Занятие №4 турбины авиационных двигателей




страница1/2
Дата06.06.2016
Размер0.51 Mb.
  1   2




Занятие №4
ТУРБИНЫ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Цель занятия
-Изучение назначения основных параметров, условий работы турбин и требований к конструкции турбин ГТД.

-Ознакомление студентов с основными конструктивно-схемными решениями турбин авиационных двигателей.

-Изучение принципов подхода к инженерному анализу с учетом условий работы конструкций и воздействия эксплуатационных факторов.

-Ознакомление с методами анализа нарушения работоспособности, поиска причин отказов турбин авиадвигателей и разработки мер по их устранению и предупреждению.

-Приобретение студентами навыков самостоятельной работы по самостоятельному анализу конструкции турбины.
2. Методические основы построения занятия
Занятие проводится по подгруппам в течение четырёх часов учебного времени в специализированных классах учебных лабораторий, оснащённых образцами газотурбинных двигателей, их узлов и агрегатов.

Занятие состоит из рассказа преподавателя и последующей самостоятельной работы студентов под руководством преподавателя.

Преподаватель использует при проведении занятия макеты-разрезы двигателей, их узлы и агрегаты, а также видеотехнику, электронные носители, слайды, чертежи и плакаты.

Самостоятельная работа студентов проводится под руководством преподавателя группами численностью 5 – 6 человек. Каждая такая группа получает задание на самостоятельную работу по анализу конструкции компрессора конкретного газотурбинного двигателя с использованием макета- разреза двигателя, его технического описания и чертежа.

Задание содержит вопросы, на которые должны ответить студенты по результатам самостоятельного анализа конструкции.
3. Основа содержания рассказа преподавателя
3.1. Назначение, основные параметры и требования к турбинам ГТД
Газовая турбина является одним из основных элементов двигателя. Она предназначена для привода компрессора турбореактивного двигателя, а в турбовинтовом двигателе используется также и для вращения воздушного винта.

Турбина должна обеспечить: высокие значения адиабатического и эффек­тивного КПД; большие мощности, развиваемые турбиной, при малых габаритах и весе; надежность в работе в течение установленного ресурса

Основными параметрами турбины любого типа являются адиабатический и эффективный КПД.

Адиабатический КПД характеризует гидравлические потери в турбине. Он представляет собой отношение полезной энергии расширения с учетом гидравлических потерь к адиабатической работе расширения газа.

Эффективным КПД называется отношение эффективной работы на валу турбины к располагаемой энергии.

Для турбин современных дви­гателей адиабатический и эффективный КПД достигают довольно больших значений и соответственно равны 0,9 – 0,93 и 0,8 – 0,85, причем дальнейшее существенное повышение их величины практически вряд ли возможно. Высокие значения КПД обеспечиваются:

- правильным выбором числа ступеней и значений рабочих парамет­ров газа в проточной части турбины:

- рациональным профилированием рабочих и сопловых лопаток, уменьшающим радиальное перетекание газа в осевом зазоре между сопловым аппаратом и рабочим колесом, а также закрутку потока газа за турбиной;

-уменьшением перетеканий газа между ступенями и в радиаль­ном зазоре между корпусом и лопатками, путём применения для этой цели уплотнительных лабиринтов, бандажировании рабочих лопаток, постановкой специальных вставок в корпусы турбин над лопатками и другими конструк­тивными мероприятиями,

- тщательной отделкой поверхностей лопаток в целях снижения по­терь на трение.

Современные турбины имеют большие мощности при сравнительно небольших габаритах и весе, что достигается:

— увеличением теплоперепада, преобразуемого в одной ступени в механическую работу на валу турбины: эффективное преобразование больших теплоперепадов в одной ступени связано с одновременным повышением окружной скорости, изменяющейся на среднем радиусе колеса в широком диапазоне от 330 до 450 м/сек, причем окружная скорость ограничивается напряжениями, допускаемыми в элементах ротора турбины;

- применением больших осевых скоростей газа {примерно

300—500 м/сек) в проточной части на выходе из турбины;

- увеличением температуры газа перед сопловым аппаратом турбины, приводящим к резкому возрастанию удельной мощности турбины; в современных двигателях температура перед турбиной достигает 900 – 10000С, а удельная мощность 300 - 400 л. с. сек/кг;

- увеличением допускаемых напряжений в рабочих лопатках и дисках турбины с помощью улучшениея механических характеристик конструкционных материалов, а также изысканиея рациональных кон­структивных форм этих элементов, отвечающих требованию равнопрочности конструкции;

- применением для изготовления деталей турбины жаропрочных конструкционных материалов с пониженным значением массовой плотности.

Надежность работы турбины в течение установленного ресурса обеспечивается применением:

- жаропрочных сталей и сплавов, а также керамических материа­лов и жаростойких покрытий для деталей турбины, подвергающихся воз­действию высоких температур и больших нагрузок;

- совершенной технологии и методики дефектации деталей, обеспечивающих высокое качество их изготовления и полностью исключающих брак;

- специальных конструктивных мер, например, охлаждением дета­лей;, подверженных воздействию высоких температур и нагрузок, или уменьшением нагрева их с помощью охлаждения, теплоизоляции, теплоотражательных экранов и т. д.
3.2.Основные типы турбин. Их сравнительная оценка
В авиационных газотурбинных двигателях используются два основных типа турбин, отличающихся по направлению движения воздуха в проточной части: осевые и радиальные. В маршевых газотурбинных и турбовинтовых двигателях летательных аппаратов преимущественное распространение получили осевые газовые турбины. Радиальные турбины находят применение в маломощных силовых установках и для двигателей небольших беспилотных летательных аппаратов.

Источником полезной работы турбины служит потенциальная энергия газа, получаемого путем сжатия в компрессоре воздуха и последующего нагрева его в камере сгорания до высоких температур. Преобразо­вание потенциальной энергии газа в механическую работу на валу тур­бины происходит в одной из ступеней осевой турбины, а именно в ступени, состоящей из неподвижного соплового аппарата и вращающегося рабочего колеса (рис.1).



Рис. 1. Сопловой аппарат и ротор газовой турбины


Сопловой аппа­рат имеет сопловые лопатки 1, располо­женные в виде круго­вой решетки, которые образуют сужаю­щиеся криволиней­ные каналы для про­хода газа и его расширения. Рабочее колесо состоит из ди­ска 2, посаженного на вал 3 турбины, и рабочих лопаток 4, прикрепленных к диску.

