Fortschrittliche Methoden zur Analyse von Wellenbruchszenarien bei Flugzeugtriebwerken
Seiten
2014
Winter Industries (Verlag)
978-3-86624-599-0 (ISBN)
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Beim Versagen von Triebwerkturbinenscheiben treten Scheibenfragmente mit hoher kinetischer Energie aus. Die Struktur von Triebwerk und Fluggerät ist nicht dafür ausgelegt, die austretenden Scheibenfragmente einzudämmen. Es besteht somit die Gefahr des Verlustes von Fluggerät und Personen. Um eine Eintrittswahrscheinlichkeit des Versagens der Turbinenscheibe von < 10-8 Flugstunden zu garantieren, müssen die Auslegungskriterien für Schwingung, Lebensdauer und Bersten den Regularien von Zulassungsbehörden wie z.B. der EASA genügen. Bersten von Turbinenscheiben tritt auf, wenn sich durch andauernde Steigerung der Turbinendrehzahl Bereiche der Scheibe plastifizieren. Ist die ganze Turbinenscheibe erfasst, kommt es aufgrund der Erschöpfung der Tragfähigkeit des Werkstoffes zum Scheibenversagen. Der Beginn der Plastifizierung wird nach dem Überschreiten der Berstdrehzahl erwartet. Während der Auslegung muss somit nachgewiesen werden, dass die Berstdrehzahl nicht überschritten wird. Nach den Regularien von Zulassungsbehörden wie der EASA muss dieser Nachweis auch die maximale Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch berücksichtigen.
Ein Wellenbruch äußert sich in einer mechanischen Trennung von Verdichter und Turbine. Aufgrund des Verlustes der Last des Verdichters, des geringen polaren Trägheitsmomentes und der zur Verfügung gestellten Leistung beschleunigt die Turbine. Der Verdichter verzögert und wird anschließend in ’rotierender Ablösung’ betrieben oder pumpt. Die Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl erfolgt in der Industrie analytisch. Bislang gebräuchliche Modelle erlauben allerdings nur eine konservative Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl. Der Konservatismus ergibt sich aus Annahmen, die während der Simulation des Betriebsverhaltens des Triebwerks bei ’abgelöster Strömung’ getroffen werden und aufgrund der Vernachlässigung von Reibung, plastischer Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Letztere ergeben sich aus der axialen Verschiebung der Triebwerkkomponenten nach dem Wellenbruch. Reibung und plastische Verformung entstehen, wenn rotierende auf nicht rotierende Teile treffen. Die Spitzenspaltänderung ergibt sich aus der Rückwärtsbewegung der Komponente und aus der potentiellen Zerstörung von Schaufeln. Aufgrund der konservativen Vorhersage der Turbinendrehzahl müssen die Turbinenscheiben größer als nötig dimensioniert werden, wodurch sich das Triebwerkgewicht erhöht. Gegenstand dieser Arbeit ist es, das Potential zur Reduzierung des Triebwerkgewichts abzuschätzen, das sich aus einer Modellierung des Wellenbruchs mit reduzierten konservativen Annahmen ergibt.
Das Wellenbruchmodell besteht aus zwei Teilen. Der erste Teil bildet das Verdichtersystem bestehend aus Einlauf, Verdichter und Brennkammer ab. Ein 1-dimensionaler, stufenweiser Ansatz wird verwendet, um das stationäre und instationäre Betriebsverhalten des Verdichtersystems bei ’anliegender’ und ’abgelöster Strömung’ zu simulieren. Die Eigenschaften des Einlaufes, des Verdichters und der Brennkammer werden durch Quellterme modelliert. Die Quellterme simulieren Schaufel- und Gehäusekräfte, die Wellenarbeit, die Wärmezufuhr, Druckverluste, den instationären Wärmeaustausch sowie die Entnahme und Zuführung von Zapf- und Kühlluft. Der zweite Teil des Wellenbruchmodells ist ein Turbinenmodell. Das Turbinenmodell ist von einem Leistungsrechnungsprogramm abgeleitet und simuliert die Turbinendrehzahl nach dem Wellenbruch. Das Turbinenmodell berücksichtigt Reibung, plastische Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Die Modellierung der Reibung, der plastischen Verformung und der Spitzenspaltänderung der Schaufeln erfolgt mit Korrelationen. Diese beschreiben den Zusammenhang zwischen Verschiebung der Turbine und der dazugehörigen Änderung von Reibungsradius, Reibungskoeffizienten, Reibungsenergie und Spaltgröße.
Die Validierung der verschiedenen Aspekte des Wellenbruchmodells erfolgt mit analytischen und experimentell bestimmten Daten. Der numerische Löser des Verdichtersystems wird durch den Vergleich der analytisch und numerisch berechneten Machzahl für eine konvergente-divergente Düse validiert. Die Validierung des Verdichterquellterms für die Betriebsbereiche ’anliegende’ und ’abgelöste Strömung’ erfolgt mit experimentell ermittelten Daten eines 3-stufigen und eines 10-stufigen Axialverdichtersystems. Für die Validierung des 1-dimensionalen, stufenweisen Ansatzes mit sämtlichen Quelltermen wird ein Modell eines Hochdruckverdichtersystems eines Zweiwellen-Zweistromtriebwerkes erstellt. Die stationäre und instationäre Validierung des Modells im Betriebsbereich ’anliegende Strömung’ erfolgt durch den Vergleich von Betriebslinien im Verdichterkennfeld. Im Betriebsbereich ’abgelöste Strömung’ erfolgt die Validierung durch den Vergleich mit dem experimentell ermittelten Verdichterdruckverhältnis nach einer schnellen Brennstoffeinspritzung. Die Überprüfung des Turbinenmodells erfolgt anhand von Aufzeichnungen eines Mitteldruckwellenbruchs eines modernen Dreiwellentriebwerks. Die Validierung basiert auf dem Vergleich der experimentell und numerisch bestimmten Turbinendrehzahl. Die Validierung wird als erfolgreich erachtet, wenn sich die Abweichungen innerhalb der experimentellen Messungenaugkeit oder Unsicherheit der analytischen Daten befinden. Abweichungen, die zu einer konservativen Berechnung der maximalen Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch führen, gelten ebenfalls als akzeptabel.
