一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构的制作方法

本发明涉及动力涡轮领域，特别地，涉及一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构。
背景技术：
：航空式涡桨、涡轴发动机主要依靠动力涡轮进行功率输出，发动机空气系统主要承担动力涡轮盘腔冷却、级间封严和轴向力平衡调节，动力涡轮转子轴向力主要由涡轮叶片气动力和涡轮盘腔轴向力的矢量和产生，当动力涡轮功率量级较大时，整个动力涡轮转子轴向力也大，轴承将难以承受转子轴向力的负荷，严重危害轴承的正常工作。技术实现要素：本发明提供了一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构，以解决现有大功率量级的动力涡轮转子因轴向力大严重危害轴承正常工作的技术问题。本发明采用的技术方案如下：一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构，所述动力涡轮的相邻轮盘之间、末级轮盘的后侧依次设置有与空气流路相连通、用于使动力涡轮盘向后的轴向力变为向前抵消一部分转子叶片气动力、从而减小整个动力涡轮转子轴向力的增压调节腔。进一步地，相邻轮盘之间设置有两个具有一定半径差的封严、以及分别与两个封严密封配合的两衬套，所述两衬套均通过挡气板与静叶固定连接，位于相邻轮盘之间的调节腔由轮盘内壁、两封严、两衬套、挡气板、相邻轮盘之间的连接杆和静叶合围而成，所述连接杆上设置有用于连通空气流路与相邻轮盘之间的调节腔的进气孔。进一步地，设置在所述连接杆上的进气孔的流通面积≥500mm2。进一步地，相邻轮盘之间的连接杆距离涡轮盘心30～35mm，所述连接杆的半径为轮盘半径的20％～30％。进一步地，位于相邻轮盘之间的两个具有一定半径差的封严中，一个设置在轮盘上，另一个设置在相邻轮盘之间的连接杆上，两封严的半径差为50mm～70mm，且两封严的半径差占各轮盘平均半径的35％～50％。进一步地，所述末级轮盘的后侧设置有两个具有一定半径差的封严、以及与所述封严密封配合的两衬套，所述两衬套均通过挡气板与机匣固定连接，位于末级轮盘后侧的调节腔由所述末级轮盘外壁、两封严、两衬套、挡气板合围而成，位于末级轮盘后侧的调节腔通过前一级轮盘上设置的进气孔连通空气流路。进一步地，位于前一级轮盘上的进气孔的流通面积≥800mm2。进一步地，所述末级轮盘后侧的两个具有一定半径差的封严分别位于末级轮盘半径为210mm～219mm和190mm～195mm的位置，且分别达到末级轮盘半径的90％～92％和80％～82％，所述封严与衬套的间隙为0.4mm～0.6mm。进一步地，设置在相邻轮盘之间的连接杆上的封严采用篦齿封严或刷式封严。进一步地，所述篦齿封严均采用倾斜台阶蓖齿，齿数为4～6道，所述蓖齿封严与衬套的间隙为0.4mm～0.6mm。本发明具有如下有益效果：本发明提供了一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构，该动力涡轮转子轴向力调节结构在所述动力涡轮的相邻轮盘之间、末级轮盘的后侧依次设置有与空气流路相连通、用于使动力涡轮盘向后的轴向力变为向前抵消一部分转子叶片气动力、从而减小整个动力涡轮转子轴向力的调节腔，本发明在涡轮盘之间通过封严形成多个调节腔增加压力，并且采用分段式调节方式，将整个发动机动力涡轮转子轴向力调节裕度分摊到各级涡轮盘之间和末级轮盘后侧的调节腔，各调节腔依次设置，使调节方案具有较高的可靠性，确保动力涡轮转子轴向力降低到轴承可承受的范围内，解决了大功率量级的动力涡轮转子轴向力过大的问题。除了上面所描述的目的、特征和优点之外，本发明还有其它的目的、特征和优点。下面将参照附图，对本发明作进一步详细的说明。附图说明构成本申请的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：图1是本发明优选实施例的大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构示意图。图2是现有技术的各部分腔压示意图。图3是本发明优选实施例的各部分腔压示意图。图中：1、空气流路；2、第一篦齿；3、第一衬套；4、第一调节腔；5、第二衬套；6、第二篦齿；7、第一连接杆；8、第一进气孔；9、第二进气孔；10、第一轮盘；11、第三衬套；12、第三篦齿；13、第二调节腔；14、第四衬套；15、第四篦齿；16、第三进气孔；17、第二连接杆；18、第二轮盘；19、第三轮盘；20、第三调节腔；21、第五篦齿；22、第五衬套；23、第六篦齿；24、第六衬套；25、三级动叶；26、三级静叶；27、二级动叶；28、二级静叶；29、一级动叶。具体实施方式需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。