Двигатели гражданской авиации

ВВЕДЕНИЕ Современные авиационные газотур­бинные двигатели (ГТД) являются сложными тепловыми машинами, эксплуатация которых требует глубокого знания процессов протекающих в них, характеристик, условий работы, конструкции элементов и узлов, а также агрегатов и систем, обеспечивающих работу двигате­лей. Несмотря на многообразие схем ГТД, существует ряд общих кон­структивных решений, которые можно обнаружить в каждом отдель­но взятом двигателе. Много общего у различных систем, обеспечиваю­щих работу двигателя, таких как масляная, топливная, запуска, авто­матического регулирования, а также в анализе сложного характера нагружения отдельных элементов конструкции двигателя и методике их расчета на прочность. Главная цель данного учебника — дать учащимся необходимые знания, которые облегчат изучение конкретных типов ГТД, приме­няемых в гражданской авиации. Требования, предъявляемые к двигателям гражданской авиации, в основном сводятся к таким: высокая надежность работы силовой установки на всех режимах работы двигателя на земле и в полете в пределах ресурса; большой гарантийный и технический ресурсы; высокая экономичность, обеспечивающая малые километровые и часовые расходы топлива на всех этапах полета; малый удельный вес двигателя и силовой установки в целом; большая лобовая тяга; низкая стоимость двигателя и его капитального ремонта (технологичность конструкции), аэродромного ремонта и обслуживания (эксплуатационная технологичность); допустимый уровень шума при взлете и в полете; возможность реверсирования тяги двигателя или тяги воздушного винта для уменьшения потребной длины взлетно-посадочной полосы (ВПП); способность поддержания тяги, достаточной для взлета в жаркую погоду и с аэродрома, расположенного высоко над уровнем моря; удовлетворительные пусковые свойства на земле и в полете; хорошая приемистость. Особенности развития ГТД по основным параметрам. В гражданской авиации на самолетах и вертолетах в качестве силовых установок используется следующие типы газотурбинных двигателей: турбореактивные (ТРД), турбовинтовые (ТВД), двухконтурные турбореактивные (ДТРД), турбовальные (ТВлД). Турбореактивные двигатели (ТРД) устанавливают на дозвуковых и сверхзвуковых самолетах. В современных ГТД применяют многоступенчатые высоконапорные осевые компрессоры, которые обладают узким диапазоном устойчивой работы. Для расширения диапазона работы ТРД имеют перепуск воздуха из компрессора в атмосферу, поворотные лопатки направляющих и спрямляющих аппаратов или выполняются по двухроторной схеме. Турбореактивные двигатели, применяемые в гражданской авиации, выполнены по одновальной схеме. Турбовинтовые двигатели (ТВД) устанавливают на дозвуковых самолетах и вертолетах. ТВД выполняют по одновальной схеме с общей турбиной для привода компрессора и воздушного винта или по двухвальной схеме с раздельными турбинами для привода компрессора и винта. ТВД более экономичен, чем ТРД, на скоростях полета до 700 – 800 км/ч и обеспечивает лучшие взлетно-посадочные качества. Но наличие редуктора, воздушного винта, сложной системы автоматического регулирования делают его изготовление и доводку более сложными и дорогими по сравнению с ТРД. Силовая установка с ТВД имеет большой удельный вес и более высокую стоимость технического обслуживания, чем силовая установка с ТРД. В гражданской авиации нашли применение ТВД, выполненные по одновальной схеме с одним или двумя соосными воздушным винтами. Турбовинтовые двигатели, выполненные по двухвальной схеме, устанавливаются в основном на вертолете. ТВД со свободной турбиной, которая служит только для вращения воздушного винта и механически не связана с турбокомпрессорной частью двигателя. Двухконтурные турбореактивные двигатели (ДТРД) устанавливают на дозвуковых самолетах. ДТРД выполняют (рис.1) одно-, двух-, и трехроторными с передними и задним расположением вентилятора (компрессор низкого давления), с выходом газа из контуров через раздельные реактивные сопла или с камерой смешения (с выходом газа через общее реактивные сопло). У ДТРД с переднем расположением вентилятора воздух, поступающий в компрессор высокого давления, предварительно поджат в вентиляторе. Поэтому для получения необходимой степени повышения давления требуется меньшее число ступеней в компрессоре высокого давления. При смешивании потоков двух контуров перед общим реактивным соплом температура и скорость истечения газа из двигателя уменьшаются (снижается уровень шума), происходит прирост тяги до 2 % и падение удельного расхода топлива до 3%, но длина и вес двигателя несколько увеличиваются. На самолетах гражданской авиации устанавливают различные типы двухконтурных двигателей, которые выполнены в основном по двухвальной схеме с передним расположением вентилятора. б) Рис. 1. Схемы ДТРД: а - обычный ДТРД; б- ДТРД с передней вентиляторной приставкой; в - ДТРД с задней вентиляторной приставкой; 1- компрессор низкого давления (венти­лятор); 2- компрессор высокого давления; 3 - второй контур; 4- камера сго­рания; 5-турбина высокого давления; 6 - турбина низкого давления; 7- вы­ходное устройство первого контура; 8 - выходное устройство второго контура Основными параметрами рабочего процесса ГТД являются: сте­пень повышения давления воздуха в компрессоре , температура га­за перед турбиной , а в ДТРД добавляется еще один параметр — степень двухконтурности m. Эти параметры рабочего процесса опреде­ляют величины основных параметров ГТД: тягу, удельный расход топ­лива, удельный вес двигателя, габаритные размеры и ресурс. У современных серийных ГТД степень повышения давления доходит до 18—25, а у разрабатываемых двигателей достигает значений 27—30. Максимальная температура газа перед турбиной у ГТД с охлаждаемым рабочими лопатками не превышает 1300—1330° К, а у разрабатываемых двигателей она достигает 1600° К и более. Сложная задача дальнейшего роста при одновременном увеличении ресурсов двигателей решается в основном двумя путями. Первый путь — это разработка более эффективных методов охлаждения горячих деталей, в первую очередь лопаток турбины. Второй путь повышения надежности и долговечности двигателей — это изыскание новых конструктивных материалов с гораздо лучшими, чем применяемых сейчас, механическими свойствами при высоких температурах. Степень двухконтурности m, существенно влияющая на тягу и экономичность двигателя, на первых ДТРД находилась в пределах 0,3-2,0.В настоящее время существует тенденция к значительному увеличению m до значений 5-8. Взлетная тяга. У современных серийных ГТД максимальная взлетная тяга (без форсажа) не превышает 10 500—11 000 кГ. Удельный расход топ­лива.. Повышение экономично­сти двигателей для самолетов гражданской авиации имеет очень важное значение в связи с огром­ным объемом воздушных перевозок и необходимостью снижения себе­стоимости тонно-километра и та­рифов. Уменьшение удельного расхода топлива позволяет увеличить ком­мерческую нагрузку при заданной дальности полета и уменьшить за­траты на топливо. Удельный вес двигателей определяется отношением веса двигателя (без топлива, масла и самолетных агрегатов), к его номинальной тяге. Этот параметр используется для сравнительной оценки двигателей с различными тягами. Ресурс ГТД по мере их развития непрерывно возрастает. В начале развития ГТД их ресурс составлял 15—25 ч. В настоящее время для ТРД он достигает 2000 - 4000 ч, для ТВД – 4000- 6000 ч, для ДТРД — 8000 ч и более. Глава I ВХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА Назначение и основные требования Входное устройство ГТД служит для подвода воздуха в компрессор с наименьшими гидравлическими потерями и с определенной ско­ростью, а в полете оно частично преобразует скоростной напор в дав­ление. С ростом скорости полета уменьшается степень повышения давле­ния воздуха в компрессоре, а скоростная степень повышения давления во входном устройстве увеличивается. Следовательно, с увеличением скорости полета возрастает роль входного устройства в общем процес­се сжатия, его влияние на тягу и экономичность двигателя в целом ста­новится все более значительным. Поэтому оно должно обеспечивать равномерное поле скоростей и давлений на входе в компрессор и эф­фективное торможение воздушного потока перед поступлением его в компрессор, оказывать минимальное гидравлическое сопротивление потоку, проходящему через входное устройство с большой скоростью. Входное устройство должно обладать малым лобовым сопротивле­нием, достаточными прочностью, жесткостью и герметичностью, на­дежностью в работе, небольшим весом, быть простым в изготовлении, сборке и разборке. Дозвуковые и сверхзвуковые входные устройства Дозвуковое входное устройство, как правило, представляет собой диффузор с внешним сжатием, т. е. основной процесс торможения воз­душного потока происходит перед входным устройством. Внутри ка­нала дозвукового входного устройства воздух течет со сравнительно небольшими скоростями, не превышающими 0,6—0,65 местной скорос­ти звука. Дозвуковое входное устройство применяется при полетах на не­больших сверхзвуковых скоростях (до М= 1,3-1,5), при которых потери энергии в прямом скачке уплотне­ния еще незначительны. Простейшее дозвуковое входное устройство ТРД состоит из внеш­него обтекателя 1 (рис.2), корпуса 2 и внутреннего обтекателя 3. Внеш­ний обтекатель имеет профилированную переднюю кромку, что обеспе­чивает плавное ее обтекание воздухом и устраняет срыв потока, когда его направление не совпадает с осью входного канала. Обтекатель изготовлен из листового материала АМц или АМг. Для повышения жесткости к стенке обтекателя точечной или роликовой электросваркой приварены продольные и поперечные профилированные элементы. Передняя профилированная кромка изготовлена глубокой вытяжкой и приварена к внешнему обтекателю. Внутренний обтекатель служит для плавного преобразования воз­душного потока кругового сечения в кольцевой поток. Он изготовлен посредством глубокой вытяжки и сварки из листового материа­ла АМц, АМг или стали 10. Его делают неразъемным или с разъ­емом в продольной плоскости. Во входном устройстве ТВД внутренний обтекатель образуется обтекателями втулки воздушного винта 1 (рис. 3) и корпуса редук­тора 4. Рис.2 . Дозвуковое входное устрой­ство ТРД Рис. 3. Входное устройство ТВД: 1-обтекатель втулки воздуш­ного винта; 2- внешний обте­катель; 3- корпус входного устройства; 4 —обтекатель кор­пуса редуктора Сверхзвуковые входные устройства при­меняют на больших сверхзвуковых скоро­стях полета (М > 1,5) для получения мак­симальной эффективной тяги. Процесс тор­можения сверхзвукового потока происхо­дит в системе косых скачков уплотнения, ко­торые Заканчиваются слабым прямым скач­ком. Эти входные устройства могут быть подразделены на диффузоры с внутренним, внешним и смешанным сжатием (рис. 4). Рис. 4. Схемы сверхзвуковых диффузоров: а —диффузор с внешним сжатием (1 —створка; 2 — внешний обтекатель; 3— цент­ральное тело); б —диффузор с внутренним сжатием; в —диффузор со смешанным сжатием В диффузоре с внешним сжатием (рис. 4, а) сжатие осуществляется в системе ко­сых скачков уплотнения, число которых за­висит от геометрии центрального тела. Первый косой скачок образуется на вершине первого конуса, два других — в местах перехода одного конуса в дру­гой, и заканчивается система косых скачков прямым скачком, кото­рый возникает в горле диффузора. Важной особенностью работы