Das validierte Wellenbruchmodell wird zur Simulation eines Hochdruckwellenbruches eines modernen Zweiwellen-Zweistromtriebwerks verwendet. Das Szenario beschreibt einen axial fixierten Hochdruckverdichter und eine axial bewegliche Hochdruckturbine. Die Simulationen berücksichtigen verschiedene Reaktionen des Regelsystems des Triebwerks. Die simulierten maximalen Turbinendrehzahlen werden mit dem Ergebnis existierender, konservativer Wellenbruchmodelle verglichen. Anhand der Drehzahlunterschiede erfolgt die Abschätzung der Gewichtsreduzierung der Turbinenscheibe und die damit verbundenen Auswirkungen auf die Missionsleistung und die Wirtschaftlichkeit eines spezifischen Flugzeugtyps. Aus der Drehzahldifferenz geht hervor, dass in Abhängigkeit der Reaktion des Regelsystems des Triebwerks eine Reduzierung des Gewichtes der Turbinenscheiben zwischen 5.12% und 1.68% möglich ist. Damit ergibt sich für einen spezifischen Flugzeugtyp eine Vergrößerung der Auslegungsreichweite von 0.100% bis 0.015% sowie eine Reduzierung der Kosten pro Flugstunde von 1.780$ bis 0.125$.
Es kann also demonstriert werden, dass mit dem beschriebenen Wellenbruchmodell eine geringere maximale Turbinendrehzahl berechnet wird als mit existierenden, konservativen Wellenbruchmodellen. Für den Triebwerkhersteller ist ein Wellenbruchmodell mit reduzierten konservativen Annahmen von Vorteil. Die potentielle Gewichtsersparnis kann durch eine Optimierung bestehender Modelle und Methoden erreicht werden und bedarf keiner aufwendigen Entwicklung.
Abstract
If as the result of a turbine disc failure disc fragments are released outside of the engine the subsequent damage can put an aircraft at a high risk of being in a very hazardous situation. As a consequence the Aircraft Regulatory Authorities require, as part of the engine certification process, that the turbine disc burst speed is defined and it is demonstrated that this speed will never be exceeded during in-service operation. As part of this process the maximum turbine speed in the event of an engine shaft breakage has to be determined, which is usually done by an analytically method. However typical shaft breakage models tend to predict higher turbine speeds, that is they are conservative, than are seen with actual events. This conservatism can result in a requirement to oversize the turbine disc leading to unnecessary engine weight. The subject of this thesis is to estimate the potential to reduce the turbine disc weight due to the reduction of the conservatism in the turbine maximum speed prediction after a shaft breakage event.
A shaft breakage event results in a sudden decoupling of the compressor and the turbine. The turbine accelerates because of the loss of the compressor load, the low turbine inertia and the available excess power whilst the compressor runs down in stall or surge. The conservatism seen in the models results from the assumptions used for the compressor post-stall operations and the disregarding of the friction, plastic deformation and tip clearance variation that is seen in a real engine event. Friction, plastic deformation, tip clearance variations and blade destruction are the outcome of the rearward movement of the unloacted engine component and by the contact of rotating and static parts.
The developed shaft breakage model consists of two parts. The first part models the compressor system including the inlet, the compressor and the combustor. The compressor system model uses a 1-dimensional, stage-by-stage approach to simulate the pre-stall and post-stall compressor system behaviour. Source terms are used to model the characteristics of the inlet, the compressor and the combustor. The source terms simulate casing and blade forces, shaft work, heat transfer, pressure losses, heat soakage and bleed and cooling flow extraction and injection. The second part of the shaft breakage models the turbine. The turbine model is derived from an engine performance synthesis program. The turbine simulates the turbine speed development after the shaft breakage. The turbine considers friction, plastic deformation and tip clearance variation. The modelling of friction and tip clearance is based on correlations. The correlation describes the dependency of the turbine rearward movement and the corresponding friction radius, friction coefficient, friction energy and tip clearance.
Both parts of the developed shaft breakage model are validated separately. The validation of the compressor system model is carried out in steps. In the first step the implementation of the conversation equations for mass, momentum and energy and the numerical solver are validated. The validation is based on the comparison of the numerical and analytical solution of the Mach number for a convergent-divergent nozzle. In the next step the compressor source terms are validated. The validation shall demonstrate the ability of the source terms to simulate the steady state and transient compressor system pre-stall and post-stall behaviour. For the validation the numerical result is compared to the experimental data of 3-stage and 10-stage axial compressor systems. In the last step the 1-dimensional; stage-by-stage approach with all source terms is validated. A model of the compressor system of a modern 2-shaft engine is created. The steady state and transient pre-stall validation is carried out with compressor working line excursions. The transient, post-stall validation is carried out with experimental fuel spiking data. The turbine model is validated with experimental data from a measured intermediate pressure shaft breakage event of a modern 3-shaft engine. For the validation the measured turbine speed development is compared to the simulated turbine speed development. The validation demonstrated that the difference between the numerical results of the shaft breakage model and the reference data comply with one of the following criterions: the differences are within the experimental uncertainty, the differences are within the uncertainty of the analytical data or the differences are conservative with regard to the maximum turbine speed after the shaft breakage.
The validated shaft breakage model is used for the simulation of a high-pressure shaft failure event of a modern two-shaft engine. The shaft breakage scenario assumes a located compressor and an unlocated turbine. The simulation of the maximum turbine speed considers different reactions of the engine control system. The simulated maximum turbine speeds are compared to the maximum turbine speed calculated with the conservative shaft breakage model. Based on the maximum turbine speed difference the reduction of turbine disc weight and the impact on the mission profile and costs for a specific aircraft type is estimated. From the maximum turbine speed difference it can be derived that there is potential to reduce the turbine disc weight between 5.12% und 1.68% depending on the reaction of the control system. This corresponds to an increase in design range of 0.100% and 0.015% and a reduction of the operating costs of 0.055% and 0.004% or operating costs per flight hour of 1.780$ and 0.125$ for a specific aircraft type.