Сопловой аппа­рат обеспечивает преобразование части потенциальной энер­гии кинетическую и подвода газа к лопат­кам рабочего колеса под определенным углом. Часть кинетической энергии, приобретенной газом при его расширении в сопловом ап­парате, используется для вращения колеса.

Лопатки рабочего колеса также образуют каналы, в которых происходит частичное расширение газа, способствующее увеличению мощности турбины. Таким образом, часть располагаемого теплоперепада приходится на рабочее колесо турбины, а часть – на сопловой аппарат. Отношение располагаемого теплоперепада в колесе к располагаемому теплоперепаду в ступени принято называть степенью реактивности ступени.

Степень реактивности показывает, как распределяется общий адиабатический теплоперепад между сопловым аппаратом и рабо­чим колесом. При нулевой степени реактивности турбина называется активной.

Для авиационных турбин на 60 - 70 % располагаемой энергии срабатывается на лопатках соплового аппарата, а 30 - 40 % - на лопатках рабочего колеса.

В курсе теории авиационных двигателей было показано, что форма рабочих лопаток при заданной абсолютной скорости газа зави­сит от окружной скорости . Очевидно, что наиболее полно это положение можно характеризовать для любого изменения и и отношением. Параметр прежде всего характеризует кине­матику потока перед рабочими лопатками. Кроме того, от вели­чины отношения существенно зависят потери, а следовательно, и КПД ступени турбин.

В зависимости от величины располагаемой энергии и допустимого с точки зрения прочности лопаток от действия центробежных сил отношениятурбины могут быть выполнены одноступенчатыми или многоступенчатыми.

Многоступенчатые турбины применяют в тех случаях, когда располагаемая энергия велика и ее нельзя преобразовать в одной ступени с высоким КПД.

Применение многоступенчатой турбины позволяет при до­пустимом значении работать вблизи оптимального отношения и тем самым повысить КПД, уменьшить оптимальную окружную скорость и (при прочих равных условиях) диаметр турбины.

В результате применение большого числа ступеней может оказаться целесо­образным с точки зрения повышения КПД турбины по следу­ющим причинам:

1) получение оптимального отношенияприводит к рез­кому уменьшению потерь с выходной скоростью;

2) вследствие малых скоростей газа в лопаточных аппаратах потери в них уменьшаются;

3) небольшие перепады давления в ступенях позволяют при­менять сужающиеся сопла, которые одинаково удовлетворительно работают на всех режимах, в то время как расширяющиеся сопла хорошо работают только на расчетном режиме;

4) прирост теплосодержания газа вследствие внутренних по­терь в предыдущей ступени может быть частично использован для получения полезной работы в последующих ступенях;

5) КПД многоступенчатой турбины в целом оказывается более высоким, чем КПД отдельной ступени.

К недостаткам многоступенчатой турбины следует отнести:

- конструктивную сложность и в некоторых случаях большую массу

-малые перепады давлений обусловливают малые перепады температур, вследствие чего первые ступени турбины будут рабо­тать в условиях более высоких температур.

Применение многоступенчатой газовой турбины требует (осо­бенно при высокой начальной температуре газа) интенсивного охлаждения лопаток, что связано с дополнительной затратой топлива.

Многоступенчатые турбины в настоящее время получили широкое применение в авиации. В ТРД число ступеней доходит до трех, а в ТРДД и ТВД — до 5 - 7.

3.3.Конструктивные особенности турбин
На рис. 2 показана конструкция и приводится чертёж осевой одноступенчатой газовой турбины со всеми элементами корпуса, ротора и статора.

На рис. 3 и 4 представлены конструктивные схемы двух и четырёхступенчатых турбин, рабочие колёса которых установлены на одном валу.






Рис. 2. Одноступенчатая осевая газовая турбина:

I — диск турбины; 2 — рабочие лопатки; 3 — вал турбины; 4 — сопловая лопатка; 5 — внешний бандаж соплового аппарата; 6 — внутренний бандаж соплового аппарата; 7— кожух турбины; 8 — промежуточное центрирующее кольцо; 9 — корпус газосборника; 10 — барабан крепления внутреннего бандажа соплового аппарата; 11 — кольцо крепления внешнего бандажа сопливого аппарата, 12 — корпус подшипника турбины; 13 — патрубок газосборника; 14 — воздухоотводящая коробка





Рис. 3. Двухступенчатая однороторная осевая газовая турбина:

1 — сопловая лопатка первой ступени; 2 — рабочее колесо первой ступени (лопатки имеют срезы “а”); 3— сопловая лопатка второй ступени; 4 — рабочее колесо второй ступени; 5 — распределитель охлаждающего воздуха; 6 — силовое кольцо крепления диска второй ступени; 7 — охлаждающие наклонные отверстия; 8, 11 и 12— накладные башмаки; 9, 10, 15, 16 I7 и18 — отверстия для прохода охлаждающего воздуха; 13 — Силовые стойки; 14 — обтекатели силовых стоек

Рис.4. Четырехступенчатая осевая газовая турбина ТВД:



Iпромежуточные диски; 2 - уплотнении между ступенями; 3 — внутренний подвод смазки; 4 — тепловая изоляция; 5 — демпфер на передней опоре

турбины; 6 — шлицевой вал; 7 — корпус заднего подшипника турбины


Рис. 5. Двухроторная осевая газовая турбина ТРД:

I, 3 — сопловые аппараты; 2, 4 — рабочие колеса; 5 — подшипники ротора низкого давлении; 6-- подшипник ротора высокого давления

Двухроторные турбины применяются соответственно в двухроторных ТРД, ТВД, двухконтурных ТРД и газотурбинных двигателях для вертолетов, а также во вспомогательных ГТД.


Рис. 6. Центростремительная радиальная газовая турбина:

1 — рабочее колесо; '2 — лопатка соплового аппарата; 3— подшипник турбины;4 — корпус подшипника турбины; 5 - патрубок подвода охлаждающего воздуха из атмосферы

3.4. Элементы роторов газовых турбин


3.4.1.Конструкции рабочих лопаток

Конструктивно в своём классическом исполнении рабочие лопатки турбины (рис.8) состоят из профильной части 1 и замковой части 5. Между профильной и замковой частями лопатки выполняется полка, которая профилирует проточную часть рабочего колеса 2. В некоторых случаях лопатка выполняется с переходной частью3, благодаря которой замок приближается к зоне пониженных температур ближе к центру диска.