сверхзвукового диффузора является согласование расхода воздуха, проходящего через диффузор и компрес­сор. Это возможно только на расчетном режиме полета, когда все скачки уплотнения проходят через переднюю кромку наружной обечай­ки. В полете на сверхзвуковых скоростях при несоответствии расхода воздуха, проходящего через диффузор, с потребным количеством воз­духа для нормальной работы двигателя происходит нарушение устойчивой работы входного устройства, наступает помпаж. Помпаж входного устройства может возникнуть на больших сверх­звуковых скоростях полета при значительном увеличении количества воздуха, подводимого к двигателю, по сравнению с расходом воздуха через двигатель, т. е. когда пропускная способность диффузора значи­тельно превышает потребности двигателя в расходе воздуха. В резуль­тате повышается давление перед компрессором, канал переполняется излишним количеством воздуха, разрушается система скачков и вы­званные этим завихрения потока резко уменьшают расход воздуха че­рез горло диффузора. Затем цикл колебаний потока повторяется, каждые 5—8 сек. Сильная пульсация потока в диффузоре, как правило, приводит к помпажу двигателя. Для обеспечения устойчивой работы входного устройства в широ­ком диапазоне чисел М полета применяют регулируемые диффузоры. Регулируемый диффузор имеет подвижное центральное тело 3 (см. рис. 4, а), которое при изменении скорости полета перемещается в канале переменного диаметра, регулируя площадь горла диффузора и обеспечивая расчетное положение скачков уплотнений, благодаря чему согласуются расходы воздуха через диффузор и компрессор. Кро­ме того, положение скачков регулируется и створками 1. Управление центральным телом осуществляется автоматически от системы регули­рования двигателя. Сверхзвуковое входное устройство для числа М = 2,5 необходимо изготовлять из стали, так как температура заторможенного потока и элементов входного устройства достигает при этом 215° С и более, при числе М = 3,5 необходимо применять жаропрочную легированную сталь, так как в этом случае температура заторможенного потока пре­вышает 475° С. Достоинство сверхзвукового диффузора с внешним сжатием состоит в том, что благодаря возможности его регулирования он сохраняет способность устойчивой работы в широком диапазоне скоростей поле­та, в результате чего увеличивается надежность работы силовой уста­новки. Основным недостатком этого диффузора является сравнительно большое лобовое сопротивление из-за наличия центрального тела. В диффузоре с внутренним сжатием (см. рис. 4, б) возникает сис­тема первичных и отраженных косых скачков, число которых может быть различным и определяется профилированием канала. Такие диф­фузоры обладают малым внешним сопротивлением, однако их приме­нение затрудняется тем, что в них не удается осуществить устойчивый процесс сжатия с высоким к. п. д. в достаточно широком диапазоне чисел М полета. В диффузоре со смешанным сжатием (см. рис. 4, в) скачки уплот­нения расположены и внутри и вне диффузора. По своим свойствам он занимает промежуточное положение между двумя вышеописанными. Основной проблемой при создании входных устройств с изменяемой геометрией является проблема согласования пропускной способности диффузора с потребным расходом воздуха, проходящего через двига­тель на заданном режиме полета при минимальном внешнем сопротив­лении и наиболее эффективном сжатии воздуха в диффузоре, что опре­деляет тягу, экономичность и надежность силовой установки в целом. Усилия, действующие на элементы входного устройства Воздушный поток, проходя через профилированный канал входнoгo устройства, взаимодействует с ним. Статическое воздействие воздушного потока на элементы входного устройства определяется статическим давлением воздуха на соответствующую площадь При этом. появляются напряжения сжатия, если двигатель работает на земле, растяжения — в полете. Если направить ось х (рис. 5) слева направо и совместить ее с осью канала, то проекция на эту равнодействующей сил статического давления направлена по оси х и может быть определена из уравнения , где F — площадь кольца в сече аи 2—2: F=; F— площадь круга в сечении 1-1: . рис. 5. К определению осевой силы, действующей на входное устройство ТРД с осевым компрессором. Усилия, возникающие от динамического воздействия потока воздуха, определяют по изменению количества движения. Величину осевой силы определяют из уравнения где GB — секундный расход воздуха, кГ/сек; сг и с2 — скорости во входном и выходном сечениях канала, м/сек. Суммарная осевая сила, действующая со стороны воздушного потока на входное устройство, . Это сила действует на внутренние стенки канала входного устройства и стенки внутреннего конуса (обтекателя). Направление Р совпадает с направлением полета, поэтому болты крепления входного устройства к двигателю работают на растяжение, а само входное устройство участвует в создании реактивной тяги. Способы защиты входного устройства от обледенения и попадания посторонних предметов Обледенение элементов входного устройства и лопаток входного направляющего аппарата становится возможным, если в полете или при работе двигателя на земле температура наружного воздуха будет 3-5 С и ниже, а влажность воздуха лежит в пределах 1-2 г/м и более. Кроме того, обледенение возможно при полете в тумане и облаках. Предохранение деталей входного устройства от обледенения можно обеспечить впрыскиванием в поток воздуха распыленной противообледнительной жидкости (например, смеси спирта и воды), подогревом поверхностей деталей горячим воздухом, отбираемым из компрессора, или горячим маслом, откачиваемым из отстойников двигателя. Подогрев можно осуществить также при помощи специальных термоэлектрических элементов. В обогреваемых лопатках вход­ного направляющего аппарата для прохода воздуха делают продольные щели, которые по носку лопатки заделывают тем или иным спосо­бом (рис. 6). При любом способе обогрев дол­жен быть умеренным, так как пе­регрев поверхностей ведет к ко­роблению соответствующих элемен­тов и, что особенно важно, к паде­нию тяги двигателя. Последнее объясняется увеличением темпера­туры воздуха на входе в компрес­сор и уменьшением его плотности. Поэтому при отсутствии условий обледенения обогрев двигателя горячим воздухом должен быть вы­ключен. Рис.6. Обогреваемые лопатки на­правляющего аппарата: а- с приваренным носиком; б – с заваренным концом щели; в- с запаянным концом щели; г- с накладным стальным носиком, приваренным к стальной пробке точечной электросваркой. Для определения условий обледенения на серийном ТВД, например, устанавливают сигнализатор обледенения СО-4А, который при наличии условий обледенения подает периодический сигнал, и ми­гающая красная лампа требует от пилота включения системы обогрева. Эффективность устранения обледенения вполне достаточна уже при нагреве обдуваемых поверхностей до 80—100° С. Защитные устройства устанавливают для предотвращения попада­ния в двигатель посторонних предметов (камней, кусочков бетона и т. п.) при работе двигателя на земле во время стоянки, при рулении, взлете и посадке. Имеются случаи, когда в полете в двигатели попадают птицы и крупный град. Попадание посторонних предметов в двигатель может привести к повреждению элементов проточной части. Особенно опасно поврежде­ние рабочих лопаток компрессора. Для защиты от попадания посторон­них предметов во входном канале устанавливают неубирающиеся или убирающиеся в полете решетки и сетки. На рис. 7 показана одна из возможных схем защитного устройства. Данная схема воздухозаборника ТРД предназначена для самолетов со сравнительно небольшими скоростями полета. Воздухозаборник имеет центральное коническое тело 1, которое с наружной обечайкой 4 образует расширяющийся кольцевой канал таким образом, максимальный диаметр центрального конического тела примерно равен диаметру на входе воздухозаборник. Воздушный поток огибает коническое тело, а капли влаги и твердые частицы, отражаясь от стенок конуса и внутренней стенки воздухозаборника, попадают во влагопылесборник 3, оседают в нем и через специальный патрубок удаляются. На поверхности центрального конуса предусмотрена кольцевая щель 2 улавливания посторонних частиц у поверхности конуса. Рис. 7 Схема воздухозаборника с защитным устройством Глава II КОМПРЕССОРЫ Назначение и основные требования Компрессор служит для сжатия воздуха и подачи его в камеру сгорания. Основными элементами компрессора являются ротор с рабочими лопатками и статор – корпус со спрямляющими аппаратами и противопомпажными устройствами. Наличие компрессора позволяет получить тягу при работе двигателя на месте, приводит к увеличению тяги и уменьшению удельного расхода топлива двигателя на скоростях полета с числом М = 2,5 - 3. Основными параметрами компрессора являются: 1. Степень повышения давления воздуха увеличение которой до оптимальной повышает тягу двигателя, уменьшает удельный вес двигателя и удельный расход топлива. Увеличение расчетной возможно за счет роста числа ступеней или повышения напорности отдельных ступеней, а также за счет применения сверхзвуковых ступеней. 2. Производительность компрессора GB, определяемая количеством воздуха, проходящего через компрессор за 1 сек. 3. Коэффициент полезного действия компрес­сора, который также определяет экономичность двигателя; современ­ные компрессоры имеют = 0,87 - 0,91. Коэффициент полезного действия компрессора зависит от того, насколько тщательно (по точнос­ти расчетов и чистоте поверхностей лопаток и корпуса) выполнена проточная часть компрессора, насколько соответствуют углы обте­кания лопаток статора и ротора расчетным значениям, как обеспечи­ваются минимальные осевые и радиальные зазоры между неподвиж­ными и вращающимися деталями компрессора и т. д. 4. Скорость вращения ротора компрессора, которая лежит в пределах п = 2000-21 000 об/мин. 5. Число ступеней, которое для многоступенчатых ком­прессоров составляет 7—18. Уменьшение числа ступеней при заданной степени повышения давления можно достигнуть путем увеличения окружной скорости ротора. Однако максимальное значение окружной скорости Ua на наружном радиусе рабочего колеса ограничивается числом = 0,85-0,95 (по относительной скорости) для дозвуко­вых скоростей, что соответствует Ua = 300-350 м/сек. Кроме того, повышение окружной скорости в дозвуковых ступенях ограничено увеличением абсолютной скорости на входе в спрямляющий аппарат, которая при некотором значении может стать сверхзвуковой. В сверхзвуковых ступенях UH ограничивается только прочностью лопаток рабочего колеса и обычно не превышает 400—450 м/сек. 6. Относительный диаметр втулки характе­ризует габариты компрессора; для первых ступеней относительный диаметр втулки по типам ГТД равен: ТРД …………………………..= 0,4-0,6 дтрд…………………………..= 0,35 – 0,4 ТВД ………………………….