It is demonstrated that with the developed shaft breakage model a lower maximum turbine speed can be calculated compared to existing, conservative shaft breakage models. The reduction is result of the ability of the model to simulate compressor post-stall, turbine friction and turbine tip clearance variation. The shaft breakage model with reduced conservative assumption is of advantage for the engine manufacturer. The reduction in turbine disc weight can be achieved by optimization of existing methods and models and requires no additional development effort. Beim Versagen von Triebwerkturbinenscheiben treten Scheibenfragmente mit hoher kinetischer Energie aus. Die Struktur von Triebwerk und Fluggerät ist nicht dafür ausgelegt, die austretenden Scheibenfragmente einzudämmen. Es besteht somit die Gefahr des Verlustes von Fluggerät und Personen. Um eine Eintrittswahrscheinlichkeit des Versagens der Turbinenscheibe von < 10-8 Flugstunden zu garantieren, müssen die Auslegungskriterien für Schwingung, Lebensdauer und Bersten den Regularien von Zulassungsbehörden wie z.B. der EASA genügen. Bersten von Turbinenscheiben tritt auf, wenn sich durch andauernde Steigerung der Turbinendrehzahl Bereiche der Scheibe plastifizieren. Ist die ganze Turbinenscheibe erfasst, kommt es aufgrund der Erschöpfung der Tragfähigkeit des Werkstoffes zum Scheibenversagen. Der Beginn der Plastifizierung wird nach dem Überschreiten der Berstdrehzahl erwartet. Während der Auslegung muss somit nachgewiesen werden, dass die Berstdrehzahl nicht überschritten wird. Nach den Regularien von Zulassungsbehörden wie der EASA muss dieser Nachweis auch die maximale Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch berücksichtigen.
Ein Wellenbruch äußert sich in einer mechanischen Trennung von Verdichter und Turbine. Aufgrund des Verlustes der Last des Verdichters, des geringen polaren Trägheitsmomentes und der zur Verfügung gestellten Leistung beschleunigt die Turbine. Der Verdichter verzögert und wird anschließend in ’rotierender Ablösung’ betrieben oder pumpt. Die Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl erfolgt in der Industrie analytisch. Bislang gebräuchliche Modelle erlauben allerdings nur eine konservative Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl. Der Konservatismus ergibt sich aus Annahmen, die während der Simulation des Betriebsverhaltens des Triebwerks bei ’abgelöster Strömung’ getroffen werden und aufgrund der Vernachlässigung von Reibung, plastischer Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Letztere ergeben sich aus der axialen Verschiebung der Triebwerkkomponenten nach dem Wellenbruch. Reibung und plastische Verformung entstehen, wenn rotierende auf nicht rotierende Teile treffen. Die Spitzenspaltänderung ergibt sich aus der Rückwärtsbewegung der Komponente und aus der potentiellen Zerstörung von Schaufeln. Aufgrund der konservativen Vorhersage der Turbinendrehzahl müssen die Turbinenscheiben größer als nötig dimensioniert werden, wodurch sich das Triebwerkgewicht erhöht. Gegenstand dieser Arbeit ist es, das Potential zur Reduzierung des Triebwerkgewichts abzuschätzen, das sich aus einer Modellierung des Wellenbruchs mit reduzierten konservativen Annahmen ergibt.
Das Wellenbruchmodell besteht aus zwei Teilen. Der erste Teil bildet das Verdichtersystem bestehend aus Einlauf, Verdichter und Brennkammer ab. Ein 1-dimensionaler, stufenweiser Ansatz wird verwendet, um das stationäre und instationäre Betriebsverhalten des Verdichtersystems bei ’anliegender’ und ’abgelöster Strömung’ zu simulieren. Die Eigenschaften des Einlaufes, des Verdichters und der Brennkammer werden durch Quellterme modelliert. Die Quellterme simulieren Schaufel- und Gehäusekräfte, die Wellenarbeit, die Wärmezufuhr, Druckverluste, den instationären Wärmeaustausch sowie die Entnahme und Zuführung von Zapf- und Kühlluft. Der zweite Teil des Wellenbruchmodells ist ein Turbinenmodell. Das Turbinenmodell ist von einem Leistungsrechnungsprogramm abgeleitet und simuliert die Turbinendrehzahl nach dem Wellenbruch. Das Turbinenmodell berücksichtigt Reibung, plastische Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Die Modellierung der Reibung, der plastischen Verformung und der Spitzenspaltänderung der Schaufeln erfolgt mit Korrelationen. Diese beschreiben den Zusammenhang zwischen Verschiebung der Turbine und der dazugehörigen Änderung von Reibungsradius, Reibungskoeffizienten, Reibungsenergie und Spaltgröße.
Die Validierung der verschiedenen Aspekte des Wellenbruchmodells erfolgt mit analytischen und experimentell bestimmten Daten. Der numerische Löser des Verdichtersystems wird durch den Vergleich der analytisch und numerisch berechneten Machzahl für eine konvergente-divergente Düse validiert. Die Validierung des Verdichterquellterms für die Betriebsbereiche ’anliegende’ und ’abgelöste Strömung’ erfolgt mit experimentell ermittelten Daten eines 3-stufigen und eines 10-stufigen Axialverdichtersystems. Für die Validierung des 1-dimensionalen, stufenweisen Ansatzes mit sämtlichen Quelltermen wird ein Modell eines Hochdruckverdichtersystems eines Zweiwellen-Zweistromtriebwerkes erstellt. Die stationäre und instationäre Validierung des Modells im Betriebsbereich ’anliegende Strömung’ erfolgt durch den Vergleich von Betriebslinien im Verdichterkennfeld. Im Betriebsbereich ’abgelöste Strömung’ erfolgt die Validierung durch den Vergleich mit dem experimentell ermittelten Verdichterdruckverhältnis nach einer schnellen Brennstoffeinspritzung. Die Überprüfung des Turbinenmodells erfolgt anhand von Aufzeichnungen eines Mitteldruckwellenbruchs eines modernen Dreiwellentriebwerks. Die Validierung basiert auf dem Vergleich der experimentell und numerisch bestimmten Turbinendrehzahl. Die Validierung wird als erfolgreich erachtet, wenn sich die Abweichungen innerhalb der experimentellen Messungenaugkeit oder Unsicherheit der analytischen Daten befinden. Abweichungen, die zu einer konservativen Berechnung der maximalen Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch führen, gelten ebenfalls als akzeptabel.