Рабочие лопатки бандажированных рабочих колес имеют на концах перьев полки, выполняемые заодно с лопаткой. В собранном виде они образуют бандаж, уменьшающий радиальные перетекания газа в турбине.

Форма профильной части рабочих лопаток определяется геометриче­скими параметрами, показанными на рис. 7. Здесь b — хорда профиля; bл —ширина профиля ло­патки в осевом направлении; сmax —максимальная толщина профиля; и —конст­руктивные углы входа и выхода потока газов; изогнутость профиля; радиусы закруглений входной и выходной кромок, установочный угол профиля

Одним из важных параметров является хорда профиля. Величину хорды оценивают по величине удли­нения лопатки, представляющего собой отношение длины лопатки к хорде профиля в корневом сечении. В применяемых конструкциях двигателей величина удлинения на­ходится в следующих пределах: у ТРД 2,3—4,0, у ТВД 1,5—4,0, при­чем меньшие значения соответствуют первым ступеням турбины. Удлине­ние лопатки турбины конструкторы стремятся выполнить по возможно­сти наибольшим за счет уменьшения хорды профиля, так как при этом уменьшается ширина обода диска и, следовательно, понижается вес ро­тора турбины. Однако уменьшению хорды препятствует возрастание напряжений изгиба в корневом сечении лопатки и уменьшение частоты собст­венных колебаний лопатки, снижа­ющее её вибропрочность.

Рис.7. Геометрия профиля Рис.8 Рабочие лопатки турбины

Максимальная толщина профиля лопатки выби­рается конструктором по возможности, наименьшей в целях снижения веса турбины и достижения высоких гидравлических характеристик про­точной части. Её минимальное значение ограничивается условиями проч­ности и для профиля корневого сечения равно 20—25% от величины хорды.
По соображениям равнопрочности пера толщину профилей умень­шают по направлению от корня к периферии. На среднем диаметре толщина профиля составляет 10—12%, а на периферии —4—6% от хорды. Отношение максимальной толщины профиля в концевом сечении к максимальной толщине профиля в корневом сечении характеризует клиновидность лопатки. Вследствие клиновидности площадь по­перечных сечений лопатки уменьшается от корня к периферии. Свобод­ный конец лопатки заостряют для уменьшения перетекания газов по радиальному зазору между лопаткой и корпусом турбины. Максимальная толщина профиля располагается от входной кромки лопатки на расстоя­нии примерно 15—30% хорды.

Входная и выходная кромки лопатки выбираются в соответствии с конструктивными углами входа и выхода потока га­зов, представляющими собой углы между осью решетки и касательными к средней линии соответственно на входной и выходной кромках. Эти углы определяются газодинамическим расчетом и отличаются от гидравличе­ских углов входа и выхода потока соответственно на величину угла перетекания и угла отставания потока газа.

Наибольшая ордината средней линии профиля называется изогну­тостью профиля. Изогнутость профилей уменьшается в направле­нии от корневого сечения к концевому в соответствии с изменением углов входа и выхода потока газа.

У входных и выходных кромок профилей делают закругления, уменьшающие концентрацию напряжений. Радиусы закруглений: входных кромок 0,02—0,06, выходных — 0,01 — 0,02 хорды профиля. С уменьшением толщины выходной кромки уменьшаются гидравлические потери в решетке профилей, однако при этом увеличиваются температур­ные напряжения в лопатках при работе двигателя на неустановившихся режимах вследствие неравномерного прогрева пера лопатки.

Рабочие лопатки располагаются на ободе диска с определенным шагом, при котором обеспечиваются наилучшие гидравлические характе­ристики турбины. Шаг лопаток и диаметр обода диска определяют число лопаток, которое необходимо разместить на диске. Подсчет ведется по формуле .

В ряде случаев число лопаток, определенное по оптимальному




Рис.9. Форма профиля лопатки

зна­чению шага, изменяют с целью устранения опасных резонансных колеба­ний лопаток из диапазона рабочих чисел оборотов ротора и обеспечения, таким образом, необходимой вибрационной прочности лопаток. Число лопаток может ограничиваться также условием их размещения на диске и возрастанием напряжений в диске в месте крепления лопаток. Приме­нение турбинных решеток с шагом, несколько большим оптимального, позволяет ценой некоторого ухудшения КПД турбины уменьшить число лопаток и вес ротора турбины, удешевить производство, уменьшить по­требность в дорогостоящих материалах, снизить напряжения в лопатках путем утолщения корневых сечений без искажения формы каналов между лопатками и снизить затраты энергии на охлаждение лопаток.

Поскольку шаг профилей поперечных сечений лопаток увеличивается в направлении от корня лопатки к ее периферии, хорду профилей в этом направлении также увеличивают или оставляют постоянной с целью при­ближения соотношения между хордой и шагом профилей к оптималь­ному значению по возможности на большей длине лопатки.

Отношение хорды профиля в концевом сечении к хорде профиля в корневом сечении характеризует так называемую трапециевидность лопатки. Препятствием, ограничивающим увеличение хорды профилей в направле­нии к периферии лопатки, является облегчение возбудимости сложных форм колебаний пера лопатки, заставляющее применять в таких случаях про­фили с уменьшающейся хордой или же выполнять срезы на периферии профильной части лопатки (рис. 3). Величина трапециевидности лопаток в применяемых конструкциях турбин находится в пределах 0,8-1,35.

Профили лопаток при конструировании стремятся выполнить возможно более простыми в технологическом отношении. Поэтому они очерчиваются дугами окружности и прямолинейными участками, как показано на рис. 9. Чаше всего спинка профиля лопатки описывается двумя дугами окружностей, а корытце — одной дугой окружности. Корытца этой лопатки существенно упрощаются, так как они имеют цилиндрическую поверхность, а спинка обрабатывается по копиру.

Профили реактивных лопаток, поставленные в решетку с выбран­ным шагом, образуют каналы для прохода и расширения газа. Форма каналов изменяется в радиальном направлении в соответствии с выб­ранным законом течения газа по длине лопаток и изменением формы н угла установки профилей. Ввиду приспособления профилей к закону течения лопатка получается закрученной по высоте, так что степень сужения каналов увеличивается по направлению к периферии. Поворот сечений пера лопатки может производиться относительно одной из осей, совпадающей с выходной (рис.10,а)

Рис.10.. Способы поворота поперечных сечений лопатки по ее

высоте
или входной (рис.10,в) кром­ками, или относительно произвольной оси (рис.10,6).