= 0,5 – 0,7 Больший ТВД объясняется тем, что габариты компрессора определяются габаритами редуктора. Компрессор является одним из основных элементов ГТД, во мно­гом определяющим размеры, вес, экономичность и ряд других важных конструктивных показателей и особенностей двигателя. Поэтому к компрессору предъявляются серьезные требования, основными из которых являются следующие: 1) обеспечение заданной степени повышения давления воздуха при значительной производительности и сравнительно небольшом числе ступеней, малых габаритах и весе; 2) высокое значение к. п. д. на рабочих режимах; 3) устойчивая работа в широком диапазоне скорости вращения ротора, обеспечивающая равномерную (без пульсаций) подачу возду­ха в камеру сгорания; 4) простота конструкции, обеспечивающая легкость монтажа и демонтажа компрессора, низкую стоимость его изготовления, ремонта и технического обслуживания; 5) высокая эксплуатационная надежность; 6) хорошая компоновка с камерой сгорания и другими узлами дви­гателя. Перечисленные требования наиболее полно удовлетворяются в осе­вых многоступенчатых компрессорах, которые применяются в боль­шинстве современных ГТД. Центробежные компрессоры, стоявшие на первых ГТД, в настоящее время используются в основном в мало­мощных ГТД и турбостартерах. Рассматривая требования, предъявляемые к компрессору, необхо­димо остановиться на некоторых мерах, которые связаны с выполне­нием перечисленных требований. Например, при увеличении степени повышения давления осевого компрессора требуется более сложная механизация, и при больших необходимо изменять схему компрес­сора для расширения границ его устойчивой работы. Кроме того, при повышении и увеличении расчетной скорости полета температура воздуха за компрессором становится настолько высокой, что затруд­няется использование его для охлаждения лопаток и дисков турбины, корпусов, опор подшипников и других деталей двигателя. Вес компрессора также зависит от выбранного значения , кото­рая определяет число ступеней, от его конструкции, рационального выбора материалов, формы проточной части, принятой силовой схемы ротора и статора, геометрии рабочих и спрямляющих лопаток и ряда других факторов. Вес компрессора составляет до 40— 45% веса ТРД и до 30% веса ТВД. Для сохранения высоких значений к. п. д. (помимо тех мер, которые были рассмотрены ранее для расчетных режимов) на нерасчетных режи­мах применяют поворотные лопатки направляющих и спрямляющих аппаратов, перепуск воздуха из компрессора в атмосферу, двух- и трехроторные компрессоры. Благодаря этому расширяется диапазон устойчивой работы компрессора, облегчается запуск двигателя и повы­шается его экономичность на нерасчетных режимах. В двух- и трехроторной схеме роторы компрессоров низкого, сред­него и высокого давления имеют между собой только газодинамичес­кую связь. Так как степень повышения давления в каждом из них не­велика, то необходимость в специальном регулировании компрессора отпадает или такое регулирование значительно упрощается. Осевые компрессоры классифицируют: 1) по числу роторов — на одно-, двух- и трехроторные; примене­ние двухроторных компрессоров позволило увеличить степень повыше­ния давления до 10—18 и более, а трехроторных — в некоторых ДТРД позволяет увеличить до 20—30; 2) по скорости воздуха на входе в рабочее колесо — на дозвуковые и сверхзвуковые. Роторы компрессоров Ротор осевого компрессора предназначен для преобразования при помощи рабочих лопаток механической энергии, подводимой к нему от турбины, частично в энергию давления, а частично в кинетическую энергию воздушного потока. Одновременно с давлением растет и тем­пература воздуха. Конструктивно роторы осевых компрессоров выполняются бара­банного, дискового или барабанно-дискового типов. Ротор барабанного типа представляет собой тонкостенный цилиндр либо усеченный конус, изготовленный из алюминиевого сплава или стали, на котором в продольных или кольцевых пазах закреплены рабочие лопатки. Барабан 2 (рис.8) имеет коническую форму и своими передней 1 и задней 4 цапфами опирается на подшипники. Рабочие лопатки рас­положены в кольцевых пазах. Рис.8. Ротор барабанной конструкции: 1-передняя цапфа; 2 —барабан; 3—призонный болт; 4— задняя цапфа Крепление лопаток в кольцевых пазах лучше, чем в продольных, так как число лопаток в каждой ступени различно и прочность барабана выше. Однако установка и крепление лопаток, особенно последних, сложнее, чем в случае применения продольных пазов. Одинаковое число лопаток для всех ступеней при продольных пазах не обеспечивает максимальную напорность всех ступеней, но изготовление барабана с продольными пазами дешевле, а крепление лопаток проще. К преимуществам ротора барабанного типа относятся: высокая изгибная жесткость, простота конструкции и технология изготовления, невысокая стоимость. Основными недостатками ротора такого типа являются: ограничение (из условия прочности барабана) окружной скорости ротора на наружном диаметре — не более 180—200 м/сек, так как ба­рабан работает в основном на разрыв от центробежных сил вращающих­ся масс лопаток и самого барабана; недостаточная прочность барабана в случае выполнения продольных пазов, а применение более толстой стенки барабана увеличивает его вес; невозможность менять число лопаток в ступенях в случае продольных пазов, что снижает напорность компрессора и при заданной степени повышения давления увеличивает число ступеней, длину и вес компрес­сора; невыгодность малой окружной скорости для работы турбины, по­этому, чтобы получить на турбине окружную скорость порядка 300— 350 м/сек, диаметр ее ротора должен значительно превышать диаметр ротора компрессора, что вызывает несогласованность в диаметрах компрессора, камеры сгорания и турбины. Ротор дискового типа представляет собой набор отдельных дисков, закрепленных на общем валу. Вал 1 (рис.9), опирающийся на под­шипники, служит для передачи крутящего момента и центрирования дисков 2. Каждый диск имеет обод 7 для крепления лопаток и ступицу 8 для соединения с валом. Для обеспечения, прочности обода, ослабленного выполненными в нем пазами под замки крепления лопаток, он выпол­няется утолщенным. Чтобы получить равнопрочность диска, ослаб­ленного в центральной части отверстием под вал 1 с напрессованной на него втулкой 3, его стенки к ступице обычно делают более толстыми, а сама ступица выполняется значительно утолщенной. Важным требованием к соединению диска с валом является обеспе­чение надежного центрирования диска и передачи крутящего момента. Рис.9. Ротор дисковой конструкции Соединение дисков с валом осуществляется путем напрессовки на ко­нический или ступенчатый вал, а также при помощи шлицев или ку­лачков. При соединении дисков с валом при помощи шлицев натяг нужен лишь для центрирования дисков, а крутящий момент передается через шлицы. Недостатками шлицевого соединения являются невозможность передачи больших крутящих моментов и возникновение концентрации напряжений в шлицах. К преимуществом роторов дискового типа относится возможность работы при больших окружных скоростях (на наружном диаметре диска допускается = З00 м/ сек и более), что увеличивает напорность компрессора и хорошо согласует диаметр турбины с диаметром компрессора. Недостатками являются: малая изгибная жесткость приводящая к необходимости применения валов большого диаметра что увеличивает вес ротора; необходимость постановки двух опор ротора компрессора; сложность производства, монтажа и демонтажа, что увеличи­вает стоимость изготовления и ремонта. Ротор барабанно-дискового типа представляет собой набор дисков с развитыми в осевом направлении коническими 2 (рис.10 ) или цилиндрическими 4 буртами, которые имеют насадочные пояски для центровки дисков и лабиринтные гребешки. Рис. 10. Ротор барабанно-дисковой конструкции К заднему диску крепится коническая цапфа 5, а передний диск 1 сам переходит в цапфу. Диски между собой и цапфой соединены при помощи натяга и равных штифтов 3, количество которых равно числу рабочих лопаток. При данном способе соединения дисков барабанная часть одного диска запрессовывается в обод другого, для чего диск с охватывающим ободом нагревается на 50-100° С выше рабочих температур диска, чтобы сохранить необходимый натяг в рабочем состоянии ротора После запрессовки сверлят и развертывают радиальные отверстия, в которые с натягом устанавливают штифты 3. Большой диаметр барабана высокую жесткость. Толщина стенок диска и барабана получается небольшой, а вес ротора данной конструкции не превышает веса ротора барабанной конструкции. Применение роторов барабанно-дискового типа целесообразно при выполнении всех элементов конструкции из стали. Такой ротор имеет малый вес, прост в изготовлении и удобен в сборке. Рис.11 Ротор компрессора высокого давления: 1—проставка; 2— призонный болт Для уменьшения расстояния между опорами и в случае применения конических опор, которые повышают изгибную жесткость ротора, несколько ступеней дискового или барабанного типа 3 (рис.12) консольно крепят к передней или задней цапфе ротора 4. Рис. 12. Ротор компрессора низкого давления: 1 — передняя цапфа; 2 —проставка; 3 — две ступени бара­банного типа, расположенные консольно; 4 — задняя цапфа Ротор барабанно-дискового типа, сочетая в себе преимущества ро­торов барабанного типа (большая изгибная жесткость при малом весе) и роторов дискового типа (высокая прочность), нашел широкое при­менение во многих современных серийных газотурбинных двигателях. Рабочие лопатки Конструктивно рабочая ло­патка состоит из профильной ча­сти (пера) 1 (рис.13) и замка 2. Профильная часть лопатки обте­кается дозвуковым или сверх­звуковым воздушным потоком и от ее аэродинамических качеств зависит степень повышения дав­ления и к. п. д. компрессора. Рис. 13. Геометрические параметры лопатки: l-длина лопатки; t — шаг решетки; б —хорда профиля; с —максимальная толщина профиля Спрофилированная по определенному закону рабочая лопатка имеет аэродинамическую и геометрическую закрутку. Аэродинамическая закрутка представляет собой изменение кривизны профиля лопатки по радиусу с целью обеспечения необходимого закона изменения диффузорности межлопаточных каналов по высоте лопатки. Геометрическая закрутка осуществляется путем поворота всех сечении лопатки на определенный угол относительно корневого сечения в соответствии с законом изменения треугольников скоростей по радиусу. Особенно сильно закручены лопатки первых сверхзвуковых ступеней. Рис.14 иллюстрирует гео­метрическую и аэродинамиче­скую закрутку лопатки вдоль радиуса. С увеличением радиуса увеличивается угол установки профилей лопатки, что определяет геометрическую закрутку, и уменьшается кривизна профилей, что определяет аэродинамическую закрутку (радиус кривизны корневого сечения меньше радиуса кривизны периферийного сечения). Рис. 14. Закрутка лопатки по радиусу: углы установки профи­лей лопатки в корневом, среднем и пери­ферийном сечениях соответственно на входе в рабочее колесо; углы установки профилей лопатки в кор­невом, среднем и периферийном сечениях соответственно на выходе из рабочего колеса К рабочим лопаткам осевых компрессоров предъявляются такие основные требования. 1. Хорошие аэродинамические качества профильной части: большая подъемная сила, малое лобовое сопротивление и возможность работать без срыва в широком диапазоне изменения углов атаки. 2. Высокая механическая прочность, так как действующие на лопатку центробежная и газовые силы вызывают большие напряжения растяжения, кручения и изгиба. 3. Высокая точность изготовления и чистота обработки поверхности. Отклонение от номинальных размеров допускается не более 0,05 — 0,15 мм, а от номинальных углов — не более ±15'. Чистота обработки профильной части оказывает большое влияние как на прочность, tjk и на к. п. д. компрессора. Наличие даже мельчайших рисок, особенно на кромках, часто является причиной появления трещин и возникно­вения поломок. Поэтому поверхность профильной части обрабатывают до седьмого — десятого класса чистоты, а кромки часто полируют в продольном направлении. 