Das validierte Wellenbruchmodell wird zur Simulation eines Hochdruckwellenbruches eines modernen Zweiwellen-Zweistromtriebwerks verwendet. Das Szenario beschreibt einen axial fixierten Hochdruckverdichter und eine axial bewegliche Hochdruckturbine. Die Simulationen berücksichtigen verschiedene Reaktionen des Regelsystems des Triebwerks. Die simulierten maximalen Turbinendrehzahlen werden mit dem Ergebnis existierender, konservativer Wellenbruchmodelle verglichen. Anhand der Drehzahlunterschiede erfolgt die Abschätzung der Gewichtsreduzierung der Turbinenscheibe und die damit verbundenen Auswirkungen auf die Missionsleistung und die Wirtschaftlichkeit eines spezifischen Flugzeugtyps. Aus der Drehzahldifferenz geht hervor, dass in Abhängigkeit der Reaktion des Regelsystems des Triebwerks eine Reduzierung des Gewichtes der Turbinenscheiben zwischen 5.12% und 1.68% möglich ist. Damit ergibt sich für einen spezifischen Flugzeugtyp eine Vergrößerung der Auslegungsreichweite von 0.100% bis 0.015% sowie eine Reduzierung der Kosten pro Flugstunde von 1.780$ bis 0.125$.
Es kann also demonstriert werden, dass mit dem beschriebenen Wellenbruchmodell eine geringere maximale Turbinendrehzahl berechnet wird als mit existierenden, konservativen Wellenbruchmodellen. Für den Triebwerkhersteller ist ein Wellenbruchmodell mit reduzierten konservativen Annahmen von Vorteil. Die potentielle Gewichtsersparnis kann durch eine Optimierung bestehender Modelle und Methoden erreicht werden und bedarf keiner aufwendigen Entwicklung.
Abstract
If as the result of a turbine disc failure disc fragments are released outside of the engine the subsequent damage can put an aircraft at a high risk of being in a very hazardous situation. As a consequence the Aircraft Regulatory Authorities require, as part of the engine certification process, that the turbine disc burst speed is defined and it is demonstrated that this speed will never be exceeded during in-service operation. As part of this process the maximum turbine speed in the event of an engine shaft breakage has to be determined, which is usually done by an analytically method. However typical shaft breakage models tend to predict higher turbine speeds, that is they are conservative, than are seen with actual events. This conservatism can result in a requirement to oversize the turbine disc leading to unnecessary engine weight. The subject of this thesis is to estimate the potential to reduce the turbine disc weight due to the reduction of the conservatism in the turbine maximum speed prediction after a shaft breakage event.
A shaft breakage event results in a sudden decoupling of the compressor and the turbine. The turbine accelerates because of the loss of the compressor load, the low turbine inertia and the available excess power whilst the compressor runs down in stall or surge. The conservatism seen in the models results from the assumptions used for the compressor post-stall operations and the disregarding of the friction, plastic deformation and tip clearance variation that is seen in a real engine event. Friction, plastic deformation, tip clearance variations and blade destruction are the outcome of the rearward movement of the unloacted engine component and by the contact of rotating and static parts.
The developed shaft breakage model consists of two parts. The first part models the compressor system including the inlet, the compressor and the combustor. The compressor system model uses a 1-dimensional, stage-by-stage approach to simulate the pre-stall and post-stall compressor system behaviour. Source terms are used to model the characteristics of the inlet, the compressor and the combustor. The source terms simulate casing and blade forces, shaft work, heat transfer, pressure losses, heat soakage and bleed and cooling flow extraction and injection. The second part of the shaft breakage models the turbine. The turbine model is derived from an engine performance synthesis program. The turbine simulates the turbine speed development after the shaft breakage. The turbine considers friction, plastic deformation and tip clearance variation. The modelling of friction and tip clearance is based on correlations. The correlation describes the dependency of the turbine rearward movement and the corresponding friction radius, friction coefficient, friction energy and tip clearance.
Both parts of the developed shaft breakage model are validated separately. The validation of the compressor system model is carried out in steps. In the first step the implementation of the conversation equations for mass, momentum and energy and the numerical solver are validated. The validation is based on the comparison of the numerical and analytical solution of the Mach number for a convergent-divergent nozzle. In the next step the compressor source terms are validated. The validation shall demonstrate the ability of the source terms to simulate the steady state and transient compressor system pre-stall and post-stall behaviour. For the validation the numerical result is compared to the experimental data of 3-stage and 10-stage axial compressor systems. In the last step the 1-dimensional; stage-by-stage approach with all source terms is validated. A model of the compressor system of a modern 2-shaft engine is created. The steady state and transient pre-stall validation is carried out with compressor working line excursions. The transient, post-stall validation is carried out with experimental fuel spiking data. The turbine model is validated with experimental data from a measured intermediate pressure shaft breakage event of a modern 3-shaft engine. For the validation the measured turbine speed development is compared to the simulated turbine speed development. The validation demonstrated that the difference between the numerical results of the shaft breakage model and the reference data comply with one of the following criterions: the differences are within the experimental uncertainty, the differences are within the uncertainty of the analytical data or the differences are conservative with regard to the maximum turbine speed after the shaft breakage.
The validated shaft breakage model is used for the simulation of a high-pressure shaft failure event of a modern two-shaft engine. The shaft breakage scenario assumes a located compressor and an unlocated turbine. The simulation of the maximum turbine speed considers different reactions of the engine control system. The simulated maximum turbine speeds are compared to the maximum turbine speed calculated with the conservative shaft breakage model. Based on the maximum turbine speed difference the reduction of turbine disc weight and the impact on the mission profile and costs for a specific aircraft type is estimated. From the maximum turbine speed difference it can be derived that there is potential to reduce the turbine disc weight between 5.12% und 1.68% depending on the reaction of the control system. This corresponds to an increase in design range of 0.100% and 0.015% and a reduction of the operating costs of 0.055% and 0.004% or operating costs per flight hour of 1.780$ and 0.125$ for a specific aircraft type.