参照图1，本发明的优选实施例提供了一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构，所述动力涡轮的相邻轮盘之间、末级轮盘的后侧设置有与空气流路1相连通、用于使动力涡轮盘向后的轴向力变为向前抵消一部分转子叶片气动力、从而减小整个动力涡轮转子轴向力的增压调节腔。具体地，相邻轮盘之间设置有两个具有一定半径差的封严、以及分别与两个封严密封配合的两衬套，所述两衬套均通过挡气板与静叶固定连接，位于相邻轮盘之间的调节腔由轮盘内壁、两封严、两衬套、挡气板、相邻轮盘之间的连接杆和静叶合围而成，所述连接杆上设置有用于连通空气流路1与相邻轮盘之间的调节腔的进气孔。本实施例中，所述第一调节腔4由第一轮盘10内壁、密封配合的第一篦齿2和第一衬套3、密封配合的第二衬套5和第二篦齿6、挡气板、第一连接杆7和二级静叶28合围而成，其中，第一篦齿2和第二篦齿6具有一定的半径差。第一篦齿2采用悬臂梁结构设置在第一轮盘10内壁上，设计时应适当增加悬梁径向厚度达到4～6mm以抵抗篦齿径向变形，保证篦齿间隙，第二篦齿6设置在第一连接杆7上，所述第一连接杆7上设置有用于连通空气流路1与第一调节腔4的第一进气孔8。所述第二调节腔13由第二轮盘18内壁、密封配合的第三篦齿12和第三衬套11、密封配合的第四衬套14和第四篦齿15、挡气板、第二连接杆17和三级静叶26合围而成，其中，第三篦齿12和第四篦齿15具有一定的半径差，第三篦齿12采用悬臂梁结构设置在第二轮盘18内壁上，设计时应适当增加悬梁径向厚度达到4～6mm以抵抗篦齿径向变形，保证篦齿间隙，第四篦齿15设置在第二连接杆17上，所述第二连接杆17上设置有用于连通空气流路1与第二调节腔13的第三进气孔16，由于第二轮盘18与转子连接，因此，为确保空气流路1与第二调节腔13、第三调节腔20，所述第二轮盘18上还设置有第二进气孔9，空气流路1将经过第二进气孔9、第三进气孔16进入到第二调节腔13，同时，为保证空气流路1下游有足够的压力，减小气流通过小孔的压力损失，所述第一进气孔8和第三进气孔16均采用18×φ6mm小孔，折合流通面积≥500mm2，所述第二进气孔9的流通面积≥800mm2。在现有技术中，当发动机动力涡轮功率量级较大时，动力涡轮流道较高，转子叶片气动力可达到向后4100kgf，在加上动力涡轮盘腔轴向力约向后2100kgf，整个动力涡轮转子轴向力达到6200kgf，方向向后，轴向力远远超过轴承可以承受的负荷，可见，采用常规方案设计得到的动力涡轮转子轴向力不能满足要求。为解决常规方案设计得到的动力涡轮转子轴向力不能满足要求的技术问题，本实施例提供了一种大功率量级的动力涡轮转子轴向力调节结构，该动力涡轮转子轴向力调节结构在所述动力涡轮的相邻轮盘之间、末级轮盘的后侧依次设置有与空气流路相连通、用于使动力涡轮盘向后的轴向力变为向前抵消一部分转子叶片气动力、从而减小整个动力涡轮转子轴向力的调节腔。具体地，本实施例中的动力涡轮包括有轴向依次排列的第一轮盘10、第二轮盘18、第三轮盘19，所述第一轮盘10、第二轮盘18、第三轮盘19的径向边缘分别连接有一级动叶29、二级动叶27、三级动叶25，一级动叶29和二级动叶27之间设置有二级静叶28，二级动叶27和三级动叶25之间设置有三级静叶26，本实施例在第一轮盘10和第二轮盘18之间设置有第一调节腔4，在第二轮盘18和第三轮盘19之间设置有第二调节腔13，在第三轮盘19后侧设置有第三调节腔20，所述第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20依次设置且均与空气流路1相连通，从而使空气流路1中的带压气流输入到所述第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20中，由于所述第一进气孔8、第二进气孔9、第三进气孔16的流通面积大，不节流，并且第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20通过各篦齿形成了一定的节流作用，因此，所述空气流路1中的带压气流输入所述第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20后，带压气流从上游进入所述第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20的压力损失很小，使所述第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20形成三个高压调节腔，三个高压调节腔内的高内压作用在所述第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20内壁上，此时各调节腔内的压力要比转静级间压力要高，可以增加调节腔的轴向力，产生更大的作用力使动力涡轮盘向后的轴向力变为向前，抵消一部分转子叶片气动力，从而大幅降低动力涡轮转子轴向力到轴承能够承受的合理水平，有效解决了大功率量级动力涡轮转子轴向力过大带来的一系列问题。