Для изготовления рабочих лопаток применяют хромоникелевые сплавы с добавками легирующих компонентов. Заготовки лопаток получают обычно штамповкой, обязательно сохраняя при этом продольное расположение волокон материала, или же прецизионным литьём. При обычной штамповке заготовок оставляют припуски на механическую обработку. Прецизионное литье позволяет получить профиль требуемой формы и окончательный размер с точностью до ±0,1 мм.

Механическая обработка пера в этом случае сводится только к полировке.

Для сохранения высокого КПД турбины лопатки подвергаются в производстве тщательному контролю, при котором проверяется точность относительного расположе­ния сечений профилей по длине лопатки и пера отно­сительно замка, а также точ­ность самих профилей сече­ний и степень чистоты обра­ботки лопаток.

Для облегчения процес­са балансировки ротора ло­патки подразделяют по ве­су и при комплектовке под­бирают таким образом, что­бы отклонение в весе у отдельных лопаток комплекта не превышало 5—-10 г. При­чем в противоположные пазы обода устанавливают ло­патки с разностью в весе не более 1—2 г.

Лопатки подвергают вы­борочному контролю по ча­стоте собственных колеба­ний. В случае, если величина частоты окажется ниже уста­новленного значения, с кон­цевой части пера лопатки снимают часть материала или повышают жесткость за­делки лопатки в замке. В не­которых конструкциях тур­бин необходимая частота собственных колебаний ло­патки достигается путем вы­полнения значительных сре­зов а (см. рис. 3) выходной кромки пера.
3.4.2.Лопатки с воздушным охлаждением
Стремление к повышению температуры газов перед турбиной [2], [1] вызвано тем, что тяга в ТРД и мощность в ТВД при этом повышаются. При этом снижается удельная масса двигателей и их диаметральные размеры. Это ставит задачу создания лопаток с воздушным охлаждением, так как существующие жаропрочные материалы ограничи­вают максимальную температуру газа перед турбиной 870—980° С.

Предлагаются интересные конструкции лопаток с воздушным ох­лаждением.

На рис. 11,а показана лопатка турбины с воздушным охлаждением одного из первых ТРД. Лопатка изготовлялась из хромомарганцевой стали. Внутрь лопатки до сварки задней кромки атомно-водородной сваркой вставлялся профилированный дефлектор 3, отштампованный из тонкого стального листа. Дефлектор не только направлял воздух вдоль горячих стенок лопатки, но, уменьшая проходное сечение, увеличивал скорость движения воздуха, что делало теплопередачу более интенсив­ной и улучшало охлаждение. На конце лопатки 1 вваривается донышко 2 из листовой стали с отверстием для выхода охлаждающего воздуха.

Основание лопатки вместе с дефлектором обжималось для полу­чения цилиндрического профиля ножки, после чего проводилась сварка лопатки. Отверстие 4 для шпильки калибровалось. Полученная таким образом ножка лопатки шлифовалась и подвергалась упрочнению обдувкой дробью.



Рис.11. Охлаждаемые рабочие лопатки турбины:

а -лопатка из листового жаропрочного материала; б- штампованная лопатка с пятью каналами, в - литая лопатка с 18 каналами для охлаждающего воз-

духа и полкой,: г—литая с 20 каналами и полкой;

1- лопатка; 2- донышко; 3—дефлектор; 4—-отверстие для шпильки; 5—шпильки для крепления лопатки; 6 - клинья
Охлаждающий воздух из полостей между диском турбины и крышками, прикрепленными к нему, поступает внутрь лопатки через отверстия, об­разованные в ножке лопатки. Расход воздуха через лопатку определяет­ся площадью выходного отверстия в донышке на конце лопатки. Деф­лектор несколько увеличивает жесткость и частоту собственных колеба­ний лопатки.

На рис. 11,б показана штампованная лопатка с пятью каналами для охлаждения ее воздухом. Для этого в заготовке электроискровой

обработкой получают отверстия, куда вставляются пробки-заполнители из стали; после штамповки заполнители вытравливаются. На рис. 11, в показана литая лопатка с 18 каналами диаметром около 1,25 мм каждое.

Отверстия получаются в литье, для чего в модель укрепляют 18 кварцевых трубочек, которые после изготовления отливки вытравли­ваются кислотой.

На рис. 11, г показана литая лопатка с полкой, с 20 круглыми ка­налами диаметром 1,5 мм каждый.
3.4.3. Крепление рабочих лопаток
Крепление рабочих лопаток на дисках турбин осуществляется с по­мощью замковых соединений, относящихся к числу наиболее напряжен­ных элементов конструкций газотурбинных двигателей. Реже рабочие лопатки крепят сваркой или пайкой, или выполняют за одно целое с диском.

Замковое соединение передает на диск все нагрузки, действующие на рабочую лопатку, а также нагружает диск центробежной силой соб­ственной массы. Различие в температуре и коэффициентах линейного расширения материалов сочленяемых лопаток и дисков, а также нерав­номерность температуры по радиусу диска обусловливают появление значительных термических сил в замковом соединении. Наибольшую на­грузку для замкового соединения дает центробежная сила рабочей ло­патки, достигающая в некоторых конструкциях (10—15)103 дан. Боль­шая величина температуры замка (900—1000° К) снижает его механиче­скую прочность.

Основным показателем совершенства конструкции замков лопаток является способность передавать на диск большие центробежные силы рабочих лопаток при малом весе замка. Последнее очень важно, так как увеличение веса замка приводит к увеличению нагрузки на ободе и веса диска. Для улучшения этого показателя стремятся конструкцию замка выполнить равнопрочной, снижают концентрацию напряжений в местах резкого изменения формы замка. Крепление должно обеспечивать точ­ность установки лопаток под необходимыми установочными углами и неизменяемость их положения в рабочих условиях. Кроме того, конст­рукция замка должна быть по возможности технологичной, т. е. простой в изготовлении, не требовать большого числа технологических операций и позволять легкую замену лопаток в условиях производства и ремонта.

Для размещения замковых соединений служит обод, ширина кото­рого на внешнем диаметре принимается равной ширине лопаток. В за­висимости от типа замкового соединения на ободе выполняются попереч­ные или кольцевые пазы под хвостовики лопаток. Поперечные пазы располагают параллельно оси диска или под некоторым углом к ней так, чтобы корневое поперечное сечение лопатки вписывалось в контур паза замка на диске. «Свисание» кромки пера по отношению к контуру паза является неблагоприятным, так как вызывает внецентренное растяжение замка, приводящее к появлению дополнительных изгибающих напря­жений.

