Радиальное лабиринтное уплотнение турбомашины

 

Использование: в уплотнениях газовых турбин. Сущность изобретения: уплотнение содержит сегменты 1, установленные в пазу 2 статора с упором друг в друга и образующие составное сегментное кольцо, и рабочие лопатки 4 с бандажным кольцом 5, на боковых стенках сегментов 1 выполнены кольцевые выборки, формирующие двутавровое поперечное сечение сегментов 1, в стенке паза статора выполнен цилиндрический выступ, входящий в кольцевые выборки и образующий со стенками сегментов 1 дросселирующие зазоры, на поверхности бандажного кольца 5 и на обращенных к ней поверхностях сегментов 1 выполнены соответственно центральный выступ 11 и выступы 9 переменной толщины, образующие между собой зазор, уменьшающийся в направлении вращения рабочих лопаток 4, в центральной части сегментов 1 выполнены каналы, соединяющие зону минимального зазора с зонами дросселирующих зазоров и пазом 2 статора 3. Изобретение позволяет повысить экономичность и надежность радиального использования лабиринтного уплотнения турбомашин. 4 ил.

Изобретение относится к уплотнениям вращающихся деталей турбомашин и может быть использовано, например, в уплотнениях газовых турбин.

Известны лабиринтные уплотнения, устанавливаемые над бандажами рабочих лопаток турбин [1] Недостатками известного уплотнения являются увеличенный радиальный зазор в момент выхода турбины на максимальный режим работы и, следовательно, повышенный расход газа через уплотнение, приводящий к снижению экономичности турбины и двигателя в целом.

В качестве прототипа выбрано радиальное бесконтактное уплотнение [2] Бесконтактное уплотнение между взаимно вращающимися деталями содержит состоящее из сегментов уплотнительное кольцо, установленное в корпусе уплотнения, расположенном на одной из деталей. Кольцо имеет уплотнительную поверхность, взаимодействующую с уплотнительной поверхностью, выполненной на другой детали. Сегменты уплотнительного кольца перемещаются в корпусе в направлении, перпендикулярном к уплотнительной поверхности. Между уплотнительным кольцом и корпусом предусмотрено вторичное уплотнение.

Недостатком такого уплотнения является то, что оно не обеспечивает эффективного регулирования радиального зазора газовых турбин ГТД путем поддержания его на минимальном уровне на всех режимах работы двигателя. Так как в конструкции уплотнения не предусмотрена его реакция на изменение диаметральных размеров ротора под действием центробежных сил и размеров статора, в результате изменения температурного режима в процессе жизненного цикла двигателя, что снижает надежность конструкции.

Изобретение решает задачу повышения экономичности и надежности уплотнения при установке уплотнения над лопатками с бандажным кольцом.

Поставленная задача достигается тем, что в радиальном лабиринтном уплотнении туpбомашины, содержащем сегменты, установленные в пазу статора с упором друг в друга и образующие составное сегментное кольцо, на боковых стенках сегментов выполнены кольцевые выборки, формирующие двутавровое поперечное сечение сегментов, в стенке паза статора выполнен цилиндрический выступ, входящий в кольцевые выборки и образующий со стенками сегментов дросселирующие зазоры, на поверхности бандажного кольца и на обращенных к ней поверхностях сегментов выполнены соответственно центральный выступ и выступы переменной толщины, образующие между собой зазор, уменьшающийся в направлении вращения рабочих лопаток, в центральной части сегментов выполнены каналы, соединяющие зону минимального зазора с зонами дросселирующих зазоров и пазом статора.

Известно использование эффекта образования гидродинамического (газодинамического) "клина" и сил, возникающих в нем при вращении деталей турбомашин. На этом эффекте основана работа подшипников скольжения, в которых наличие эксцентриситета при вращении вала приводит к образованию гидродинамического (газодинамического) "клина" и появлению подъемной силы, уравновешивающей вал (см. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. В 2-х кн. Кн. 2. /Под ред. И. В. Крагельского и В.В.Алисина. М. Машиностроение, 1979, с. 105).

Известно также использование сил, возникающих в газодинамическом "клине" для уменьшения центробежных сил, действующих на рабочие лопатки турбомашины при вращении (см. авт.св. СССР N 1087675, 1984, БИ N 15).

Известно применение лабиринтных уплотнений турбомашин, выполненных в виде сегментов, что упрощает их сборку и обеспечивает перемещение уплотнения в радиальном направлении в зависимости от изменения температуры ротора и статора (см. авт.св. СССР N 299660, 1971, БИ N 12).

Известно применение сообщающихся газовых камер, образованных боковыми стенками корпуса, и установленного в нем кольца, имеющего источник давления (см. Черноусов Н.П. Гидростатические подшипники. Л. "ЛДНТП", 1963, с. 40-42, рис. 16).

