваемых совокупностей вида статор-ротор-статор и/или ротор-статор-ротор. Таким образом, для осевых турбомашин при равном или кратном числе лопаток в крайних венцах реализация предлагаемого устройства сводится к контролю в процессе сборки требуемого взаимного окружного расположения крайних венцов в указанных группах венцов.

Технический результат состоит в снижении тонального шума, излучаемого средним венцом группы, и уровня вибраций его лопаток по сравнению с турбомашиной, где Z1 и Z3 взаимно простые числа или взаимное окружное расположение венцов 1 и 3 не обеспечивает минимума пульсаций аэродинамической нагрузки на лопатках среднего венца притом, что осредненная по времени аэродинамическая нагрузка на его лопатках в обоих случаях одинакова. Максимальный технический результат, который достигается при реализации предлагаемого устройства, очевидно, зависит от кратности чисел лопаток в венцах 1 и 3, а также от осевых зазоров между венцами, так как ими определяется уровень воздействия каждого из венцов 1 и 3 на венец 2. Ясно, что относительная величина результата максимальна при равных числах лопаток в венцах 1 и 3 и равных или близких уровнях обоих воздействий.

Из данного выше описания гидродинамического источника технического результата, достигаемого в предлагаемом устройстве, следует, что в качестве венцов 1 и 3 или одного из них может использоваться любой неподвижный венец, например входной направляющий аппарат или совокупность стоек, расположенных равномерно по окружности в проточной части турбомашины. Следует также заметить, что взаимное окружное расположение венцов 1 и 3 влияет на газодинамические потери в турбомашине вследствие диссипации свободных вихрей за лопатками среднего венца 2. Интенсивность этих вихрей и соответствующие потери зависят от пульсаций циркуляции скорости на лопатках среднего венца и могут быть минимизированы по взаимному окружному расположению крайних венцов. Однако, как показали эксперименты, получаемый при этом оптимум несколько (хотя и не очень значительно) отличается от оптимума, полученного по данному предложению. Таким образом, при реализации предлагаемого устройства побочным эффектом является сохранение или некоторое повышение коэффициента полезного действия, что обеспечивает указанное выше сохранение или некоторое повышение газодинамических характеристик турбомашины.

Пример достигаемого технического результата при реализации предлагаемого устройства представлен на фиг.4 и 5. Решетки профилей 4, 5, 6, представленные на фиг.4, соответствуют цилиндрическому сечению ступени осевого компрессора с входным направляющим аппаратом, лопатки которого имеют симметричный профиль и установлены без угла атаки. Числа лопаток крайних венцов равны (Z1=Z3=36). Осевые зазоры между парами венцов 1÷2 и 2÷3 составляют каждый 18% от шага венцов 1 и 3. Решетки профилей 4 и 6 в периферийном сечении ступени, соответствующие значению ν=0, изображены на фиг.4 сплошными линиями.

На расчетном режиме работы ступени для 11-ти значений параметра ν=0; 0,1...0,9; 1 измерялась интенсивность излучаемого звука во входном ресивере, аттестованном как реверберационная камера, а также вычислялась определенная выше величина ΔF=ΔF(ν). Расчет выполнялся методом, описанным в работе [3].

На фиг.5 кривая 7 представляет величину а кривая 8 - величину где L - интенсивность звука в 1/3 октавной полосе частот, содержащей частоту следования лопаток ротора 2, а и - значения L и ΔF, осредненные по ν.

Согласно представленным данным (см. кривую 8), минимальное значение величины ΔF, определенной для 11 различных значений ν, достигается при ν=0,1. Функция ΔF=νF(ν), очевидно, периодическая (ΔF(0)=ΔF(1). Следовательно, при данной точности вычислений (10 точек, равномерно распределенных на периоде 0≤ν≤1) величина ν*=0,1, т.е. оптимальное взаимное окружное расположение венцов 1 и 3, определенное по признаку (7), обеспечивается при угловом смещении венца 3 на 1/10 его углового шага от положения, принятого за исходное (ν=0). Смещение венца 3 осуществляется в сторону вращения венца 2 (ротор), а венец 1 остается в исходном положении. Измерения шума, излучаемого по основному тону при тех же значениях ν, показали (см. кривую 7), что он имеет минимальные и близкие по величине значения в точках ν=0,1 и ν=0,2.

Таким образом, в пределах принятой точности значение ν=ν*, определяющее оптимальное взаимное окружное расположение венцов 1 и 3 для данной ступени, находится в интервале 0,1≤ν≤0,2 и близко к значению ν*, определенному равенством При этом для ν=ν* уменьшение излучаемого вверх по потоку тонального шума по основной частоте следования лопаток ротора составляет не менее 4,5 дБ, а уровень пульсаций аэродинамической нагрузки на его лопатках уменьшился не менее чем в два раза по сравнению с данными, соответствующими случаю Z1=35, Z3=36, когда Z1 и Z3 являются взаимно простыми числами.

Осевая турбомашина с пониженным уровнем пульсаций давления, возбуждающих вибрации лопаток и излучаемый шум содержит группу или группы венцов вида "неподвижный венец - вращающийся венец - неподвижный венец" и/или "вращающийся венец - неподвижный венец - вращающийся венец" компрессорного и/или турбинного типа. Числа лопаток крайних венцов в каждой группе или в отдельных группах равны или кратны и их взаимное окружное расположение определяется на этапе проектирования по экспериментальным или расчетным данным из условия минимума уровня пульсаций аэродинамической силы на лопатках среднего венца группы. Изобретение обеспечивает снижение уровня шума за счет снижение уровня пульсаций давления на лопатках среднего венца в группе. 5 ил.

Осевая турбомашина с пониженным уровнем пульсаций давления, возбуждающих вибрации лопаток и излучаемый шум, содержащая группу или группы венцов вида "неподвижный венец - вращающийся венец - неподвижный венец" и/или "вращающийся венец - неподвижный венец - вращающийся венец" компрессорного и/или турбинного типа, отличающаяся тем, что числа лопаток крайних венцов в каждой группе или в отдельных группах равны или кратны и их взаимное окружное расположение определено величиной параметра ν=ν* из условия

где

θ - общий угловой период крайних венцов в группе;

Δϕ - относительное угловое смещение крайних венцов группы;

t - время;

ΔF - среднеквадратическое отклонение от осредненного по времени значения F₀ на периоде Т=θ/ω вектора аэродинамической силы F, действующей на лопатку среднего венца и определенной для значений ν по данным эксперимента или расчета периодического течения через совокупность венцов группы;

ω - угловая скорость вращения среднего венца относительно крайних венцов группы;

ν*- значение параметра v, обеспечивающее минимальное значение величины ΔF;

Σ - поверхность лопатки среднего венца в группе;

- единичный вектор внешней нормали к поверхности Σ;

Р - давление потока в точке поверхности лопатки Σ.