Наибольшее распространение получило в настоящее время крепле­ние лопаток в поперечных пазах обода с помощью замка типа “ёлочка”, (рис.12). В этом замке клиновидный хвостовик рабочей ло­патки и ответный паз в диске имеют на боковых гранях симметрично рас­положенные зубья, воспринимающие усилия. Конструктивные параметры такого замка выбираются с таким расчётом, чтобы максимально удовлетворить требованию равнопрочности поперечных сечений хвостовика лопатки и гребня обода.

Рис.12. Крепление лопатки в замке типа «елочка»

Как показывают исследования, зубья замка нагружаются неравно­мерно. Наиболее нагруженными являются первый и последний зубья. Для выравнивания нагрузки между зубьями замка необходимую вели­чину зазоров и размеры зубьев выдерживают в процессе изготовления с большой точностью. В рабочих условиях выравниванию нагрузки между зубьями способствуют пластические деформации в зам­ке, наблюдающиеся во время работы при высокой температуре.

Посадка лопаток в замке может быть свободной (с зазором) или жесткой (с натягом). Посадка с зазором в некоторой степени эквива­лентна шарнирному креплению, так как лопатка имеет возможность на малых оборотах самоустанавливаться под действием моментов от цент­робежных и газовых сил. Вследствие этого уменьшаются напряжения в корневом сечении и повышается вибропрочность лопатки. Кроме того, обод получает некоторую свободу температурных расширений в окруж­ном направлении, что особенно важно в период запуска. Облегчается монтаж и замена лопаток. Благодаря зазорам в замке лопатка может качаться в направлении, перпендикулярном оси замка. Так, при зазоре 0,010—0,05 мм и длине лопатки 100 мм ее конец перемещается на невращающемся диске на 0,6—1,5 мм. В процессе работы двигателя по ме­ре увеличения числа оборотов возрастает центробежная сила лопатки, прижимающая зубья хвостовика к зубьям гребня обода. При числе оборотов (0,5—0,7) лопатка защемляется.

Вследствие наличия технологических допусков на точность изготов­ления условия защемления различных лопаток в комплекте оказывают­ся неодинаковыми. Эксперименты показали, что если защемление лопат­ки происходит в верхней части замка, вибрационные напряжения увели­чиваются, так как ухудшаются условия демпфирования в замке. Если же защемление наступает в нижней части, вибрационные напряжения в лопатке уменьшаются. На условия защемления лопаток в замках оказы­вают совместное влияние и такие факторы, как геометрическая форма замка, его температура, величина действующей центробежной силы и др., точный учет влияния которых весьма затруднителен.

Способы фиксации лопаток от перемещений вдоль пазов показаны на рис. 13.



Рис.13. Способы фиксации лопаток в замке

При вращении колеса турбины перемещению лопатки вдоль паза препятствует сила трения, возникающая под действием центробеж­ной силы и во много раз превосходящая сдвигающую газовую силу. Это обстоятельство позволяет применять от­носительно простые способы фиксации: отгибные пластины или фикси­рованный упор в детали, прикрепленные к диску. Фиксирующий выступ 1 (рис. 13) на хвостовике лопатки применяется редко, так как он усложняет технологию обработки хвостовика. К недостаткам «елочного» замка, кроме рассмотренных выше, от­носятся:

-сложность технологии производства вследствие сложной конфи­гурации и высокой потребной точности изготовления замка;

-плохой теплоотвод от лопаток в диск ввиду малой поверхности контакта по опорным площадкам зубьев.

В случае умеренных нагрузок применяются более простые в кон­структивном отношении замки: цилиндрический (рис. 14,а), Т-образный (рис.14,в) и замки других форм, выполняемые в поперечных пазах обода. Шахматное расположение цилиндрических замков (рис. 14,б) позволяет увеличить число лопаток, размещаемых на диске.



Рис.14. Замки крепления лопаток

Весьма простая и технологичная конструкция замков получается в случае крепления лопаток в кольцевых пазах обода (рис. 15). В первом примере (рис. 15,а) каждая лопатка крепится двумя запрессованными гладкими штифтами, работающими на срез. Благодаря гре­бенчатой форме хвостовика достигается большее число плоскостей среза штифтов, поэтому напряжения в них невелики. Однако отверстия под штифты


Рис.15. Крепление пазов в кольцевых пазах


ослабляют гребни обода и хвостовиков лопаток. Во втором при­мере (рис. 14,6) кольцевым пазам обода и ответным пазам хвосто­виков лопаток придана форма елочки. Для удобства монтажа лопаток диск выполнен разъёмным.


3.4.4.Соединение дисков между собой и с валом

Способы соединения дисков между собой и с валом многообразны и в достаточной



Рис. 16. Нагрузки, действующие на узел соединения диска турбины с валом:



сила инерции; крутящий момент турбины; вес ротора; неуравновешенная центробежная сипа; осевое усилие турбины; МГ — гироскопический момент; 1 - фланец вала; 2 - диск турбины; 3 – болт; 4 - бурт
степени еще не установились. На способ соединения дисков между собой и с валом оказывает влияние ряд конструктивных и техно­логических факторов: число ступеней турбины, величина внешних нагру­зок, способ охлаждения деталей турбины, условия сборки и разборки узла турбины, преемственность в использовании освоенной в производ­стве технологии изготовления элементов крепления и т. п.

На узел соединения дисков турбины с валом (рис. 16) действуют следующие нагрузки:

- крутящий момент от турбины;

- изгибающие усилия от веса дисков с лопатками;



- изгибающие инерционные силы массы ротора, возникающие при эволюциях самолета;

- гироскопический момент, изгибающий вал турбины;

- растягивающее осевое усилие, возникающее на лопаточном венце турбины и на боковых поверхностях дисков;

-неуравновешенные центробежные силы.

Соединение дисков между собой и с валом должно обеспечить пере­дачу на вал всех нагрузок, возникающих на роторе турбины при работе двигателя, без раскрытия стыков и задевания статора деформирован­ным ротором. Совершенно недопустимо нарушение взаимной центровки и фиксации вращающихся деталей, следствием чего может быть наруше­ние балансировки ротора. Поэтому в соединениях дисков с валом и между собой предусматривается наличие конструктивных элементов, со­храняющих центровку деталей в горячем и холодном состояниях. В целях уменьшения нагрева подшипника вала турбины уменьшают площадь соприкосновения в соединении диска с валом.