It is demonstrated that with the developed shaft breakage model a lower maximum turbine speed can be calculated compared to existing, conservative shaft breakage models. The reduction is result of the ability of the model to simulate compressor post-stall, turbine friction and turbine tip clearance variation. The shaft breakage model with reduced conservative assumption is of advantage for the engine manufacturer. The reduction in turbine disc weight can be achieved by optimization of existing methods and models and requires no additional development effort.
Ein Wellenbruch äußert sich in einer mechanischen Trennung von Verdichter und Turbine. Aufgrund des Verlustes der Last des Verdichters, des geringen polaren Trägheitsmomentes und der zur Verfügung gestellten Leistung beschleunigt die Turbine. Der Verdichter verzögert und wird anschließend in ’rotierender Ablösung’ betrieben oder pumpt. Die Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl erfolgt in der Industrie analytisch. Bislang gebräuchliche Modelle erlauben allerdings nur eine konservative Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl. Der Konservatismus ergibt sich aus Annahmen, die während der Simulation des Betriebsverhaltens des Triebwerks bei ’abgelöster Strömung’ getroffen werden und aufgrund der Vernachlässigung von Reibung, plastischer Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Letztere ergeben sich aus der axialen Verschiebung der Triebwerkkomponenten nach dem Wellenbruch. Reibung und plastische Verformung entstehen, wenn rotierende auf nicht rotierende Teile treffen. Die Spitzenspaltänderung ergibt sich aus der Rückwärtsbewegung der Komponente und aus der potentiellen Zerstörung von Schaufeln. Aufgrund der konservativen Vorhersage der Turbinendrehzahl müssen die Turbinenscheiben größer als nötig dimensioniert werden, wodurch sich das Triebwerkgewicht erhöht. Gegenstand dieser Arbeit ist es, das Potential zur Reduzierung des Triebwerkgewichts abzuschätzen, das sich aus einer Modellierung des Wellenbruchs mit reduzierten konservativen Annahmen ergibt.
Das Wellenbruchmodell besteht aus zwei Teilen. Der erste Teil bildet das Verdichtersystem bestehend aus Einlauf, Verdichter und Brennkammer ab. Ein 1-dimensionaler, stufenweiser Ansatz wird verwendet, um das stationäre und instationäre Betriebsverhalten des Verdichtersystems bei ’anliegender’ und ’abgelöster Strömung’ zu simulieren. Die Eigenschaften des Einlaufes, des Verdichters und der Brennkammer werden durch Quellterme modelliert. Die Quellterme simulieren Schaufel- und Gehäusekräfte, die Wellenarbeit, die Wärmezufuhr, Druckverluste, den instationären Wärmeaustausch sowie die Entnahme und Zuführung von Zapf- und Kühlluft. Der zweite Teil des Wellenbruchmodells ist ein Turbinenmodell. Das Turbinenmodell ist von einem Leistungsrechnungsprogramm abgeleitet und simuliert die Turbinendrehzahl nach dem Wellenbruch. Das Turbinenmodell berücksichtigt Reibung, plastische Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Die Modellierung der Reibung, der plastischen Verformung und der Spitzenspaltänderung der Schaufeln erfolgt mit Korrelationen. Diese beschreiben den Zusammenhang zwischen Verschiebung der Turbine und der dazugehörigen Änderung von Reibungsradius, Reibungskoeffizienten, Reibungsenergie und Spaltgröße.
Die Validierung der verschiedenen Aspekte des Wellenbruchmodells erfolgt mit analytischen und experimentell bestimmten Daten. Der numerische Löser des Verdichtersystems wird durch den Vergleich der analytisch und numerisch berechneten Machzahl für eine konvergente-divergente Düse validiert. Die Validierung des Verdichterquellterms für die Betriebsbereiche ’anliegende’ und ’abgelöste Strömung’ erfolgt mit experimentell ermittelten Daten eines 3-stufigen und eines 10-stufigen Axialverdichtersystems. Für die Validierung des 1-dimensionalen, stufenweisen Ansatzes mit sämtlichen Quelltermen wird ein Modell eines Hochdruckverdichtersystems eines Zweiwellen-Zweistromtriebwerkes erstellt. Die stationäre und instationäre Validierung des Modells im Betriebsbereich ’anliegende Strömung’ erfolgt durch den Vergleich von Betriebslinien im Verdichterkennfeld. Im Betriebsbereich ’abgelöste Strömung’ erfolgt die Validierung durch den Vergleich mit dem experimentell ermittelten Verdichterdruckverhältnis nach einer schnellen Brennstoffeinspritzung. Die Überprüfung des Turbinenmodells erfolgt anhand von Aufzeichnungen eines Mitteldruckwellenbruchs eines modernen Dreiwellentriebwerks. Die Validierung basiert auf dem Vergleich der experimentell und numerisch bestimmten Turbinendrehzahl. Die Validierung wird als erfolgreich erachtet, wenn sich die Abweichungen innerhalb der experimentellen Messungenaugkeit oder Unsicherheit der analytischen Daten befinden. Abweichungen, die zu einer konservativen Berechnung der maximalen Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch führen, gelten ebenfalls als akzeptabel.
Das validierte Wellenbruchmodell wird zur Simulation eines Hochdruckwellenbruches eines modernen Zweiwellen-Zweistromtriebwerks verwendet. Das Szenario beschreibt einen axial fixierten Hochdruckverdichter und eine axial bewegliche Hochdruckturbine. Die Simulationen berücksichtigen verschiedene Reaktionen des Regelsystems des Triebwerks. Die simulierten maximalen Turbinendrehzahlen werden mit dem Ergebnis existierender, konservativer Wellenbruchmodelle verglichen. Anhand der Drehzahlunterschiede erfolgt die Abschätzung der Gewichtsreduzierung der Turbinenscheibe und die damit verbundenen Auswirkungen auf die Missionsleistung und die Wirtschaftlichkeit eines spezifischen Flugzeugtyps. Aus der Drehzahldifferenz geht hervor, dass in Abhängigkeit der Reaktion des Regelsystems des Triebwerks eine Reduzierung des Gewichtes der Turbinenscheiben zwischen 5.12% und 1.68% möglich ist. Damit ergibt sich für einen spezifischen Flugzeugtyp eine Vergrößerung der Auslegungsreichweite von 0.100% bis 0.015% sowie eine Reduzierung der Kosten pro Flugstunde von 1.780$ bis 0.125$.