4. Приемлемые вибрационные характеристики, исключающие воз­можность возникновения вибраций лопаток с большими амплитудами в диапазоне рабочих скоростей вращения ротора двигателя. Разброс частот собственных колебаний лопаток одной степени не должен пре­вышать 3 — 4%. Геометрические параметры рабочей лопатки. 1. Длина лопатки, которая определяется из уравнения расхода, , откуда Вследствие увеличения плотности воздуха вдоль компрессора при малом изменении осевой скорости са и среднего диаметра Dcp длина лопатки l от ступени к ступени должна уменьшаться. Для получения большой производительности компрессора длину лопатки первой ступени желательно иметь как можно большей не столько за счет увеличения наружного диаметра, сколько за счет умень­шения внутреннего. Однако при очень малом внутреннем диаметре напорность ступени падает, так как вследствие малых окружных ско­ростей у корневого сечения часть лопатки в процессе сжатия почти не участвует. С другой стороны, увеличение длины лопатки ограничено уменьшением ее прочности и ухудшением вибрационной характерис­тики. Длина лопатки последних ступеней составляет, как правило, не менее 25 — 30 мм, так как при значительном уменьшении длины ло­патки увеличивается относительный радиальный зазор, что приводит к уменьшению к. п. д. компрессора. Длина лопаток дозвукового компрессора современных ГТД лежит в пределах 25 — 28,0 мм. 2. Хорда лопатки Ь, величина которой выбирается в за­висимости от длины лопатки. Например, значение хорды у корня ло­патки находится из выражений: для первых ступеней с небольшим значением BT Ьк = (0,22 4- 0,285)l; для последних ступеней Ьк = (0,4 -0,55)l. На остальных радиусах хорда лопатки либо остается постоянной, либо несколько уменьшается. Величина хорды определяет ширину обода колеса, а следователь­но, длину и вес компрессора. Поэтому выбор хорды должен быть ра­циональным. Наименьшей хорде соответствует минимальный шаг решетки, обусловленный возможностью размещения лопаток на колесе и прочностью замков крепления. 3. Густота решетки, которая определяется отношением хорды лопатки к шагу решетки и находится экспериментально. Густота решетки для первых ступеней обычно лежит (в корневом сечении) в пределах = 1,0-1,5 и для остальных ступеней = 1,6-1,8 4. Шаг решетки t, который представляет собой расстояние между одноименными точками профилей соседних лопаток, располо­женных на одном радиусе. Величина шага решетки определяется вы­бранным значением хорды и по выбранной ранее густоте решетки: . Зная шаг решетки и диаметр рабочего колеса у корня лопатки, мож­но найти число лопаток колеса . 5. Относительная толщина профиля , которая определяется отношением максимальной толщины профиля с к его хорде: = 0,025-0,03 - в периферийных сечениях и = 0,07-0,08— в корневых сечениях. 6. Удлинение лопаток — это отношение длины лопатки к хорде на среднем радиусе. Первые ступени компрессоров отечест­венных двигателей имеют удлинение лопаток в пределах 2,5—3. Применение лопаток с большим удлинением в низконапорных сту­пенях ( = 1,15-1,2) позволяет получить легкую конструкцию, работающую с высоким к. п. д., несмотря на увеличение числа ступе­ней. Способы крепления рабочих лопаток на роторе. Соединение лопаток с ротором должно удовлетворять следующим требованиям: высокая прочность; возможность точной установки лопаток; лег­кий монтаж и демонтаж лопаток; простота изготовления; возможность размещения наибольшего числа лопаток; малый вес. Наибольшее распространение получило крепление лопаток в про­дольных пазах. Трапециевидные замки (рис. 15, а) имеют форму равно­бочной трапеции. С хвостовика лопатки усилия передаются через бо­ковые грани диску. Хвостовик лопатки устанавливается с нулевым натягом, но чаще применяется свободная посадка, которая обеспечи­вает более легкую установку и съемку лопатки, а также лучшие демп­фирующие свойства. Пазы для крепления лопаток обычно размещают под углом к оси ротора, близким к углу установки корневых сечений лопаток, что уве­личивает прочность соединения вследствие уменьшения удельного давления на контактирующие поверхности. Соединение типа «ласточкин хвост» позволяет разместить большое число лопаток на рабочем колесе, отличается простотой конструкции, имеет малый вес и достаточную прочность. Елочные замки (рис. 15, б) применяют в компрессорах сравнительно редко—обычно на последних ступенях многоступенча­тых компрессоров. По конструкции они аналогичны елочным замкам турбины. Этот тип соединения используют в тех случаях, когда сталь­ные лопатки работают при повышенных температурах и значительных нагрузках, т. е. когда может иметь место выравнивание нагрузок в зубьях соединений за счет пластических деформаций материала. Зубчатые замки с треугольными выступами (рис. 15, в) применяют в барабанных роторах с кольцевыми пазами ввиду легкости изготовления зубьев в пазах барабана фасонными резцами. Штифтовые и вильчатые замки (рис. 15, г и д соот­ветственно) применяют в дисковых роторах. В этом случае в диске делают один кольцевой паз, если замок штифтовой, два или несколько кольцевых пазов, в которые входят ушки замковой части лопатки, если замок вильчатый. Ушки соединяются с диском осевыми штифта­ми, запрессованными в совместно рассверленные и развернутые для этой цели отверстия в диске и замковой части лопатки. Штифты вос­принимают центробежные силы всей массы лопатки и работают на срез. Их фиксируют от осевого перемещения развальцовкой по боко­вым поверхностям диска или раскерновкой. Основное преимущество штифтового и вильчатого соединений - большая демпфирующая способность. Для увеличения этой способ­ности на трущиеся поверхности наносят специальную пасту. Недос­татком является сложность в производстве, большой вес соединения (при работе в штифтах возникают большие напряжения смятия и сре­за, что требует усиления узла соединения). Цилиндрические замки (рис. 15, е) применяют в турбо­строении. Этот тип соединения не обеспечивает достаточную прочность (ослаблен обод диска), что приводит к ограничению окружных ско­ростей. Этот недостаток исключает возможность применения цилиндри­ческого замка в авиационных ГТД. Прямоугольные замки (рис. 15, ж) используют в экспе­риментальных конструкциях. Центробежные силы массы лопатки вос­принимаются штифтами, работающими на срез. Рис. 15. Типы соединений лопатки с ротором: 1- переходная часть лопатки от профильной части к замку Основы расчета рабочих лопаток на прочность Рабочие лопатки компрессора и турбины входят в число тех дета­лей, которые в основном определяют надежность и ресурс двигателя. Эти лопатки работают в тяжелых условиях воздействия статических, динамических и тепловых нагрузок. К статическим нагрузкам, действующим на лопатку, относятся цент­робежные силы масс лопаток, возникающие при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании профиля лопатки потоком, а также из-за наличия разности давлений газа перед и за лопаткой. Центробежные силы вызывают напряжения растяжения, изгиба и кру­чения; газовые - напряжения изгиба и кручения. К динамическим нагрузкам, действующим на лопатки, относят на­грузки, возникающие в результате колебании лопаток. Расчет динамических нагрузок, которые представляют собой переменные по знаку и величине напряжения кручения и изгиба, затруднителен и величину их обычно определяют экспериментально. К температурным нагрузкам, действующим на рабочие лопатки турбин, относят нагрузки, вызванные неравномерным нагревом лопат­ки как по длине, так и поперечным сечениям, в результате чего в ло­патках возникают внутренние напряжения. Расчет напряжений в лопатках осевых компрессоров и турбин производится одинаковыми методами. Допускаемые напряжения будут различными, так как лопатки турбин За расчетный режим, на котором лопатки работают в наиболее тяжелых условиях, может быть выбран: 1) режим с наибольшим расходом воздуха через двигатель при максимальной скорости вращения ротора (полет с максимальной скоростью у земли и с минимально возможной температурой окружающего воздуха - 60С); 2) режим с минимальным расходом воздуха при максимальной скорости вращения ротора (полет на максимально возможной высоте для данного типа самолета); 3) режим с наибольшей или наименьшей температурой воздуха на входе в двигатель при максимальной скорости вращения ротора. Расчет лопатки на растяжения от центробежных сил. При вращении лопатки действует центробежная сила, равная произведению массы m на угловое ускорение , , где - удельный вес материала лопатки; g – ускорение свободного падения Изгиб лопатки газовыми силами. При обтекании лопатки воздушным (газовым) потоком образуется перепад давлений между вогнутой и выпуклой частями профиля, что вызывает появление аэродинамической силы Раэр (рис.16). Сила Раэр может быть разложена на составляющие: окружную Ри, действующую на лопатку плоскости вращения, и осевую , действующую в плоскости, перпендикулярной к плоскости вращения. Кроме того, в осевом направлении действует статическая сила обусловленная разностью давлений перед и за рабочим колесом. По­этому результирующая осевая сила Ра=+. Приложенная в центре давления Д (рис.17) окружная сила Ри вызывает кручение лопатки относительно центра жесткости Ж. Осевая сила , как и результирующая осевая сила Ра , вызывает изгиб лопатки в осевой плоскости и кручение относительно центра жесткос­ти Ж.. Суммируясь по всем лопаткам рабочего колеса и по всем рабо­чим колесам, осевые силы Ра образуют результирующую осевую силу Ррот, которая стремится переместить ротор компрессора вперед по полету. Рис.16. Изгиб лопатки газовыми силами рис.17. Кручение лопатки газовыми силами. Величина газовых сил определяется режимом работы двигателя и режимом полета. Изменение последних вызывает изменение расхода воздуха (газа) через двигатель и скоростей воз­душного (газового) потока в проточной части двигателя, что в ос­новном и обусловливает изменение газовых сил. Зная величины газовых сил и геометрические данные лопатки, находят изгибающие моменты в расчетных сечениях вдоль радиуса в обеих плоскостях относительно осей а и И(МГа и МГи). Изгиб лопатки центробежными силами. При работе двигателя ло­патки компрессора и турбины, помимо напряжений растяжения, ис­пытывают также напряжения изгиба и кручения от действия центро­бежных сил. Изгиб лопатки центробежными силами происходит в том случае, когда линия, соединяющая центры тяжести отдельных сечений лопат­ки, не совпадает с радиальным направлением. Причинами отклонения линии центров тяжести сечений лопатки от радиального направления могут быть погрешности конструктивного или технологического порядка, упругая деформация лопатки от дей­ствия газовых сил в обоих плоскостях во время работы двигателя, а также преднамеренное, заранее рассчитанное в процессе профилиро­вания лопатки смещение центров тяжести сечений от радиального на­правления для разгрузки лопатки от изгибающих моментов газовых сил. Определение напряжений изгиба. Напряжения изгиба от действия газовых и центробежных сил находят раздельно, а затем алгебраически суммируют их. Такое определение напряжений облегчает выбор наи­более опасных условий работы. При расчете учитывают, что нагрузка на лопатку зависит от скорости и высоты полета и скорости вращения ротора двигателя. Изгибающие моменты от газовых, сил изменяются пропорционально расходу воздуха (газа) через