Однако неизвестно использование совокупности этих эффектов, которая позволяет достичь совершенно новой цели увеличения экономичности и надежности уплотнения путем обеспечения оптимального минимального зазора между ротором и статором на любых режимах работы газовых турбин и в условиях их многоразового пуска и останова. При этом следует отметить, что поддержание радиального зазора на минимальном уровне при забросах нагрузки и температуры происходит автоматически за счет сил, действующих в уплотнении.

В результате проведенного анализа технического решения с подобной совокупностью признаков не обнаружено.

На фиг. 1 и 2 изображено радиальное лабиринтное уплотнение турбомашин; на фиг. 3 узел I на фиг. 1; на фиг. 4 схема сил, действующих в уплотнении.

Радиальное лабиринтное уплотнение турбомашин содержит сегменты 1 с двутавровым поперечным сечением, установленные в пазу 2 статора 3, и рабочие лопатки 4 с бандажным кольцом 5. Паз 2 статора 3 сообщается с входом в уплотнение. Сегменты 1 выполнены с двутавровым поперечным сечением и полностью установлены в паз статора для того, чтобы предотвратить их перенос и заклинивание, так как в этом случае они всегда имеют две точки опоры по своим торцам. Сегменты 1 прижаты к корпусу статора 3 пружинами 6, имеющими жесткую связь с сегментами 1, посредством винтов 7, которые законтрены шайбами 8. На сегментах 1 со стороны ротора выполнен выступ 9 переменной толщины ( Δ₁ < Δ₂ на фиг. 3), который образует с цилиндрической поверхностью 10 центрального выступа 11, выполненного на бандажном кольце 5, зазор, уменьшающийся в направлении вращения рабочих лопаток 4. В центральной части сегментов 1 выполнены каналы 12, соединяющие зону над рабочими лопатками 4 в области минимального зазора δ₀ с газовыми камерами 13 и 14, образованными сегментами 1 и боковыми стенками статора 3. На входе в газовые камеры 13 и 14 в каналах 12 установлены жиклеры 15 и 16 для обеспечения заданного расхода газа. Поверхность 17 выступов 9 сегментов 1 со стороны ротора выполнена с плавно изменяющейся кривизной. Периферийные части сегментов 1 выполнены с упором друг в друга (вид Б на фиг. 3) таким образом, чтобы обеспечивалась центровка сегментного кольца по поверхностям 18 соседних сегментов 1 на диаметре d₀, при котором величина зазора между сегментами 1 и ротором соответствует оптимальному минимальному зазору δ₀. При этом зазоре потери на перетечку являются минимальными. Наличие боковых щелей между периферийными частями сегментов 1, обусловленных требованиями сборки и центровки сегментного кольца по поверхностям 18, не приводит к заметному снижению эффективности работы уплотнения, так как размеры этих щелей, а следовательно, и площади, через которые происходят утечки, значительно меньше площади проходного сечения уплотнения. Конструктивные особенности предлагаемого уплотнения обеспечивают наличие рабочего зазора "b" между опорными заплечиками 19 сегментов 1 и статора 3, величина которого не должна превышать δ₀.

При работе турбомашины рабочее тело поступает в зазор между сегментами 1 и цилиндрическими поверхностями 10 центральных выступов 11, выполненных на бандажном кольце 5 рабочих лопаток 4. В результате действия сил, возникающих в газодинамическом "клине", газ со стороны ротора давит на сегменты 1, которые при этом стремятся к радиальному перемещению по направлению к статору 3. С другой стороны, на сегменты действуют сила, обусловленная давлением рабочего тела, попадающего в паз 2 статора 3 со стороны входа в лабиринтное уплотнение, и сила упругости пружин 6. Обе эти силы стремятся уменьшить радиальный зазор между ротором и статором 3. Кроме того, перепад давления на турбине вызывает появление торцевых сил, которые будут прижимать сегменты 1 к боковым стенкам статора 3 и вызывать соответствующие силы трения при радиальном перемещении сегментов 1. При этом возможны перекос и заклинивание сегментов 1 в пазу 2 статора 3, что приведет к выходу уплотнения из строя. Давление под и над лабиринтом растет пропорционально увеличению оборотов. Поэтому, если заранее выбрать определенное соотношение между силами, действующими на сегменты 1 путем подбора ширины "а", цилиндрической поверхности 10 центрального выступа 11 (см. фиг. 1), угла наклона Θ (см. фиг. 2) и силы упругости пружин 7, а также исключить или значительно уменьшить возможность трения торцев сегментов 1 о статор 3 при отсутствии перекосов и заклинивания сегментов 1, то можно добиться того, что при любых оборотах радиальный зазор между ротором и статором 3 будет оставаться постоянным и соответствовать зазору δ₀, замеренному на диаметре d₀. При этом зазоре потери на перетечку являются минимальными. В этом случае должно сохраняться равновесие между силами, действующими на уплотнение (фиг. 4). Уравнение равновесия для случая, когда зазор между ротором и статором 3 δ_0i δ₀ запишется в следующем виде: P₁^.f + F_пр Р₁'^.f₁' + P_{газ.дин}^.f_в + Р₂'^.f₂'± ± F_тр1 + F_тр2, где Р₁ давление на входе в лабиринтное уплотнение; Р₁', P₂' давление в первой и во второй лабиринтных камерах; Р_{газ.дин} давление, возникающее в газодинамическом "клине" и действующее на сегменты 1 со стороны ротора; f площадь сегментов 1 со стороны статора 3; f₁', f₂' площадь первой и второй лабиринтных камер; f_в площадь выступов 11 сегментов 1 со стороны ротора; F_пр сила упругости пружин 6;
F_тр1, F_тр2 силы трения сегментов о статор.