Es kann also demonstriert werden, dass mit dem beschriebenen Wellenbruchmodell eine geringere maximale Turbinendrehzahl berechnet wird als mit existierenden, konservativen Wellenbruchmodellen. Für den Triebwerkhersteller ist ein Wellenbruchmodell mit reduzierten konservativen Annahmen von Vorteil. Die potentielle Gewichtsersparnis kann durch eine Optimierung bestehender Modelle und Methoden erreicht werden und bedarf keiner aufwendigen Entwicklung.
Abstract
If as the result of a turbine disc failure disc fragments are released outside of the engine the subsequent damage can put an aircraft at a high risk of being in a very hazardous situation. As a consequence the Aircraft Regulatory Authorities require, as part of the engine certification process, that the turbine disc burst speed is defined and it is demonstrated that this speed will never be exceeded during in-service operation. As part of this process the maximum turbine speed in the event of an engine shaft breakage has to be determined, which is usually done by an analytically method. However typical shaft breakage models tend to predict higher turbine speeds, that is they are conservative, than are seen with actual events. This conservatism can result in a requirement to oversize the turbine disc leading to unnecessary engine weight. The subject of this thesis is to estimate the potential to reduce the turbine disc weight due to the reduction of the conservatism in the turbine maximum speed prediction after a shaft breakage event.
A shaft breakage event results in a sudden decoupling of the compressor and the turbine. The turbine accelerates because of the loss of the compressor load, the low turbine inertia and the available excess power whilst the compressor runs down in stall or surge. The conservatism seen in the models results from the assumptions used for the compressor post-stall operations and the disregarding of the friction, plastic deformation and tip clearance variation that is seen in a real engine event. Friction, plastic deformation, tip clearance variations and blade destruction are the outcome of the rearward movement of the unloacted engine component and by the contact of rotating and static parts.
The developed shaft breakage model consists of two parts. The first part models the compressor system including the inlet, the compressor and the combustor. The compressor system model uses a 1-dimensional, stage-by-stage approach to simulate the pre-stall and post-stall compressor system behaviour. Source terms are used to model the characteristics of the inlet, the compressor and the combustor. The source terms simulate casing and blade forces, shaft work, heat transfer, pressure losses, heat soakage and bleed and cooling flow extraction and injection. The second part of the shaft breakage models the turbine. The turbine model is derived from an engine performance synthesis program. The turbine simulates the turbine speed development after the shaft breakage. The turbine considers friction, plastic deformation and tip clearance variation. The modelling of friction and tip clearance is based on correlations. The correlation describes the dependency of the turbine rearward movement and the corresponding friction radius, friction coefficient, friction energy and tip clearance.
Both parts of the developed shaft breakage model are validated separately. The validation of the compressor system model is carried out in steps. In the first step the implementation of the conversation equations for mass, momentum and energy and the numerical solver are validated. The validation is based on the comparison of the numerical and analytical solution of the Mach number for a convergent-divergent nozzle. In the next step the compressor source terms are validated. The validation shall demonstrate the ability of the source terms to simulate the steady state and transient compressor system pre-stall and post-stall behaviour. For the validation the numerical result is compared to the experimental data of 3-stage and 10-stage axial compressor systems. In the last step the 1-dimensional; stage-by-stage approach with all source terms is validated. A model of the compressor system of a modern 2-shaft engine is created. The steady state and transient pre-stall validation is carried out with compressor working line excursions. The transient, post-stall validation is carried out with experimental fuel spiking data. The turbine model is validated with experimental data from a measured intermediate pressure shaft breakage event of a modern 3-shaft engine. For the validation the measured turbine speed development is compared to the simulated turbine speed development. The validation demonstrated that the difference between the numerical results of the shaft breakage model and the reference data comply with one of the following criterions: the differences are within the experimental uncertainty, the differences are within the uncertainty of the analytical data or the differences are conservative with regard to the maximum turbine speed after the shaft breakage.
The validated shaft breakage model is used for the simulation of a high-pressure shaft failure event of a modern two-shaft engine. The shaft breakage scenario assumes a located compressor and an unlocated turbine. The simulation of the maximum turbine speed considers different reactions of the engine control system. The simulated maximum turbine speeds are compared to the maximum turbine speed calculated with the conservative shaft breakage model. Based on the maximum turbine speed difference the reduction of turbine disc weight and the impact on the mission profile and costs for a specific aircraft type is estimated. From the maximum turbine speed difference it can be derived that there is potential to reduce the turbine disc weight between 5.12% und 1.68% depending on the reaction of the control system. This corresponds to an increase in design range of 0.100% and 0.015% and a reduction of the operating costs of 0.055% and 0.004% or operating costs per flight hour of 1.780$ and 0.125$ for a specific aircraft type.
It is demonstrated that with the developed shaft breakage model a lower maximum turbine speed can be calculated compared to existing, conservative shaft breakage models. The reduction is result of the ability of the model to simulate compressor post-stall, turbine friction and turbine tip clearance variation. The shaft breakage model with reduced conservative assumption is of advantage for the engine manufacturer. The reduction in turbine disc weight can be achieved by optimization of existing methods and models and requires no additional development effort. Beim Versagen von Triebwerkturbinenscheiben treten Scheibenfragmente mit hoher kinetischer Energie aus. Die Struktur von Triebwerk und Fluggerät ist nicht dafür ausgelegt, die austretenden Scheibenfragmente einzudämmen. Es besteht somit die Gefahr des Verlustes von Fluggerät und Personen. Um eine Eintrittswahrscheinlichkeit des Versagens der Turbinenscheibe von < 10-8 Flugstunden zu garantieren, müssen die Auslegungskriterien für Schwingung, Lebensdauer und Bersten den Regularien von Zulassungsbehörden wie z.B. der EASA genügen. Bersten von Turbinenscheiben tritt auf, wenn sich durch andauernde Steigerung der Turbinendrehzahl Bereiche der Scheibe plastifizieren. Ist die ganze Turbinenscheibe erfasst, kommt es aufgrund der Erschöpfung der Tragfähigkeit des Werkstoffes zum Scheibenversagen. Der Beginn der Plastifizierung wird nach dem Überschreiten der Berstdrehzahl erwartet. Während der Auslegung muss somit nachgewiesen werden, dass die Berstdrehzahl nicht überschritten wird. Nach den Regularien von Zulassungsbehörden wie der EASA muss dieser Nachweis auch die maximale Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch berücksichtigen.
