О влиянии сепарирующих устройств на вибро-напряженность рабочих лопаток осевых компрессоров
Надежность работы осевого компрессора газотурбинной установки (ГТУ) во многом определяется вибрационной надежностью его лопаточного аппарата. Исследования вибронапряжеиности облопачивания показывают, что на частичных режимах работы в зоне общей устойчивости компрессора, в рабочих лопатках кроме резонансных колебаний существуют нерезонансные колебания, часто называемые срывными. Амплитуды напряжений при срывных колебаниях в рабочих лопатках первых ступеней компрессора могут достигать опасных значений, поэтому снижение этих напряжений является важной задачей. Основная причина срывных колебаний — значительная величина положительных углов атаки потока на нерасчетных режимах обтекания [1]. По-видимому, интенсивность срывных колебаний определяется обтеканием периферийных сечений лопатки, где углы атаки достигают наибольших значений.
Сепарирующие устройства [2], обеспечивающие расширение диапазона устойчивой работы компрессора за счет улучшения условий обтекания периферийных сечений, положительно влияют на интенсивность колебаний.
Если эффективность их применения по расширению диапазона устойчивой работы достаточно известна, то влияние на вибронапряженность еще недостаточно исследовано. В литературе [3] приведены результаты исследования устройства [4] в одноступенчатом модельном компрессоре при одном режиме его работы и отмечено снижение вибронапряженности при срывных колебаниях.
В данной работе приводятся результаты исследования двух типов сепарирующих устройств на вибронапряженность рабочих лопаток двух многоступенчатых осевых компрессоров при различных режимах их работы.
Сепарирующие устройства были выполнены в виде окружных проточек в корпусе компрессоров над рабочими лопатками первой ступени. Одно из них, выполненное в виде глухих гребней (рис, 1, а), находилось в натурном одиннадцати-ступенчатом компрессоре ГТУ мощностью' 6000 кВт. Назовем его компрессор А. Другое, выполненное в виде щели, соединенной специальными каналами с всасывающей частью компрессора, находилось в восьми-ступенчатом модельном компрессоре ГТУ мощностью 40 ООО кВт (коэффициент моделирования 1—0,362). Назовем его компрессор Б.
Основные данные исследуемых компрессоров и характеристики облопачиваиия первых двух ступеней представлены в таблице. Вибронапряженность рабочих лопаток исследовали тензометрированием, параллельно измеряли аэродинамические параметры, характеризующие режим работы компрессора. Испытания проводили в два этапа — с сепарирующими устройствами и без них.
Компрессор А испытывали в составе полного двигателя вдоль линии совместных режимов работы компрессора и турбины в диапазоне изменения приведенных оборотов компрессора 0,2-г-1,0. Компрессор Б испытывали при двух видах изменения режима: по изодромным характеристика м(л= 0,4ч-1,0) и вдоль линий, соответствующих шести различным характеристикам сети. Регулирование компрессора Б осуществляли, изменяя частоту вращения турбо-привода и положение дросселя при нагнетании. Это обеспечивало изменение степени сжатия от значений, соответствующих полному открытию дросселя, до значений, соответствующих началу помпажа. В результате на компрессоре Б была исследована практически вся область его возможной работы.
В статье приводятся результаты исследования вибронапряженности в рабочих лопатках только первой и второй ступеней, где было отмечено влияние сепарирующих устройств на интенсивность срывных колебаний. Влияние этих устройств на последующие ступени мало. Приведенные значения напряжений относятся только к срывным колебаниям. Высокочастотные резонансные колебания ввиду незначительного влияния на них сепарирующих устройств в статье не рассматриваются.
Результаты исследования представлены в виде зависимостей динамических напряжений а в рабочих лопатках от основных параметров работы компрессоров: приведенного числа оборотов п, приведенного расхода О, степени повышения давления 8. Зависимости напряжений о от степени повышения давления и приведенного расхода при постоянных оборотах представлены только для компрессора. Напряжения при изменении режима работы компрессора на постоянных оборотах откладывались непосредственно от соответствующих точек изодромных характеристик компрессора. Зависимости напряжений от приведенного числа оборотов при форсированной характеристике сети представлены для обоих компрессоров: для компрессоров Б при четырех характеристиках сети; для компрессора А при одной характеристике сети вдоль линии совместных режимов. Характеристики сети обозначаются теми же цифрами, что и соответствующие им режимы компрессора на его характеристиках.
Результаты испытаний с сепарирующими устройствами и без них совмещены. Сравнение результатов осуществляли по показаниям одних и тех же датчиков. Приведенные на графиках значения напряжений относятся к лопатке, которая имела максимальную напряженность на венце.