двигатель, а изгибаю­щие моменты от центробежных сил зависят только от квадрата угловой скорости вращения ротора. При расчете лопатку рассматривают как консольную балку с рас­пределенной по ее длине нагрузкой. При этом определяют напряжения от изгибающих моментов относительно главных центральных осей инерции сечений и (рис.18). Положительно направленным счи­тается такой момент, который вызывает деформацию лопатки по на­правлению вращения ротора и движения газов. Оси а, И и , про­ходят через ц. т. сечения и повернуты друг относительно друга на угол . Этот угол определяет положение главных центральных осей инерции и . Максимальные напряжения изгиба возникают в точках А, Б и В, наиболее удаленных от главных центральных осей инерции. Определение суммарных напряжений и запасов прочности. Сум­марные напряжения в точках А, Б и В профиля лопатки, наиболее удаленных от главных центральных осей инерции и находят путем алгебраического сложения нормальных напряжений от изгиба газовыми силами , изгиба центробежными силами и растяжения центробежными силами: ; ; . Напряжения изгиба от газовых и центробежных сил в точках А, Б и В различны по величине. Их знак зависит от направления действия изгибающих моментов и положения точек А,Б и В относительно и. напряжения растяжения от центробежных сил в любой точке сечения одинаковы по величине и знаку (положительны). Вычислив суммарные напряжения, и расчетных сечениях лопатки, строят графики и проводят огибающую линию максимальных напряжений в сечениях по длине лопатки (рис.19) Коэффициенты запаса прочности в каждом расчетном сечении определяются отношением предела длительной прочности материалов в данном сечении к максимальному расчетному напряжению в этом же сечении: , где - предел длительной прочности материала лопатки (напряжение, вызывающее разрушение образца при данной температуре t и длительности испытания ). рис. 18. Расположение характерных точек сечения лопатки и главных центральных осей инерции и относительно осей относительно осей. рис.19. Суммарные напряжения в характерных точек сечения лопатки. Расчет на прочность замка крепления лопатки типа «ласточкин хвост». При расчете крепления лопаток на прочность обычно пользуются приближенными методами, которые позволяют сделать лишь сравнительную оценку прочности соединения. При этом применяют достаточно простой закон распределения нагрузок, пренебрегая температурными напряжениями, вызванными различием температур и коэффициентов линейного расширения соединенных деталей, вибрацион­ными и другими сравнительно небольшими напряжениями. За расчетный режим, как правило, берут режим максимальной скорости вращения ротора при наибольшем расходе воздуха через двигатель. Основной расчетной нагрузкой является центробежная сила Рц.л от массы всей лопатки, включая массу замка. Кроме того, замок нагружен суммарным изгибающим моментом от центробежных и газовых сил, действующим на перо лопатки. Для уменьшения суммарного изгибающего момента замок часто располагают относительно пера лопатки так, чтобы линия действия центробежной силы пера лопатки проходила через ц. т. замка. Сила Рц;л, создавая нормальные к поверхности замка силы N, вызывает напряжения смятия контактирующих поверхностей (рис. 20). Кроме того, сила Рц.л создает силу трения F =N (- коэффициент трения ). Рис. 20. К расчету на прочность замка крепления лопатки Напряжение смятия от центробежной силы массы лопатки при равномерном распределении нагрузки по поверхности контакта будет равно , где S = ab — площадь поверхности контакта. Составив уравнение равновесия проекций всех сил на направление действия силы Рц.л, находят нормальную силу N: Рц. л = 2N sin —2N cos = 0, откуда . Напряжение смятия на боковой поверхности замка будет: . Угол a обычно составляет 15-20°, = 0,2 (сталь по стали) или = 0,4 (алюминиевый сплав по алюминиевому сплаву). С увеличением угла а при прочих равных условиях напряжения смятия уменьшаются. В осевых компрессорах напряжения смятия в соединении типа «ласточкин хвост» лежат в пределах: для стальных лопаток = 3 500 - 4 000 кГ/, для лопаток из алюминиевых сплавов = 1500-2 000 кГ/ Колебания лопаток Свободные колебания. Рабочую лопатку при анализе ее колебаний рассматривают как консольную балку с жесткой заделкой у корня в виде упругой линии. Если, отклонит ло­патку от положения равновесия, а затем отпустить, то действием сил упругости материала лопатка начнет перемещаться к положению своего равновесия. При этом скорость движения лопатки увеличивает­ся растут силы инерции, а силы упругости уменьшаются. В момент времени, когда лопатка достигает положения своего равновесия , она имеет максимальную скорость. В этом случае силы инерции определяемые накопленной кинетической энергией, достигают своего наибольшего значения, а силы упругости материала установят равными нулю. Под действием сил инерции лопатка пройдет равновесное положение, отклоняясь уже в другую сторону. При этом возрастают силы упругости, а силы инерции уменьшаются. Когда инерционные силы достигнут своего нулевого значения, а силы упругости - максимальной величины, лопатка на мгновение остановится, а затем под действием сил упругости начинает двигаться в обратном направле­нии. Если в процессе колебаний около положения равновесия лопатка не подвергается воздействию внешних сил, то эти колебания носят название свободных, или собственных колебаний. Из-за отсутствия внешних сил, а также из-за наличия различного рода трения колебания лопатки являются затухающими. Колебания лопатки характеризуются амплитудой— наиболь­шим отклонением данной точки лопатки от положения ее равнове­сия и частотой — числом полных колебаний в единицу времени. Частота свободных колебаний может быть определена по формуле , где - числовой коэффициент, зависящий от закона изменения пло­щади сечения по длине лопатки; l— длина лопатки; Е — модуль упругости материала; I — момент инерции сечения лопатки; F — площадь сечения лопатки. Увеличение температуры лопатки уменьшает модуль упру­гости и, следовательно, частоту собственных колебаний. Частота собcтвенных колебаний лопаток турбины, работающих при высоких тем­пературах, может уменьшиться на 15 — 20%. Увеличение длины лопатки уменьшает собственную частоту колебаний пропорционально квадрату отношения длин лопаток: . Увеличение максимальной толщины профиля ло­патки повышает ее жесткость, в результате чего растет частота соб­ственных колебаний. Увеличение кривизны профиля лопатки увеличивает момент инерции, что приводит к возрастанию собственной частоты ко­лебаний. Увеличение клиновидности (уменьшение отношения тол­щины наружного профиля к корневому) и трапециевидности (уменьшение отношения длин хорд наружного и корневого профилей) при неизменном корневом сечении увеличивает частоту собственных колебаний. Увеличение осевых моментов инерции сечений лопатки ведет к росту частоты собственных колебаний лопатки пропорционально корню квадратному из отношения моментов инерции . Частота собственных колебаний зависит также от формы перехода продольной части лопатки к замку, от формы замка и степени зажа­тия его в диске. С увеличением зажатия замка до определенного значе­ния частота собственных колебаний повышается, а затем остается постоянной. Центробежная сила массы пера лопатки Рц.п стремит­ся выпрямить ось лопатки , отклоняемую в процессе ко­лебаний, и вернуть лопатку в равновесное положение. Действуя как дополнительная восстанавливающая сила Рд.п повышает жесткость лопатки и частоту ее собственных колебаний. Кроме того, в конструк­циях, где замок лопатки сидит свободно в своем гнезде, центробежная сила увеличивает защемление замка лопатки. При этом растет частота собственных колебаний. Формы свободных колебаний лопаток. Колебания лопатки харак­теризуются, кроме частоты и амплитуды, соотношением амплитуд ко­лебаний ее отдельных точек, называемым формой свободных колебаний. Форма, частота и величина амплитуды свободных колебаний лопат­ки определяются условиями ее выведения из положения равновесия, геометрическими характеристиками, а также упругими свойствами материала. При свободных колебаниях лопатки каждая ее точка со­вершает движение, являющееся в общем случае суммой простых сину­соидальных (гармонических) колебаний. Формы, соответствующие этим гармоническим колебаниям, называются основными. Ло­патки компрессора имеют бесконечное число основных форм колебаний, но для практики значение имеют те из них, которые вызывают разрушение лопатки в рабочем диапазоне скоростей вращения ротора двигателя. При свободных колебаниях лопатки по одной из основных форме все ее точки колеблются с одинаковой частотой, но с различными амплитудами. При этом некоторые точки лопатки, например у корневого сечения, остаются неподвижными. Геометрическое место точек, которые остаются неподвижными при данной форме колебаний, называют узловой линией. Колебания лопатки, происходящие при одной узловой линии, называют одноузловыми (или колебаниями первой формы), при двух узловых линиях- двухузловыми (колебания второй форме) и т.д. По характеру деформаций собственные (свободные) колебания лопаток подразделяются на изгибные, крутильные и сложные (изгибно-крутильные). При этих формах колебаний поперечные сечения лопаток совершают движения без искажения профиля. Существуют также пластично-изгибные формы колебаний, при которых происходит деформация средней линии профиля. Вынужденные колебания. Колебания лопатки, происходящие под непрерывным воздействием периодически изменяющейся внешней возмущающей силы, называются вынужденными колебаниями. Причины появления периодических сил, действующих на рабочие лопатки различны, но большинство из них связаны с неравномерностью потока газа (воздуха), протекающего через решетку соплового (спрямляющего) аппарата. Кроме того, источниками возмущения потока являются различные конструктивные элементы (ребра, стойки, жаровые трубы, рабочие топливные форсунки), находящиеся в проточной части, пульсационные подачи топлива и горение. Причинами вибраций лопаток являют­ся силы, вызванные колебаниями дисков и валов или срывом потока при больших углах атаки лопатки. В ТВД возмущение потока может быть вызвано воздушным винтом. Резонансные режимы. Частота вынужденных колебаний лопаток, равная частота возмущающей силы, увеличивается при возрастании скорости вращения ротора и при который скорости становится равной одной из частот свободных колебаний лопаток. При этом возникают резонансные колебания, которые могут привести к поломке отдельных лопаток из-за сильного увеличения амплитуд колебаний лопаток и вибронапряжений в них. Опасное для прочности лопаток резонансные колебания называют критическими. Эти колебания не должны находиться в диапазоне рабочих скоростей вращения ротора двигателя, а должны быть по крайней мере на 15-20% выше или ниже этих режимов работы. Демпфирование колебаний. Напряжения, возникающие при ре­зонансе, пропорциональны возбуждающей силе и обратно пропорцио­нальны силам демпфирования. Различают механическое и аэродинами­ческое демпфирование. Механическое демпфирование происходит в ма­териале самой лопатки и в замковых соединениях. Демпфирование в материале объясняется явлением упругого гистерезиса, когда работа, затрачиваемая на нагружение лопатки, больше работы, возвращающей­ся при разгружении. Разница работы демпфирования растет с увели­чением массы и температуры лопатки. Работа