Следует отметить, что выбор ширины центрального выступа 11 "а" и угла Θ осуществляется из условия обеспечения требуемой подъемной силы F_{газ.дин} Р_{газ.дин}^.f_в. При этом нахождение угла наклона Θ от которого зависит величина давления Р_{газ.дин}, эквивалентно определению относительного эксцентриситета подшипника скольжения, работающего в режиме газодинамической смазки (см. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. В 2-х кн. Кн. 2./Под ред. И.В. Крагельского и В.Б.Алисина. М. Машиностроение, 1979, с. 106), так как ротор газовой турбины можно условно принять за вал, а статор 3 за корпус газового подшипника скольжения. Наличие рабочего зазора "в" вызвано влиянием температурного фактора при работе турбины на различных режимах, а его величина выбирается не более δ₀.

Силы трения F_тр1 и F_тр2, входящие в правую часть приведенного уравнения, при повышении давления перед турбиной могут достичь значительной величины, нарушая при этом баланс сил. Это может привести к ухудшению работоспособности уплотнения и выходу его из строя. Для того чтобы полностью исключить или значительно уменьшить влияние F_тр1 и F_тр2, обеспечив при этом отсутствие перекоса и заклинивания сегментов 1 в пазе 2 статора 3, используется принцип работы газостатического подшипника, который осуществлен в конструкции сегментов 1 и статора 3. Рабочий газ поступает по каналам 12 и жиклерам 15 и 16 в газовые камеры 13, 14 и создает газовую "подушку", которая препятствует трению торцев сегментов 1 о поверхность боковых стенок статора 3. При этом внутренний диаметр жиклера 15 выполняется меньше, чем диаметр жиклера 16. Различными диаметры жиклеров выполнены потому, что вероятность касания торцев сегментов 1, расположенных со стороны газовой камеры 14, больше, чем торцев сегментов 1, расположенных перед рабочими лопатками 4 (фиг. 1), со стороны газовой камеры 13, так как давление газа перед турбиной больше, чем за турбиной. Диаметры жиклеров 14 и 15 выбираются в зависимости от величины Р_{газ.дин}, необходимой для нормальной работы уплотнения.

Предлагаемое уплотнение позволяет уменьшить, особенно на максимальных режимах, перетечки газа за счет сохранения постоянства минимального радиального зазора. В результате этого повышается экономичность уплотнения. Одновременное перемещение сегментов 1 в радиальном направлении при забросах нагрузки и температуры полностью исключает механический контакт уплотнения с ротором при многоразовом пуске и останове газовых турбин ДЛА, что повышает их надежность.

Формула изобретения

РАДИАЛЬНОЕ ЛАБИРИНТНОЕ УПЛОТНЕНИЕ ТУРБОМАШИНЫ, содержащее сегменты, установленные в пазе статора с упором друг в друга и образующие составное сегментное кольцо, отличающееся тем, что, с целью повышения экономичности и надежности при установке уплотнения над лопатками с бандажным кольцом, на боковых стенках сегментов выполнены кольцевые выборки, формирующие двутавровое поперечное сечение сегментов, в стенке паза статора выполнен цилиндрический выступ, входящий в кольцевые выборки и образующий со стенками сегментов дросселирующие зазоры, на поверхности бандажного кольца и на обращенных к ней поверхностях сегментов выполнены соответственно центральный выступ и выступы переменной толщины, образующие между собой зазор, уменьшающийся в направлении вращения рабочих лопаток, в центральной части сегментов выполнены каналы, соединяющие зону минимального зазора с зонами дросселирующих зазоров и пазом статора.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4