Исследования вибронапряженности рабочих лопаток компрессоров в варианте без сепарирующих устройств показали, что в диапазоне оборотов я=0,3+0,7 в рабочих лопатках помимо резонансных колебаний возникают срывные, причем в рабочих лопатках первой и второй ступеней эти напряжения значительно выше, чем на последующих. Так для компрессоров А и Б максимальная вибронапряженность срывных колебаний соответственно была равна: для первой ступени — 70 и 60 МПа; для второй ступени — 76 и 55 МПа. На последующих ступенях вибронапряженность не превышала 30 МПа.
В отличие от резонансных колебаний, которые возникают при частотах вращения, кратных собственным частотам лопаток, срывные колебания непрерывно существовали в указанном диапазоне частот вращения компрессора. Амплитуда колебаний не имела типичной для резонансов зависимости от частоты вращения и носила характер неупорядоченных биений. При неизменной частоте вращения амплитуда менялась в 2—4 раза, причем эти изменения не носили периодического характера. При срывных явлениях в потоке в процессе колебаний одновременно участвуют все лопатки ступени независимо от значений их собственных частот первой изгибной формы. Разброс максимальных амплитуд напряжений среди лопаток всего венца не превышал двукратного значения. Если в зоне срывных колебаний оказывался высокочастотный резонанс, интенсивность срывных колебаний при резонансной частоте вращения падала, н лопатка колебалась по двум формам колебаний.
Выделить резонансные колебания по первой изгибной форме в зоне срывов из постоянно существующих срывных не представляется возможным. Из рис. 3, 5 видно, что характер зависимости интенсивности срывных колебаний от частоты вращения для обоих компрессоров примерно одинаков. Вибронапряженность срывных колебаний при изменении частоты вращения меняется достаточно плавно, достигая максимального значения на определенной частоте вращения. По мере приближения режима работы компрессора к границе устойчивой работы (см. рис. 2) интенсивность срывных колебаний в основном растет.
Говоря о природе срывных колебаний, нельзя не согласиться с работой [1 ], где они рассматриваются как следствие наложения вынужденных колебаний и автоколебаний. Возникновение этих колебаний на частичных режимах работы компрессора обусловлено особым воздействием потока воздуха на колеблющуюся лопатку при больших значениях углов атаки на этих режимах, соответствующих падению коэффициента подъемной силы.
После установки сепарирующих устройств интенсивность срывных колебаний в рабочих лопатках первой ступени обоих компрессоров снизилась. Так, в компрессоре А максимальная вибронапряженность снизилась с 70 МПа до 45 МПа, в компрессоре Б — с 55 МПа до 20 МПа» Как видно из рис. 2, 3, 4, снижение отмечено на всех исследуемых режимах работы компрессоров, при этом степень снижения различна.
Влияние сепарирующих устройств, установленных над первой ступенью, на соседнюю вторую не так однозначно, как на первую. Так, для компрессора Б в области больших расходов воздуха снижение интенсивности колебаний рабочих лопаток второй ступени заметно (см. рис. 2, б). По мере уменьшения расхода и увеличения степени сжатия эффективность установки сепарирующего устройства падает. Начиная с некоторого значения расхода, происходит увеличение интенсивности колебаний при установке сепарирующего устройства. Это подтверждается результатами испытаний при различных характеристиках сети. При испытании вдоль характеристик, соответствующих большим расходам (см. рис. 4, а), снижение вибронапряженности отмечено во всем диапазоне частот вращения, а при испытании вдоль характеристик, соответствующих меиьшим расходам (см. рис. 4), снижение носит местный характер.
Однако работа компрессора Б в составе натурного двигателя предполагается на таких режимах, где сепарирующее устройство не оказывает отрицательного влияния на вибронапряженность рабочих лопаток второй ступени, т. е. линия совместных режимов турбины и компрессора в натурной установке пройдет в области характеристик сети модели, соответствующих большим расходам.
В компрессоре А установка сепарирующего устройства не оказала значительного влияния на интенсивность срывных колебаний второй ступени.
Таким образом, несмотря на различия исследуемых компрессоров и сепарирующих устройств, были получены достаточно близкие результаты. Выводы
1. В области частичных режимов работы компрессора п=0,3-^0,7 в рабочих лопатках первой и второй ступеней срывные колебания возникают с достаточно высоким уровнем напряжений (до 70 МПа).
2. Установка сепарирующих устройств в корпусе компрессора над рабочими лопатками первой ступени обеспечивает снижение интенсивности срывных колебаний в рабочих лопатках первой ступени в 1,2...2,5 раза в зависимости от режима работы компрессора.
3. Сепарирующие устройства, установленные над рабочими лопатками первой ступени, не оказывают отрицательного влияния на интенсивность срывных колебаний второй ступени в области рабочих режимов компрессора.
4. Для снижения интенсивности срывных колебаний в рабочих лопатках последующих ступеней можно рекомендовать установку в них сепарирующих устройств.