демпфирования зависит от материала лопатки — в алюминиевой лопатке она в несколько раз больше, чем в стальной. Демпфирование в замковой части происходит за счет сил трения в соединении и гистерезиса материала замка. Оно зависит от конструк­ции замка, размеров, условий посадки (с зазором или с натягом) и от величины центробежной силы. Силы трения в соединении умень­шаются при увеличении центробежной силы и растут при увеличении корневого сечения лопатки и напряжений в нем. Механическое демпфирование в лопатках осевого компрессора значительно меньше, чем в лопатках турбины. Аэродинамическое демпфирование обусловле­но изменением угла атаки и относительной скорости потока вследствие изменения скорости движения лопатки при колебаниях. Меры предотвращения резонансных режимов. Смещение опасных резонансных колебаний из зоны рабочих скоростей вращения возможно изменением частоты собственных колебаний лопаток либо изменением частоты возбуждающих сил, которые вызывают эти колебания. Частоту свободных колебаний лопатки можно изменить соответ­ствующим изменением размеров и конфигурации лопатки, а частоту возбуждающих сил — изменением числа и конструкции стоек, лопа­ток, камер сгорания и т. д. Уменьшение амплитуд колебаний и, следовательно, вибрационных напряжений достигается снижением до минимума неравномерности потока, например, путем правильного профилирования проточной части двигателя и конструктивных элементов, находящихся в потоке, увеличением осевого зазора между лопатками СА и РК, изменением числа, конфигурации и местоположения окон перепуска воздуха и от­бора воздуха от компрессора. Так, на серийном ТВД для обеспечения равномерного отбора воздуха из компрессора и камеры сгорания на перепуск в атмосферу, обогрев деталей двигателя и самолетные нужды устанавливают ресиверы с большим числом отверстий в корпусе ком­прессора и камеры сгорания. Улучшение механического и аэродинамического демпфирования колебаний лопаток также является важным средством увеличения вибропрочности. Для механического демпфирования используют шар­нирное соединение лопатки с диском, бандажирование лопаток пол­ками по наружному диаметру РК или проволокой по среднему диа­метру; последнее особенно эффективно для длинных лопаток. Улучшение аэродинамического демпфирования возможно путем уменьшения установочных углов лопаток, уменьшения .перепуска воздуха и регулированием положения поворотных лопаток статора. Запас усталостной прочности лопаток повышают, снижая концен­трацию напряжений, например, обеспечивая плавные переходы от пера к замку лопатки, а также применяя более прочный материал или же улучшая его термическую обработку. Усилия, действующие на ротор компрессора Центробежные силы испытывают в основном барабаны и диски. Под действием этих сил в материале барабанов и дисков возникают напряжения растяжения. Барабан подобно кольцу под действием центробежных сил собст­венных масс и масс лопаток стремится разорваться по образующей. Напряжения в нем тем больше, чем больше центробежные силы рабо­чих лопаток и окружная скорость барабана. При рассмотрении действия центробежных сил на диск последний можно мысленно представить состоящим из отдельных, не связанных друг с другом колец, вращающихся с одинаковым числом оборотов. За наружное кольцо примем обод диска, т. е. его утолщенную часть, в которой размещены замки лопаток. В этом случае обод подобен ба­рабану, нагруженному центробежными силами лопаток и собственной массы. Каждое из последующих колец, отдельно" взятое, также можно уподобить барабану, нагруженному только центробежными силами собственной массы. Кольца, лежащие ближе к центру, нагружены мень­ше, чем периферийные. Поэтому они обладают запасом прочности и несут дополнительную радиальную нагрузку. При окружной скорости обода и прилегающей к нему части диска, большей, чем это допустимо из условий прочности барабана с такой же нагрузкой, в реальном диске происходит догружение его элемен­тов, лежащих ближе к центру, радиальными нагрузками со стороны периферийных участков, и диск не разрушается. Следовательно, в диске действуют, помимо растягивающих напряжений в окружном направлении, растягивающие напряжения в радиальном направлении. Диск с центральным отверстием при прочих равных условиях ме­нее прочен, чем сплошной. Для компенсации ослабления диска, выз­ванного наличием центрального отверстия, у таких дисков вокруг отверстия обычно делают утолщенную ступицу. Силы собственного веса ротора действуют в плоскости, проходя­щей через ось двигателя, и вызывают изгиб ротора. Так как равнодей­ствующая сила собственного веса ротора Gp (рис.21) приложена в ц.т. ротора, то изгибающий момент имеет максимальное значение вблизи середины пролета между опорами. Чем меньше расстояние между опорами, тем меньше изгибающий момент. Для уменьшения расстоя­ния между опорами в роторах барабанного и барабанно-дискового типов первая и последняя ступени компрессора иногда размещены на консольных участках. Изгибающие моменты восприни­маются в роторах дискового типа валом, а в роторах барабанного и ба­рабанно-дискового типов — барабаном и кольцевыми участками. Силы инерции возникают при разгоне или торможении самолета, а также при изменении траектории полета. При разгоне или торможении самолета появляется осевая сила инерции, нагружающая ротор двигателя и передающаяся на корпус через упорный подшипник. Величина этой силы зависит от массы ро­тора и ускорения летательного аппарата. Сила инерции, передающаяся в осевом направлении на фиксирую­щий упорный подшипник, определяется из равенства * где а — ускорение самолета. Так как отношение (пэ — коэффициент эксплуатационной перегрузки), то Pja = пэ Gp. Для случая торможения самолета при посадке пэ = 3. Рис.21. Схема нагружения ротора компрессора: Рц. л- центробежные силы лопаток; PQ д - осевые силы лопаток; Рк -давление воздуха в проточной части; Рвн_- давление воздуха внутри ротора; Р- давление воздуха на переднюю торцовую стенку; ,- давление воздуха на заднюю торцовую стенку; -сила собственного веса ротора; -центробежная сила инерции; -момент от турбины; -осевая сила инерции; -суммарная осевая сила, действующая на ротор. При криволинейном полете возникает центробежная сила инерции ротора , где mр — масса ротора; r — радиус кривизны траектории самолета; — угловая скорость эволюции самолета. Гироскопический момент возникает при отклонении траектории от прямолинейной и вызывает изгиб ротора. Величина этого момента определяется по формуле где I- массовый момент инерции ротора относительно оси вращения; - угловая скорость вращения ротора; - угол между векторами угловых скоростей и . При расчетах берут = 90, в этом случае гироскопический момент максимален. Крутящий момент передается ротору компрессора от турбины. С другой стороны, окружные составляющие аэродинамической силы Ри, возникающие при обтекании рабочих колес воздушным потоком на каждой ступени создают относительно оси вращения ро­тора крутящий момент сопротивления, направленный против вращения. Крутящий момент турбины действует по направлению вращения рото­ра компрессора и передается через его детали рабочим лопаткам. Наи­больший крутящий момент испытывают детали ротора, непосредст­венно связанные с валом турбины. Так как в каждой ступени компрес­сора часть подведенного момента отдается через рабочие лопатки воз­духу, то передаваемый деталями ротора момент убывает в направлении от последней ступени компрессора к первой. Величина окружных усилий, возникающих в деталях ротора при передаче крутящего момента, пропорциональна передаваемому мо­менту и обратно пропорциональна количеству соединяющих элемен­тов и их расстояниям от оси вращения. В роторе барабанного типа крутящий момент от тур­бины передается конической цапфе и от нее через призонные болты барабану. В роторе дискового типа крутящий момент может передаваться при помощи сил трения, шлицев или фланцевых соединений. В роторах барабанно-дискового типа крутящий момент от диска к диску может передаваться за счет сил трения торцовы­ми радиальными шлицами, призонными болтами, радиальными или осевыми штифтами (втулками) и через сварные швы. Осевые силы, действующие на ротор компрессора, возникают на рабочих лопатках при обтекании их воздушным потоком и представляют собой составляющие аэродинамических сил, действующих на лопатки. Статоры компрессоров Статор компрессора служит для образования совместно с ротором проточной части осевого компрессора. Основными конструктивными элементами статора являются корпус компрессора, входной направляю­щий и спрямляющий аппараты. Корпус компрессора служит для крепления направляющих и спрямляющих аппаратов и входит в силовую схему двигателя. С внешней стороны на корпусе устанавливают узлы крепления двигателя к самолету и крепят агрегаты, топливные, масляные, воздушные и дру­гие трубопроводы, противопомпажные устройства, а также электропроводку и другое оборудование. Корпус компрессора представляет собой полый цилиндр или усеченный конус. Его форма определяется способом профилирования проточной части. Он может быть выполнен цельным и разъемным с разъемом в плоскости оси ротора или перпендикулярно к ней . Неразъемные корпусы применяют в сочетании с разъемными роторами компрессоров. Наличие двух плоскостей разъема облегчает не только сборку, но и технологию изготовления литого корпуса большого диаметра. На корпусах компрессоров делают специальные окна для перепуска воздуха в атмосферу при работе на пониженных режи­мах с применением ленты или клапанов перепуска воздуха, а также отверстия для отбора воздуха в противообледенительную систему дви­гателя и самолета, на охлаждение деталей турбины и реактивного сопла, для обогрева пассажирских кабин. Входные направляющие и спрямляющие аппараты образуются кольцевым набором неподвижных лопаток и несущими их элемен­тами. Они бывают: с консольным и двусторонним креплением лопаток; разъемными и неразъемными в осевой плоскости компрессора; разборными и неразборными; с поворотными и неподвижными лопатками. Входной направляющий аппарат устанавливают перед первой ступенью компрессора для создания предварительной закрутки воздуха на входе в РК в сторону вращения, при этом с увеличением ра­диуса растет закрутка. Создание предварительной закрутки позволяет увеличить окружную скорость и напорность компрессора. Входной направляющий аппарат может выполняться в виде отдель­ного узла, состоящего из наружного разрезного кольца (переднего 3 и заднего 5, рис.22) и внутреннего цельного кольца 11, между кото­рыми закреплены лопатки 10. По всей высоте передней кромки лопат­ки фрезеруется продольная канавка 1, которая затем заваривается по передней кромке и верхнему торцу лопатки, образуя продольный канал, в который из кольцевой полости 6 через отверстие 9 подается горячий воздух для обогрева. Лопатка имеет наружную и внутреннюю 13 цапфы. Внутренняя цапфа имеет срез под кольцевой бурт на втулке лабиринтов 12, при помощи которого все лопатки ВНА фиксируются на заданный угол. Поворотные лопатки ВНА (рис.23) и СА дают возможность при­менять одновальные компрессоры с большой степенью повышения дав­ления и хорошими эксплуатационными качествами. Одновременный поворот лопаток 3 на один угол относительно своих осей осуществ­ляется при помощи стального поворотного кольца 1, расположенного снаружи корпуса и своими вырезами соединенного с рычагами 2, закрепленными