Ein Wellenbruch äußert sich in einer mechanischen Trennung von Verdichter und Turbine. Aufgrund des Verlustes der Last des Verdichters, des geringen polaren Trägheitsmomentes und der zur Verfügung gestellten Leistung beschleunigt die Turbine. Der Verdichter verzögert und wird anschließend in ’rotierender Ablösung’ betrieben oder pumpt. Die Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl erfolgt in der Industrie analytisch. Bislang gebräuchliche Modelle erlauben allerdings nur eine konservative Vorhersage der maximalen Turbinendrehzahl. Der Konservatismus ergibt sich aus Annahmen, die während der Simulation des Betriebsverhaltens des Triebwerks bei ’abgelöster Strömung’ getroffen werden und aufgrund der Vernachlässigung von Reibung, plastischer Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Letztere ergeben sich aus der axialen Verschiebung der Triebwerkkomponenten nach dem Wellenbruch. Reibung und plastische Verformung entstehen, wenn rotierende auf nicht rotierende Teile treffen. Die Spitzenspaltänderung ergibt sich aus der Rückwärtsbewegung der Komponente und aus der potentiellen Zerstörung von Schaufeln. Aufgrund der konservativen Vorhersage der Turbinendrehzahl müssen die Turbinenscheiben größer als nötig dimensioniert werden, wodurch sich das Triebwerkgewicht erhöht. Gegenstand dieser Arbeit ist es, das Potential zur Reduzierung des Triebwerkgewichts abzuschätzen, das sich aus einer Modellierung des Wellenbruchs mit reduzierten konservativen Annahmen ergibt.
Das Wellenbruchmodell besteht aus zwei Teilen. Der erste Teil bildet das Verdichtersystem bestehend aus Einlauf, Verdichter und Brennkammer ab. Ein 1-dimensionaler, stufenweiser Ansatz wird verwendet, um das stationäre und instationäre Betriebsverhalten des Verdichtersystems bei ’anliegender’ und ’abgelöster Strömung’ zu simulieren. Die Eigenschaften des Einlaufes, des Verdichters und der Brennkammer werden durch Quellterme modelliert. Die Quellterme simulieren Schaufel- und Gehäusekräfte, die Wellenarbeit, die Wärmezufuhr, Druckverluste, den instationären Wärmeaustausch sowie die Entnahme und Zuführung von Zapf- und Kühlluft. Der zweite Teil des Wellenbruchmodells ist ein Turbinenmodell. Das Turbinenmodell ist von einem Leistungsrechnungsprogramm abgeleitet und simuliert die Turbinendrehzahl nach dem Wellenbruch. Das Turbinenmodell berücksichtigt Reibung, plastische Verformung und Spitzenspaltänderung der Schaufeln. Die Modellierung der Reibung, der plastischen Verformung und der Spitzenspaltänderung der Schaufeln erfolgt mit Korrelationen. Diese beschreiben den Zusammenhang zwischen Verschiebung der Turbine und der dazugehörigen Änderung von Reibungsradius, Reibungskoeffizienten, Reibungsenergie und Spaltgröße.
Die Validierung der verschiedenen Aspekte des Wellenbruchmodells erfolgt mit analytischen und experimentell bestimmten Daten. Der numerische Löser des Verdichtersystems wird durch den Vergleich der analytisch und numerisch berechneten Machzahl für eine konvergente-divergente Düse validiert. Die Validierung des Verdichterquellterms für die Betriebsbereiche ’anliegende’ und ’abgelöste Strömung’ erfolgt mit experimentell ermittelten Daten eines 3-stufigen und eines 10-stufigen Axialverdichtersystems. Für die Validierung des 1-dimensionalen, stufenweisen Ansatzes mit sämtlichen Quelltermen wird ein Modell eines Hochdruckverdichtersystems eines Zweiwellen-Zweistromtriebwerkes erstellt. Die stationäre und instationäre Validierung des Modells im Betriebsbereich ’anliegende Strömung’ erfolgt durch den Vergleich von Betriebslinien im Verdichterkennfeld. Im Betriebsbereich ’abgelöste Strömung’ erfolgt die Validierung durch den Vergleich mit dem experimentell ermittelten Verdichterdruckverhältnis nach einer schnellen Brennstoffeinspritzung. Die Überprüfung des Turbinenmodells erfolgt anhand von Aufzeichnungen eines Mitteldruckwellenbruchs eines modernen Dreiwellentriebwerks. Die Validierung basiert auf dem Vergleich der experimentell und numerisch bestimmten Turbinendrehzahl. Die Validierung wird als erfolgreich erachtet, wenn sich die Abweichungen innerhalb der experimentellen Messungenaugkeit oder Unsicherheit der analytischen Daten befinden. Abweichungen, die zu einer konservativen Berechnung der maximalen Turbinendrehzahl nach einem Wellenbruch führen, gelten ebenfalls als akzeptabel.
Das validierte Wellenbruchmodell wird zur Simulation eines Hochdruckwellenbruches eines modernen Zweiwellen-Zweistromtriebwerks verwendet. Das Szenario beschreibt einen axial fixierten Hochdruckverdichter und eine axial bewegliche Hochdruckturbine. Die Simulationen berücksichtigen verschiedene Reaktionen des Regelsystems des Triebwerks. Die simulierten maximalen Turbinendrehzahlen werden mit dem Ergebnis existierender, konservativer Wellenbruchmodelle verglichen. Anhand der Drehzahlunterschiede erfolgt die Abschätzung der Gewichtsreduzierung der Turbinenscheibe und die damit verbundenen Auswirkungen auf die Missionsleistung und die Wirtschaftlichkeit eines spezifischen Flugzeugtyps. Aus der Drehzahldifferenz geht hervor, dass in Abhängigkeit der Reaktion des Regelsystems des Triebwerks eine Reduzierung des Gewichtes der Turbinenscheiben zwischen 5.12% und 1.68% möglich ist. Damit ergibt sich für einen spezifischen Flugzeugtyp eine Vergrößerung der Auslegungsreichweite von 0.100% bis 0.015% sowie eine Reduzierung der Kosten pro Flugstunde von 1.780$ bis 0.125$.