В процессе производства дисков и вала большое внимание уделяется обеспечению перпендикулярности геометрической оси вала к плоскостям стыка дисков и вала. Это необходимо для того, чтобы в соединениях не возникали дополнительные - изгибающие моменты.

Соединения диска с валом можно подразделить на неразъемные и разъемные.

Диски турбин ГТД крепятся к валу с помощью разъёмных соединений.

В разъемных соединениях наиболее широкое распространение полу­чило фланцевое крепление, т. е. крепление с помощью фланцев или буртов, имеющихся на валу и диске. В этом типе соединения пере­дача крутящего момента и осевого усилия от диска к валу осуществляется по-разному. Крутящий момент может передаваться (рис.17, а) моментом сил трения, возникающих на стыке вследствие предварительной затяжки винтов. Винты работают только на растяжение под действием силы предварительной затяжки и осевого усилия, возникающего на диске. Для получения необходимого момента сил трения необходима значительная предварительная затяжка болтов или большой радиус фланца. Поэтому для снижения силы предварительной затяжки фланец сильно развит, что приводит к увеличению перехода тепла от диска к валу и дальше к подшипнику. Эти недостатки значительно уменьшены в конструкции, показанной на рис. 17, б, благодаря применению точно подогнанных вту­лок 13, передающих крутящий момент.

Недостатком рассмотренных конструкций является ослабление дисков отверстиями. Этого недостатка лишено фланцевое соединение (рис. 16), у которого диск 2 турбины и фланец 1 вала имеют эвольвентные шлицы, передающие крутящий момент. Болты 3 соединения рабо­тают только на растяжение. Центровка деталей в горячем состоянии сохраняется благодаря тому, что центрирующий бурт 4 на диске (более нагретой детали) входит в расточку фланца вала (менее нагретой де­тали). На фланце диска имеются канавки, уменьшающие приток тепла к валу.



Рис. 17. Фланцевые крепления диска турбины к валу:

а — с помощью винтов; 6 — с помощью шпилек и втулок; 1 — винты (6 штук); 2 — сферическая шайба; 3 — контровочная пластина; 4— крышка винтов; 5—цен­тровочный бурт фланца вала; 6-бурт для центровки контровочной пластины и крышки: 7— винты крепления; 8 и 16— валы; 9 и 17—диск турбины; 10—дрос­селирующий лабиринт; 11 — шпильки (б штук); 12 — центровочный бурт; 13 — втулки; 14 — гайки; 15 — контровка; 18 — дефлектор
Более простыми в технологическом отношении являются фланце­вые штифтовые соединения. В этих конструкциях диски уста­навливаются на фланцы валов с натягом и одновременно крепятся осе­выми (рис. 18, а) или радиальными штифтами (рис. 18,6). В первом случае крутящий момент передается шестью гладкими осевыми штиф­тами, а осевое усилие — шестью резьбовыми осевыми штифтами. Следует отметить, что осевое расположение штифтов не обеспечивает сохранения центровки в горячем состоянии, когда ослабевает натяг между фланцами диска и вала. При втором способе крепления, т. е. при радиальном рас­положении штифтов, сохраняется центровка деталей в горячем состоянии, а передача крутящего момента и осевого усилия осуществляется одними и теми же штифтами, работающими на срез.

В конструкциях роторов современных газовых турбин применяется также способ крепления дисков к валу с помощью шлицевых муфт (рис.19,а, б). В таких конструкциях взаимная центровка вала, диска и муфты может производиться с помощью цилиндрических буртов, втулок или' же центрирующих конусов, натяг по которым создается затяжкой соединения гайкой. Имеются также конструкции, в которых диски тур­бины устанавливаются на вал с помощью так называемых термостойких трапециевидных шлиц с центровкой дисков по боковым граням шлиц, по­добно аналогичным соединениям в осевых компрессорах. На рис. 20 показано несколько разборных соединений дисков много­ступенчатых турбин. Соединение может осуществляться (см. рис. 20,а) с помощью центрального




Рис. 18.Фланцевое крепление диска к валу с помощью штифтов:

крепление осевыми штифтами (6 гладких и 6 резьбовых);

б – крепление радиальными штифтами



Рис.19. Крепление диска к валу с помощью шлицевых муфт:



центровка по конусам, б – центровка по цилиндрическим буртам;

1 – диск, 2 – муфта, 3 – конусы, 4 – гайка, 5 – цилиндрическое кольцо,

6 - вал

стяжного болта и торцовых треугольных шлиц, допускающих свободное радиальное расширение дисков при сохранении их взаимной центровки. Для осуществления разборного соединения дисков могут также быть использованы (рис. 20, б) удлиненные шпильки и точно подогнанные втулки, передающие крутящий момент. Разборные крепления упрощают монтаж узлов турбины, однако ба­лансировка ротора при переборках турбины не сохраняется неизменной.



Сила предварительной затяжки центрального стяжного болта или удлиненных шпилек должна обеспечивать нераскрытие стыков при самых неблагоприятных режимах работы ротора. Такими режимами являются выход самолета из пикирования с большой перегрузкой и быстрое охлаж­дение ротора турбины, например, в полете при


Рис. 20. Крепление дисков многоступенчатых турбин:

а — крепление с помощью центрального стяжного болта и торцовых треугольных шлиц; б — креп­ление с помощью шпилек и точно подогнанных втулок; 1 — стяжной болт; 2 — фланец шлицевой муфты; 3 — центрирующее кольцо; 4 и II — вал турбины; 5 — шпильки крепления дисков к валу;

6 - втулки; 7 — шайбы для регулировки осевых зазоров между ротором и сопловыми аппаратами; 8 — трубка для подвода воздуха; 9 — дефлектор; 10 — диски турбин

выключившемся из ра­боты двигателе, когда через двигатель проходят большие массы холод­ного воздуха. В этих условиях диски охлаждаются быстрее, чем цен­тральный стяжной болт или удлиненные соединительные шпильки.

Разность температур дисков и болта, достигающая 200—350° С на установившихся режимах, обусловливает появление значительной силы, действующей на стяжной болт. Для уменьшения ее величины понижают жесткость соединения введением в него упругих элементов. На рис.20, таким элементом является фланец 2 шлицевой муфты.