на цапфах лопаток. Управление поворотом лопаток осуществляется силовыми цилиндрами. Рис. 22. Направляющий аппарат двигателя: канавка; 2- фиксирующий штифт; 3- переднее наружное кольцо; 4 - верхняя цапфа; 5 - заднее наружное кольцо; 6- кольцевая полость подвода воздуха в ло­патки ВНА; 7- регулировочное кольцо; 8- рабочее кольцо; 9- отверстие подвода горячего воздуха; 10- лопатка ВНА; 11- внутреннее цельное кольцо; 12-втул­ка лабиринтов; 13 — нижняя цапфа Рис. 23. Поворотные лопатки ВНА Спрямляющие аппараты служат для выпрямления воздушного потока за РК на заданный угол с сохранением предварительной за­крутки для последующих ступеней, и частичного преобразования ки­нетической энергии воздуха, приобретенной им в РК, в давление. Лопатки СА изготовляют точной штамповкой, точным литьем или из катаной профилированной ленты. Профильную часть без предва­рительной механической обработки полируют и подвергают антикор­розионной обработке. Рабочие поверхности наружных и внутренних ко­лец тщательно обрабатывают, так как они образуют проточную часть компрес­сора. Лабиринтное кольцо приварено к внутреннему и вместе с гребешками на роторе компрессора образует лабиринт­ное уплотнение. . На внутреннюю поверхность рабочих колец наносят слой легкоприрабатывающегося материала, благодаря которому зазор между рабочими лопатками и кольцом близок к нулю. Осевые и радиальные зазоры в проточной части компрессора слу­жат для предупреждения возможности касания частей ротора о непо­движные детали статора компрессора при самых неблагоприятных ре­жимах работы двигателя, когда вследствие упругих и температурных деформаций корпуса и ротора зазоры, установленные в холодном со­стоянии, уменьшаются. Радиальные зазоры между рабочими лопатками и корпусом имеют особенно большое значение, так как существенно влияют на к. п. д. компрессора не только из-за перетекания воздуха по зазорам, но и из-за ухудшения обтекания концевых профилей лопаток. В некоторых компрессорах для уменьшения радиальных зазоров при­меняют утонение концов рабочих ло­паток, обеспечивающее их приработ­ку при задевании о корпус. При этом достигается зазор = 0,1 - 0,25 мм, а радиальный зазор = 0,75 - 2,0 мм. Осевые зазоры между рабочими лопатками и лопатками СА для уменьшения длины компрессора желательно иметь наименьшими. Од­нако при слишком малых зазорах возможна неустойчивая работа сту­пени и сильные вибрации лопаток. На среднем радиусе зазор сос­тавляет 0,15—0,25 величины хорды рабочей лопатки на этом же ра­диусе. Рис. 24. Зазоры в компрессоре: 1-корпус; 2 - рабочая лопатка; 3 -лопатка СА; 4-внутреннее кольцо; 5- слой покрытия Уплотнение воздушного тракта компрессора обеспечивается при помощи лабиринтных уплотнений. Эти уплотнения предназначены для уменьшения перетекания воздуха (газа) из области с повышенным дав­лением в область с пониженным давлением. Их действие основано на многократном дросселировании газа, протекающего через каналы с резко меняющимися проходными сечениями. При прохождении возду­ха через щель его давление падает, а скорость возрастает. В камере 5 (рис. 25) за щелью скорость резко уменьшается, а давление возрастает, но в результате гидравлических сопротивлений, вызванных вихреобразным течением в камере, оно становится меньше давления . В каж­дой последующей камере давление воздуха оказывается меньше, чем в предыдущей. Для разделения двух соседних полостей (например, мас­ляной и газовой) к уплотнению подводят воздух по каналу 4 с давле­нием . Эффективность работы лабиринтного уплотнения зависит от числа гребешков, их конфигурации, перепада давлений между уплотнительными полостями и от величины зазоров. Чем больше гребешков в уплотнении и чем меньше перепад давле­ния воздуха на одном гребешке, тем меньше расход воздуха через лабиринт при прочих равных усло­виях. Если длина лабиринта ограни­чена, то для увеличения числа гре­бешков выполняют двух- и трехъярус­ные уплотнения (рис.26). Рис.25. Лабиринтное уплотнение: 1-втулка с гребешками; 2-мягкое покрытие; уплотнение: 3-втулка; 4-канал подвода уплотняющего воздуха; 5— камера; 6-изменение давления воздуха по длине уплотнения Рис.26. Трехъярусное лабиринтное1-гребешки; 2 – лабиринтная втулка. Для увеличения гидравлического сопротивления лабиринта кромки гре­бешков наклоняют против потока и увеличивают путь движения газа в камере между гребешками. Расход газа через лабиринт за­висит также от площади щели F, для уменьшения которой на втулку 3 (см.рис.25) наносят талькографитовое покрытие 2, в котором гребешки в процессе работы прорезают дорожки, обеспечивающие минималь­ный зазор. Для лучшего сцепления покрытий с лабиринтной втул­кой на последней нарезается резьба с насечкой. Нарушение нормальной работы лабиринтных уплотнений можно обнаружить по дымлению газа через суфлирующие патрубки, появле­нию запаха в кабине, повышению температуры и расхода масла. Глава III КАМЕРЫ СГОРАНИЯ Назначение и основные требования В камере сгорания осуществляется процесс преобразования химической энергии топлива в тепловую. От совер­шенства организации процесса сгорания во многом зависят экономич­ность и надежность работы ГТД. Камера сгорания работает в весьма сложных условиях. В ней происходит ряд термодинамических и физико-химических процессов, трудно поддающихся теоретическим расчетам. К камере сгорания предъявляются следующие требования: 1. Устойчивое горение топлива на всех режимах работы двигателя и при всех возможных условиях эксплуатации. 2. Удовлетворительная работа при переходах с одного режима на другой за минимальный отрезок времени при запуске двигателя как на земле, так и в воздухе (особенно на больших высотах полета). 3. Высокая полнота сгорания топ­лива, которая характеризуется коэф­фициентом выделения тепла = 0,96-0,98. 4. Короткий факел пламени, что уменьшает осевой размер камеры сго­рания. 5. Малое гидравлическое сопро­тивление газовому потоку, характе­ризуемое коэффициентом потерь пол­ного давления = 0,92 - 0,96. 6. Равномерное (или с определен­ным характером неравномерности) по­ле температур на выходе из камеры сгорания. Неравномерное поле тем­ператур газа перед сопловым аппаратом турбины и большая длина факела пламени могут привести к местному перегреву и прогару лопа­ток соплового аппарата, а также к вибрациям лопаток рабочего колеса. 7. Возможно меньшие диаметральные размеры, вес, объем. Совер­шенство камеры сгорания по габаритным размерам определяется ее теплонапряженностью, под которой понимают количество тепла, вы­деленное при сгорании топлива в 1 м3 объема камеры в течение 1 ч и отнесенное к единице давления воздуха за компрессором q = (30-50)х10. 8. Надежность конструкции и достаточный ресурс работы деталей камеры сгорания. 9. Камера сгорания должна быть проста в производстве, эксплуа­тации и ремонте. Типы камер сгорания Камеры сгорания ГТД подразделяют: по направлению потока воз­духа и продуктов сгорания, по способу подачи топлива в зону сгора­ния и по конструкции и компоновке на двигателе. Трубчатая (индивидуальная) камера сгорания (рис.27, а и см. рис.26) состоит из одной жаровой трубы, расположенной внутри кожуха. Число трубчатых камер у двигателя обычно составляет от 6 до 10 и больше. Располагаются они равномерно вокруг среднего кор­пуса двигателя. Все камеры сгорания сообщены между собой соеди­нительными патрубками для передачи пламени от запальных уст­ройств и выравнивания давления. Благодаря большому количеству трубчатых камер на двигателе объ­ем каждой из них получается небольшим, что облегчает их доводку, так как для этого требуется относительно небольшой расход воздуха. Кроме того, они хорошо компонуются с центробежным компрессором, не увеличивая диаметральных размеров, а также не требуют разборки двигателя при замене их в условиях эксплуатации. К недостаткам этих камер сгорания относятся большой вес комплек­та камер, необходимость иметь газовый сборник и устройства большого числа уплотнений в местах соединений, повышенные гидравлические сопротивления и наличие кожухов, не входящих в силовой корпус двигателя Рис. 26. Трубчатая камера сгорания Рис. 27. Схемы камер сгорания: а —трубчатая (индивидуальная); б — кольцевая; в — трубчато-кольцевая; /—жаро­вое пространство; 2 — пространство, занимаемое вторичным воздухом . Кольцевая камера сгорания (рис.27, б) применяется на двигате­лях с относительно малым расходом воздуха. Основными элементами ее являются: жаровая труба 3 (рис. 28), имеющая кольцевое сечение, наружный 2 и внутренний 11 корпусы, образующие проточную часть. В передней части жаровой камеры приваривают или приклепывают головки. В головках устанавливают завихрители и форсунки, число которых может достигать 10—24 шт. и более, воспламенители 7. Рис. 28. Кольцевая камера сгорания: 1—рабочая форсунка; 2 — наружный корпус; 3 —жаровая труба; 4—штифт, фиксирую­щий камеру сгорания в корпусе; 5—фланец крепления корпуса к кожуху; 6— передний фланец наружного кожуха; 7— воспламенитель; 8 — противопожарная перегородка; 9 — задний наружный кожух; 10 — фланец крепления кожуха к сопловому аппарату I ступени турбины; 11—внутренний корпус Жаровая труба крепится внутри корпуса радиальными фиксирую­щими штифтами 4, обеспечивающими ее свободное радиальное рас­ширение при нагреве. В осевом направлении жаровая труба также кре­пится свободно, что обеспечивает свободное осевое расширение при нагреве. Первичный поток воздуха через завихрители, отверстия малого диаметра и специальные щели в головках подводится в зону горения. Вторичный поток воздуха подводится также через несколько рядов отверстий большого диаметра в жаровой трубе и через несколько рядов мелких отверстий в местах сварки жаровой камеры. Последнее обеспе­чивает интенсивное охлаждение сварного шва, а также охлаждение определенного участка стенки самой жаровой камеры. Кольцевые камеры сгорания отличаются компактностью, малыми весом и диаметральным размером. Наружный и внутренний корпусы обычно включают в силовую систему двигателя, что приводит к сни­жению веса последнего. При срыве пламени с одной из форсунок легко осуществляется повторное воспламенение топлива от соседних форсу­нок. Нет необходимости в установке специальных газосборников на входе в турбину для выравнивания поля давлений и температур, так как кольцевые камеры сгорания обеспечивают более равномерное поле температур по сравнению с трубчатыми камерами, а также меньшие гидравлические сопротивления. Однако кольцевые камеры имеют существенные недостатки: до­водка этих камер связана с большими трудностями, так как для про­ведения натурных испытаний требуются мощные воздуходувки; зат­руднены осмотр и замена жаровой трубы в условиях эксплуатации; трудно обеспечить достаточную жесткость тонкостенной оболочки при больших диаметральных размерах. Трубчато-кольцевая камера сгорания (рис. 27, в) сочетает в себе положительные стороны кольцевой и трубчатой камер. Жаровые трубы , аналогичные по конструкции жаровым трубам индивиду­альных камер, расположены в кольцевом пространстве между наруж­ным и внутренним корпусами и соединены между собой при помо­щи патрубков. Наличие отдельных жаровых труб облегчает доводку камеры и организацию процесса горения в ней, а корпусы обычно включают в силовую систему двигателя. Диаметральные размеры внешнего корпуса выбирают близкими к размерам корпуса турбины. В весовом отношении трубчато- кольцевые камеры сгорания занимают промежуточное положение между