Es kann also demonstriert werden, dass mit dem beschriebenen Wellenbruchmodell eine geringere maximale Turbinendrehzahl berechnet wird als mit existierenden, konservativen Wellenbruchmodellen. Für den Triebwerkhersteller ist ein Wellenbruchmodell mit reduzierten konservativen Annahmen von Vorteil. Die potentielle Gewichtsersparnis kann durch eine Optimierung bestehender Modelle und Methoden erreicht werden und bedarf keiner aufwendigen Entwicklung.
Abstract
If as the result of a turbine disc failure disc fragments are released outside of the engine the subsequent damage can put an aircraft at a high risk of being in a very hazardous situation. As a consequence the Aircraft Regulatory Authorities require, as part of the engine certification process, that the turbine disc burst speed is defined and it is demonstrated that this speed will never be exceeded during in-service operation. As part of this process the maximum turbine speed in the event of an engine shaft breakage has to be determined, which is usually done by an analytically method. However typical shaft breakage models tend to predict higher turbine speeds, that is they are conservative, than are seen with actual events. This conservatism can result in a requirement to oversize the turbine disc leading to unnecessary engine weight. The subject of this thesis is to estimate the potential to reduce the turbine disc weight due to the reduction of the conservatism in the turbine maximum speed prediction after a shaft breakage event.
A shaft breakage event results in a sudden decoupling of the compressor and the turbine. The turbine accelerates because of the loss of the compressor load, the low turbine inertia and the available excess power whilst the compressor runs down in stall or surge. The conservatism seen in the models results from the assumptions used for the compressor post-stall operations and the disregarding of the friction, plastic deformation and tip clearance variation that is seen in a real engine event. Friction, plastic deformation, tip clearance variations and blade destruction are the outcome of the rearward movement of the unloacted engine component and by the contact of rotating and static parts.
The developed shaft breakage model consists of two parts. The first part models the compressor system including the inlet, the compressor and the combustor. The compressor system model uses a 1-dimensional, stage-by-stage approach to simulate the pre-stall and post-stall compressor system behaviour. Source terms are used to model the characteristics of the inlet, the compressor and the combustor. The source terms simulate casing and blade forces, shaft work, heat transfer, pressure losses, heat soakage and bleed and cooling flow extraction and injection. The second part of the shaft breakage models the turbine. The turbine model is derived from an engine performance synthesis program. The turbine simulates the turbine speed development after the shaft breakage. The turbine considers friction, plastic deformation and tip clearance variation. The modelling of friction and tip clearance is based on correlations. The correlation describes the dependency of the turbine rearward movement and the corresponding friction radius, friction coefficient, friction energy and tip clearance.
Both parts of the developed shaft breakage model are validated separately. The validation of the compressor system model is carried out in steps. In the first step the implementation of the conversation equations for mass, momentum and energy and the numerical solver are validated. The validation is based on the comparison of the numerical and analytical solution of the Mach number for a convergent-divergent nozzle. In the next step the compressor source terms are validated. The validation shall demonstrate the ability of the source terms to simulate the steady state and transient compressor system pre-stall and post-stall behaviour. For the validation the numerical result is compared to the experimental data of 3-stage and 10-stage axial compressor systems. In the last step the 1-dimensional; stage-by-stage approach with all source terms is validated. A model of the compressor system of a modern 2-shaft engine is created. The steady state and transient pre-stall validation is carried out with compressor working line excursions. The transient, post-stall validation is carried out with experimental fuel spiking data. The turbine model is validated with experimental data from a measured intermediate pressure shaft breakage event of a modern 3-shaft engine. For the validation the measured turbine speed development is compared to the simulated turbine speed development. The validation demonstrated that the difference between the numerical results of the shaft breakage model and the reference data comply with one of the following criterions: the differences are within the experimental uncertainty, the differences are within the uncertainty of the analytical data or the differences are conservative with regard to the maximum turbine speed after the shaft breakage.
The validated shaft breakage model is used for the simulation of a high-pressure shaft failure event of a modern two-shaft engine. The shaft breakage scenario assumes a located compressor and an unlocated turbine. The simulation of the maximum turbine speed considers different reactions of the engine control system. The simulated maximum turbine speeds are compared to the maximum turbine speed calculated with the conservative shaft breakage model. Based on the maximum turbine speed difference the reduction of turbine disc weight and the impact on the mission profile and costs for a specific aircraft type is estimated. From the maximum turbine speed difference it can be derived that there is potential to reduce the turbine disc weight between 5.12% und 1.68% depending on the reaction of the control system. This corresponds to an increase in design range of 0.100% and 0.015% and a reduction of the operating costs of 0.055% and 0.004% or operating costs per flight hour of 1.780$ and 0.125$ for a specific aircraft type.
It is demonstrated that with the developed shaft breakage model a lower maximum turbine speed can be calculated compared to existing, conservative shaft breakage models. The reduction is result of the ability of the model to simulate compressor post-stall, turbine friction and turbine tip clearance variation. The shaft breakage model with reduced conservative assumption is of advantage for the engine manufacturer. The reduction in turbine disc weight can be achieved by optimization of existing methods and models and requires no additional development effort.
| Reihe/Serie | Dissertation Classic ; 1699 |
|---|---|
| Sprache | deutsch |
| Maße | 148 x 210 mm |
| Gewicht | 180 g |
| Einbandart | Paperback |
| Themenwelt | Technik ► Luft- / Raumfahrttechnik |
| Schlagworte | Berstdrehzahl • instationäres Verdichterbetriebsverhalten • Leistungsrechnung • maximale Turbinendrehzahl • Wellenbruchsimulation |
| ISBN-10 | 3-86624-599-8 / 3866245998 |
| ISBN-13 | 978-3-86624-599-0 / 9783866245990 |
| Zustand | Neuware |
| Informationen gemäß Produktsicherheitsverordnung (GPSR) | |
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