Устранение дисбаланса при динамической балансировке собранного ротора производится путем перестановки лопаток, снятия с обода части материала шлифовальным кругом и чаще всего - при помощи баланси­ровочных грузиков (последнее облегчает процесс балансировки, умень­шает количество переставляемых лопаток на диске и сокращает время на динамическую балансировку). Максимально допустимый дисбаланс со­ставляет 10—50 гсм.


4. Корпус и сопловой аппарат газовых турбин

4.1. Корпус турбины

Корпус газовой турбины состоит из корпусов сопловых аппаратов и корпусов подшипников ротора. Корпус подшипника, расположенного впереди дисков турбины, называют корпусом переднего подшипника (или корпусом передней опоры ротора турбины), корпус подшипника, расположенного позади дисков, называют корпусом заднего подшипни­ка (или корпусом задней опоры).

Расположение опор ротора турбины зависит от числа дисков. При числе дисков до трех опоры ротора турбины располагают чаще всего впереди и реже — позади дисков. Расположение опоры по­зади дисков позволяет увеличить изгибную жесткость ротора, однако элементы корпуса соприкасаются с горячими газами, выходящими из турбины. В связи с этим возникают трудности защиты корпуса и под­шипника от действия горячих газов.

К корпусам турбин предъявляют требования высокой изгибной же­сткости, обеспечивающей отсутствие касаний ротора о статор при про­гибах. Для повышения жесткости корпуса без существенного возраста­ния его веса применяют ребра жесткости. Корпус передней опоры рото­ра турбины частично разгружают посредством элементов силовой связи с наружным корпусом камеры сгорания.

Корпусы и подшипники тщательно защищают от нагрева при помо­щи охлаждаемых воздухом экранов, теплоизоляционных кожухов из стальной фольги толщиной 0,1 мм с внутренней набивкой каолиновым волокном и т. п.

Корпусы сопловых аппаратов охлаждают воздухом с внутренней или внешней стороны. Воздух для охлаждения корпусов с внутренней стороны выводится из камеры сгорания и подмешивается к струям газа, прилегающим к внутренней поверхности корпусов.

При наружном охлаждении воздух подводится от промежуточной ступени осевого компрессора или из атмосферы под экран, в который заключается корпус.

Такие способы охлаждения корпуса требуют большого количества воздуха для того, чтобы существенно понизить температуру корпуса. При температуре газа перед турбиной 1000—1200°К температура кор­пусов равна примерно 950°К. Значительное снижение температуры кор­пуса (до 600°К) при умеренных расходах воздуха достигается продувкой воздуха через полости, образованные корпусом и полками сопловых ло­паток.

Соединяемые корпусы взаимно центрируются при помощи буртов, их коробление при нагреве устраняют подбором материалов с необходимы­ми значениями коэффициентов линейного расширения и организацией охлаждения. В случае большой разницы в значениях коэффициентов ли­нейного расширения материалов соединяемых корпусов, приводящей к недопустимым относительным деформациям, между соединяемыми корпусами устанавливается деталь 8 с промежуточным значением коэффи­циента линейного расширения (рис. 21). Кроме того, отверстия под болты крепление выполняются эллиптическими с радиально располо­женной большой осью эллипса.



Рис.21. Корпус турбины:



1 — корпус подшипника ритора турбины; 2 — диафрагма крепления соплового аппарата; 3 — диафрагма крепления подшипника; 4 — винты силовой связи между бандажами соплового аппарата; 5, 7 — наружные корпусы сопловых аппаратов; 6 - наружный корпус ка­меры сгораний; 8— теплоотражательный экран: 9 - распорная втулка

В качестве конструкционных материалов для корпусов турбин при­меняются жаропрочные стали.

Корпусы выполняют литьем, сваркой, штамповкой с последующей механической обработкой.

При механической обработке корпусов добиваются точного взаимно­го расположения стыкуемых поверхностей. Допустимая несоосность ци­линдрических расточек под подшипники вала равна 0,01—0,02 мм.


4.2. Корпус и лопатки соплового аппарата
При соединении корпуса турбины с корпусом подшипника сопловые лопатки никогда не включают в силовую связь. Объясняется это том, что сопловые лопатки турбины располагаются между внутренним и на­ружным кольцом соплового аппарата, при этом необходимо обеспечить возможность свободного теплового расширения сопловых лопаток. Если бы лопатки и оба кольца соплового аппарата имели одинаковую темпе­ратуру и одинаковый коэффициент линейного расширения, то радиаль­ное удлинение лопаток и увеличение длин окружностей колец были между собой согласованы. Однако при работе турбины лопатки нагре­ваются до более высокой температуры, чем кольца, которые отводят тепло в корпус двигателя, охлаждаемый воздухом. Кроме того, из-за неравномерности температурного поля отдельные лопатки удлиняются на различную величину. Поэтому тепловые расширения лопаток и колеи оказываются несогласованными. Для того чтобы при этом в сопловом аппарате не возникло добавочных напряжений и не произошло его ко­робление, лопатки или крепятся жестко к одному из колец, а в другом кольце они устанавливаются с необходимым зазором, или устанавли­ваются между кольцами и не крепятся к ним. В этом случае возникаю­щие тангенциальные силы воспринимаются специальными упорами в виде привернутых или приваренных деталей. Силовую же связь кор­пусов подшипника и соплового аппарата осуществляют шпильками или винтами.


Рис. 22. Силовая связь корпуса подшипника турбины наружным кольцом соплового аппарата с помощью шпилек


Рис. 23. Силовое соединение корпуса подшипника,

соединение корпуса подшипника с наружным кольцом

соплового аппарата I ступени1 – стяжной винт,2-распорная трубка; 3-верхние башмаки; 2 -; 4—лопатка соплового аппарата; 5—нижние башмаки; 6—на­ружное кольцо; 7—диск крепления корпуса подшипника
На рис. 22 показан корпус подшипника турбины, который имеет силовую связь с наружным кольцом соплового аппарата с помощью длинных силовых шпилек 2, проходящих внутри сопловых лопаток. Ло­патки 5 соплового аппарата, выполненные из листовой жаропрочной стали, закрепляются в наружном кольце 1 и имеют свободное темпера­турное расширение.

На рис, 23 показано силовое соединение корпуса 7 подшипника с наружным кольцом 6 соплового аппарата стяжным винтом 1, который проходит через полую литую сопловую лопатку 4. Сопловая лопатка помещается между башмаками, из которых верхний 3 крепится винтами к наружному кольцу 6, а нижний 5 — к корпусу 7. Концентричность расположения корпуса 7 и наружного кольца 6 достигается с помощью установки распорных трубок 2.