另外，由于本实施例采用分段式调节方式，将整个发动机动力涡轮转子轴向力调节裕度分摊到各级涡轮盘之间和末级轮盘后侧的调节腔，各调节腔依次设置，使调节方案具有较高的可靠性，确保动力涡轮转子轴向力降低到轴承可承受的范围内，解决了大功率量级的动力涡轮转子轴向力过大的问题。具体地，所述第一篦齿2和第二篦齿6的半径差为50mm～70mm，且第一篦齿2和第二篦齿6的半径差占各轮盘平均半径的35％～50％，从而增加第一调节腔4的作用面积，得到更大的反向轴向力。同样地，第三篦齿12和第四篦齿15半径差为50mm～70mm，且第三篦齿12和第四篦齿15的半径差占各轮盘平均半径的35％～50％，从而增加第二调节腔13的作用面积，得到更大的反向轴向力。本实施例通过具有一定直径差的两个篦齿和衬套等形成第一调节腔4和第二调节腔13，各篦齿均采用倾斜台阶蓖齿，齿数为4～6道，各篦齿与对应衬套的间隙为0.4mm～0.6mm，从而增强蓖齿节流降压作用，使蓖齿形成的调节腔腔压比转静级间压力有一定增幅。在两个篦齿和衬套在密封作用下，各调节腔的压力比转静级间压力要高，可使涡轮盘腔产生更大的向前的轴向力，确保动力涡轮转子轴向力降低到轴承可承受的范围内，解决了大功率量级的动力涡轮转子轴向力过大的问题。在本发明的优选实施例中，所述第一连接杆7、第二连接杆17距离涡轮盘心30～35mm，所述第一连接杆7、第二连接杆17的半径为轮盘半径的20％～30％。本实施例的连接杆采用低半径设计，可以有效增加第一调节腔4和第二调节腔13的作用面积，从而在更高内压的基础上，可使各调节腔进一步产生更大的向前的轴向力，确保动力涡轮转子轴向力降低到轴承可承受的范围内，解决了大功率量级的动力涡轮转子轴向力过大的问题。在本发明的优选实施例中，所述第三轮盘19的后侧设置有两个具有一定半径差的环状第五篦齿21和第六篦齿23、以及分别与所述环状第五篦齿21和第六篦齿23密封配合的第五衬套22和第六衬套24，所述第五衬套22和第六衬套24均通过挡气板与机匣固定连接。位于第三轮盘19的后侧的第三调节腔20由所述第三轮盘19外壁、第五篦齿21和第六篦齿23、第五衬套22和第六衬套24、挡气板等合围而成，所述第三调节腔20通过第二进气孔9连通空气流路1。本实施例采用双篦齿设计，不仅保证了此位置轴向力调节的可靠性，并且可以使第三调节腔20内的腔压增大，从而增加三级涡轮盘向前的轴向力。在本发明的优选实施例中，所述环状第六篦齿23位于第三轮盘19半径为210mm～219mm的位置，且达到第三轮盘19半径的90％～92％，所述第五篦齿21位于第三轮盘19半径为190mm～195mm的位置，且达到第三轮盘19半径的80％～82％，从而使第三调节腔20具有足够大的作用面积。各篦齿均采用倾斜台阶蓖齿，齿数为4～6道，各篦齿与对应衬套的间隙为0.4mm～0.6mm，从而增强蓖齿节流降压作用，使蓖齿形成的调节腔腔压比转静级间压力有一定增幅，并且第五篦齿21和第六篦齿23采用悬臂梁结构设置在第三轮盘19内壁上，设计时应适当增加悬梁径向厚度达到4～6mm以抵抗篦齿径向变形，保证篦齿间隙。在一些可行的实施例中，所述封严也可以采用刷式封严，如设置在相邻轮盘之间的各连接杆上的第二篦齿6和第四篦齿15，半径较小。本发明技术方案已应用于某型发动机，基于空气系统流路网络计算得到了初始方案和本发明的平均腔压如图2和图3所示，通过节流篦齿增加了各调节腔腔压，如第一调节腔4的腔压从260kpa增加到293kpa，第二调节腔13的腔压从165kpa增加到209kpa，特别是第三调节腔20的腔压较原始方案大幅增大，从101kpa增加到了315kpa。如表1所示，轴向力计算结果表明，本发明将动力涡轮盘腔轴向力从2150kgf降低到-780kgf，盘腔轴向力抵消了一部分向后的叶片气动力，动力涡轮转子轴向力从6270kgf降低到3340kgf，转子轴向力处于轴承可承受范围内，解决了大功率量级涡轴、涡桨发动机转子轴向力过大问题。表1轴向力计算对比表(方向向后为正)现有技术本发明叶片气动力kgf41204120盘腔轴向力kgf2150-780转子轴向力62703340本发明主要应用于大功率(高于5000kw级)涡桨、涡轴发动机的动力涡轮，包括如下特点：1)通过在动力涡轮盘腔设计篦齿形成多个调节腔，各调节腔内不仅具备较高的压力，而且作用面积也大，可使涡轮盘腔产生较大的向前的轴向力；2)采用分段式调节方式，将整个发动机动力涡轮转子轴向力调节裕度分摊到各级涡轮盘之间的第一调节腔4、第二调节腔13和第三调节腔20，使调节方案具有较高的可靠性；3)通过设计涡轮盘腔调节腔，采取提高腔压和增加轴向力作用面积结合的方式，使动力涡轮转子轴向力降低到轴承可承受的范围内；4)解决了大功率量级的动力涡轮转子轴向力过大的问题。本发明综合以上调节措施，可使动力涡轮盘轴向力从方向向后改变为方向向前，从而抵消一部分动力涡轮叶片向后的气动力，从而减小整个动力涡轮转子轴向力。以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。当前第1页12