К креплению сопловых лопаток предъявляются следующие основные требования:

1) обеспечение жесткости, гарантирующей при работе двигателя неизменяемость конструктивного угла выхода потока газов, от величины которого зависят КПД, мощность турбины и расход газа через сопловой аппарат;

2) крепление должно обеспечивать свободное, нестесненное тепловое расширение лопаток относительно сопряженных деталей во избежание появления больших температурных напряжений и коробления кон­струкции, возникающих вследствие неодинаковой температуры лопаток к бандажей и разницы в коэффициентах линейного расширения материа­лов, из которых они изготовлены;

3) замена дефектных лопаток в производстве и эксплуатации должна быть несложной и удобной.

В силу указанных требований сопловые лопатки, как правило, не включаются в силовую систему корпусов турбины в качестве силовых элементов, скрепляющих корпусы.

Сопловые лопатки располагаются и закрепляются между внутренним и внешним бандажами, которые в свою очередь крепятся к корпусам сопловых аппаратов. В сопловых аппаратах некоторых двигателей бандажи как элементы конструкции отсутствуют, а их роль выполняют корпусы сопловых аппаратов.

Различают следующие основные схемы крепления сопловых лопа­ток: двухопорные и консольные.

Двухопорные крепления лопаток применяются в сопловых аппара­тах первой ступени газовых турбин. Консольное крепление лопаток чаще всего встречается в сопловых аппаратах промежуточных ступеней.

В двухопорных креплениях лопатки могут иметь:

-жесткую заделку в обоих бандажах; в этом случае один из бан­дажей через каждые 4 - 6 лопаток имеет разрезы, которые уменьшают противодействие бандажа радиальным температурным расширениям лопаток;

- жесткую заделку в одном из бандажей и подвижную опору в другом;

-подвижные опоры в обоих бандажах.

Соединения сопловых лопаток с бандажами можно подразделить на неразъемные и разъемные. Сопловые аппараты с неразъем­ным креплением могут изготавливаться: литыми, сварными и с прикле­панными лопатками.

Для изготовления литых сопловых аппаратов применяют метод прецизионного литья. Лопатки и ободы отливают обычно заодно целое, секциями по 2—4 лопатки в каждой или же в виде общей отливки. В последнем случае для уменьшения температурных напряжений внут­ренний бандаж разрезается в промежутках между лопатками в несколь­ких местах. Достоинством подобной конструкции является большая жесткость. К недостаткам ее относятся: трудности шлифовки лопаток и получения высокого качества обработки поверхностей; наличие темпера­турных и остаточных напряжений в элементах конструкции; трудность ремонта. В силу указанных недостатков литые сопловые аппараты не получили широкого распространения.

В сварных сопловых аппаратах лопатки приварены к обоим банда­жам (рис. 24, а), один из которых (верхний) имеет температурные разрезы, или к одному из бандажей, образуя с другим подвижные соедине­ния. Так, например, на рис. 24, б показана конструкция соплового аппа­рата, лопатки которого приварены к внутреннему бандажу. В профили­рованные прорези внешнего бандажа лопатки входят с зазором. Жест­кость бандажей повышена применением поперечных сечений коробчатой формы.

Конструкция сопловых аппаратов с приваренными лопатками проста, однако в изготовлении она очень трудоемка вследствие приварки боль­шого числа лопаток. Наряду с этим при таком креплении лопаток затрудняется точная установка их перед выполнением приварки, и, кроме того, в процессе сварки возможны коробления лопаток и нарушение формы проточной части. Поэтому приварку лопаток приходится выпол­нять в специальных приспособлениях. Замена дефектных лопаток прак­тически полностью исключается.

Более простым в технологическом отношении является крепление лопаток к бандажу способом клепки. На рис. 24, в показан сопловой аппарат с лопатками, приклепанными к внутреннему бандажу с по­мощью двух выступов. Выступы с противоположных концов лопаток входят свободно в пазы наружного бандажа, который скрепляет лопатки в тангенциальном направлении. Между концами лопаток и наружным бан­дажом устанавливается радиальный зазор, контролируемый при сборке.

Основным достоинством неразъемных соединений является сравни­тельно малое число технологических операций по механической обработке деталей креплений. К, числу недостатков следует отнести трудность за­мены дефектной лопатки при ремонтах.

В разъемных соединениях (с вставными лопатками) крепление лопа­ток может производиться следующими тремя способами: 1) в пазах внешнего и внутреннего бандажей; 2) с помощью башмаков, закрепляе­мых винтами, и 3) в профилированных прорезях бандажей.

При креплении лопаток в пазах (рис. 25, а) каждая лопатка имеет на концах полочки, которыми она входит в косые пазы, имеющиеся на бан­дажах. Пазы располагаются под разными углами к оси двигателя. Вы­ступы на внутренних полочках, опираясь на борт корпуса соплового аппа­рата, фиксируют лопатки, препятствуя их радиальным перемещениям. При сборке лопатки закрепляют на внутреннем бандаже, после чего надевают наружный бандаж, одновременно перемещая его в осевом и окружном направлениях. Между внешней полочкой и наружным банда­жом устанавливается радиальный зазор, обеспечивающий свободу расширения лопатки при ее нагревании.

На рис. 25, б показано крепление сопловых лопаток с помощью башмаков, каждый из которых имеет профилированные срезы, соответ­ствующие, с одной стороны профилю спинки, а с другой — профилю ко­рытца. Таким образом, два соседних башмака образуют профилирован­ный вырез, соответствующий форме профиля лопатки, в который устанав­ливается лопатка одним своим концом. Другой конец лопатки входит в аналогичный вырез, образованный двумя башмаками с противополож­ного конца лопатки. Каждый башмак крепится двумя винтами, из кото­рых один — призонный.

Крепление лопаток в профилированных прорезях бандажей показано на рис. 25, в. Лопатки удерживаются от радиальных перемещений фикси­рующим кольцом 12. Бандажи в местах вырезов усилены манжетами и профилями. Внутренний кожух 18 профилирует внутренний контур газо­вого тракта и прикрывает крепление сопловых лопаток от воздействия высоких температур. Наружный кожух 19 закрывает наружный бандаж, предотвращая перетекание вторичного воздуха.

В

  1   2


База данных защищена авторским правом ©uverenniy.ru 2016
обратиться к администрации

    Главная страница