индивидуальными и кольцевыми камерами сгорания. Элементы камер сгорания Диффузор – это расширяющийся канал, в котором уменьшается скорость воздуха, что улучает устойчивость горения и уменьшает гидравлические потери. Конструктивно диффузор в кольцевых и трубчато-кольцевых камерax представляет собой профилированную литую или сварную стальную горловину. Сварные диффузоры по сравнению с литыми более технологичны, имеют меньший вес и получили наибольшее распространение. Жаровые трубы предназначены для организации в них процессов горения и смешения продуктов сгорания со вторичным воздухом. Хорошо зарекомендовали себя жаровые трубы секционного типа, представляющие собой набор узких конических колец соединенных сваркой или клепкой. Устройства при помощи которых создаются зоны обратных токов, называются стабилизаторами. В качестве стабилизаторов чаще всего применяют завихрители, представляющие собой лопатки. Штампованные из листового материала и приваренные к внутреннему и наружному кольцам в головке жаровой трубы (рис. 29,а). С этой же целью иногда применяют специальные конусы, устанавливаемые в передней части жаровой трубы (рис.29 б) или непосредственно в передней стенке. Рис.29. Завихрители: а—лопаточный; б—безлопаточный Смешение вторичного потока воздуха с продуктами сгорания проис­ходит обычно в задней части жаровой трубы. Вторичный воздух под­водится через окна или патрубки, выполненные в стенках жаровой трубы. Форма и размеры окон и патрубков могут быть весьма разно­образными. Смесительные патрубки обеспечивают более глубокое проникновение вторичного воздуха в ядро потока горячих продуктов сгорания, поэтому они обычно используются в кольцевых камерах сгорания. Корпусы или кожухи представляют собой цилиндрические или ко­нические оболочки, внутри которых расположены жаровые трубы. Корпусы в отличие от кожухов включают в силовую систему двигателя, и поэтому они дополнительно нагружаются силами и моментами, воз­никающими на других узлах двигателя. Кожухи применяют в трубчатых камерах сгорания, а корпусы -в кольцевых и трубчато-кольцевых. Кожухи трубчатых камер имеют обычно подвижное телескопи­ческое соединение с корпусами компрессора и турбины К оболочкам корпусов приваривают фланцы, предназначенные для соединения корпусов с другими силовыми узлами двигателя Это соединение, как правило, осуществлено так, что без значительной разборки двигателя нельзя снять жаровые трубы для осмотра или замены. Однако некоторые конструкции камер позволяют выполнить фланцевое соединение наружного корпуса камеры с кор­пусом турбины так, что смещением корпуса назад представляется возможность не только осмотреть жаровые трубы, но и в случае необходимости произвести замену без дополнительных работ по разборке двигателя. Жаровые трубы не включают в силовую систему двигателя, т. е. крепят в корпусе камеры сгорания так, что обеспечивается свободное температурное расширение при нагреве. Тщательно контролируют уста­новку рабочих форсунок по оси жаровой трубы во избежание их пере­коса и как следствие прогара жаровой камеры, а также контролируют сварные швы при помощи рентгеноснимков. Применяемые материалы Материалы, применяемые для изготовления отдельных деталей основных и форсажных камер сгорания, выбирают в зависимости от температуры этих деталей при работе. Для наружного кожуха, нагревающегося примерно до 700° С, можно применять углеродистую сталь 10, при более высоких температу­рах используют нержавеющую хромоникелевую сталь с титаном 1Х18Н9Т. Эта сталь устойчива против окисления, обладает высокой пластичностью, допускает глубокую вытяжку и другие виды холодной штамповки, хорошо сваривается всеми видами сварки. Жаровые трубы имеют температуру, доходящую до 800—980° С. Для изготовления жаровых труб необходимы жароупорные материалы, удовлетворяющие следующим требованиям. 1. Высокие механические качества при рабочей температуре: вы­сокие пределы прочности, длительной прочности, усталостной проч­ности, текучести и ползучести. 2. Устойчивость к газовой коррозии при высоких температурах и нейтральность по отношению к продуктам сгорания. 3. Стойкость к действию быстрых изменений температуры от мак­симальной до минимальной, к растрескиванию и короблению. 4. Повышенная теплопроводность для уменьшения степени перег­рева отдельных участков жаровой трубы. 5. Хорошая технологичность обработки. Для жаровых труб камер сгорания при температурах 800° С при­меняют сталь ЭИ402 (ОХ18Н12Б), ЭИ435 (ХН78Т). Для камер сгорания, работающих при температурах 900° С, можно применять материалы ЭИ417, ЭИ602 (ХН75МБТЮ), при температурах 950° С —материал ЭИ894 и при температурах 950—1100° С — мате­риал ЭИ868 (ХН60В). Для изготовления элементов форсажных камер сгорания приме­няют в основном те же материалы, что и для основных камер сгорания. Глава IV ТУРБИНЫ Назначение и основные требования Газовая турбина ГТД предназначена для преобразования части теплосодержания газа в механическую энергию, используемую для привода компрессора, агрегатов и воздушного или несущего винта. Основными элементами турбины являются ротор и статор. Диск турбины с закрепленными на нем рабочими лопатками называется ра­бочим колесом (РК). Сопловые лопатки, тем или иным способом свя­занные в кольцевой набор, образуют сопловой аппарат (СА). Сочетание соплового аппарата и рабочего колеса образует ступень турбины. Турбина является важнейшим узлом двигателя, определяющим его ресурс и надежность работы, поэтому к ней предъявляются жесткие требования. 1. Возможно больший к. п. д., который для выполненных конструк­ций достигает значений 0,85—0,92. Такая величина к. п. д. дости­гается: оптимальным выбором числа ступеней турбины и параметров газа; тщательным профилированием лопаток РК и СА и мерами по предупреждению перетекания газа по длине лопатки и срыва потока с лопаток; уменьшением потерь на трение путем тщательной обработки по­верхности лопаток турбины; уменьшением протекания газа через радиальные зазоры. 2. Необходимая мощность при наименьших весе и габаритах, что достигается: повышением температуры газа перед турбиной; увеличением теплоперепада, срабатываемого на одной ступени тур­бины, при одновременном росте окружной скорости на среднем диа­метре рабочего колеса; повышением эффективности конструктивных форм и технологии изготовления элементов турбины. 3. Высокая надежность и большой ресурс, что обеспечивается: применением жаропрочных и жаростойких материалов; высоким качеством изготовления деталей и тщательным контролем состояния элементов турбины в эксплуатации; снижением температуры наиболее нагретых деталей за счет эф­фективного охлаждения; выполнением требований инструкции по эксплуатации двигателя. Надежность и ресурс, как показывает практика, больше зависят от числа циклов нагружения и теплосмен, связанных с запусками, остановками и изменениями режима работы двигателя, чем от общего количества часов наработки. 4. Простота ремонта. Это важно потому, что стоимость турбины составляет 25—30% от стоимости двигателя. 5. Возможность осмотра наиболее нагруженных деталей в про­цессе эксплуатации. Конструктивные схемы По направлению движения газа турбины подразделяются на ра­диальные и осевые, а по числу ступеней—на одно-и многоступенча­тые. Последние могут быть одно-, двух- и трехроторные. Осевые турбины в современных ГТД получили преимущественное распространение. У таких турбин примерно сохраняется осевое на­правление движения газа на входе в ступень турбины и на выходе из нее. Рис.30. Трехступенчатая однороторная турбина: 1—дистанционная втулка; 2 — упорная втулка; 3— вал турбины; 4 — переходник; 5—уплотнительная прокладка; 6, 8, 10 — сопловые аппараты I, II и III ступеней; 7, 9,11 —рабочие колеса I, II и III ступеней; 12 —стяжной болт Рис. 31. Двухступенчатая двухроторная осевая турбина: 1 и 3 — сопловые аппараты I и II ступеней; 2 и 4 — рабочие колеса I и II ступеней; 5 и 6 — подшипники второго ротора; 7 и 8 — подшипники первого ротора; 9 к 10—валы В трехступенчатой однороторной осевой турбине три рабочих колеса 7, 9 и 11 (рис.30) устанавливают на одном валу 3. В многоступенчатых двухроторных турбинах часть рабочих ко­лес или одно рабочее колесо 2 (рис.31) располагают на валу 9, а часть рабочих колес или одно 4 — на валу 10. Механически эти части между собой не связаны и вращаются с разными скоростями. Такие схемы газовых турбин применяют в двухроторных ТРД, ТВД, ДТРД, а также в газотурбинных установках для вертолетов. Радиальная турбина —это турбина, в которой газ при помощи СА подводится к рабочему колесу в радиальном направлении от центра к периферии или, наоборот, от периферии к центру. В первом случае турбина называется центробежной радиальной турбиной, во втором - случае — центростремительной. По сравнению с центробежной центростремительная радиальная турбина имеет при прочих равных условиях более высокое значение к. п. д. Простота конструкции и изготовления радиальных турбин являет­ся основным их преимуществом перед осевыми. Особенно упрощается производство радиальных турбин при использовании литых РК. Тур­бины такого типа применяются для привода генераторов переменного тока, в турбостартерах и других вспомогательных агрегатах с относи­тельно небольшой мощностью. В ГТД средней и большой мощности ра­диальные турбины обычно имеют большие габариты и вес, чем осевые. Целесообразность выбора той или иной конструктивной схемы оп­ределяется на основании учета основных технико-экономических пока­зателей турбины и удобства размещения ее в системе ГТД, предназна­ченного для самолета конкретного типа. Роторы турбин Ротор турбины состоит из вала и дисков с рабочими лопатками. Он обычно выполняется дискового или барабанно-дискового типа. Чис­ло дисков зависит от числа ступеней, конструкции дисков, типа тур­бины и колеблется от двух до шести. Роторы турбины размещаются на двух самостоятельных опорах или на одной самостоятельной опоре и опоре, общей с компрессором. Задняя опора ротора может находиться за диском или перед ним. В слу­чае переднего расположения опоры (консольного расположения рото­ра, см. рис. 30) подшипник находится в более благоприятных темпера­турных условиях, но при этом ротор в работе получает значительные радиальные смещения, что вынуждает предусматривать большие мон­тажные радиальные зазоры во избежание задевания лопаток о стенки корпуса турбины. Тем не менее в большинстве конструкций приме­няют консольное расположение ротора в одновальном двигателе и ро­тора турбины высокого давления в двухвальном двигателе. Это объяс­няется более простым подводом и отводом смазки от опоры, облегче­нием монтажа, а также тем, что консольная подвеска дисков при задан­ной жесткости вала позволяет отнести критические обороты за пределы рабочих оборотов за счет действия гироскопического момента. Гироско­пический момент дисков направлен в сторону, обратную действию из­гибающего момента от неуравновешенной центробежной силы. Но при числе дисков более трех при консольном расположении возникают за­труднения с обеспечением жесткости корпуса и ротора. Большая жесткость получается при заднем расположении опоры (см. рис. 31). Но при этом затрудняются подвод и отвод смазки и охлаж­дение корпуса подшипника и силовых стоек, соединяющих корпус под­шипника с силовым корпусом двигателя. Роторы турбин в зависимости от способа соединения дисков с валом и между собой делятся на разборные и неразборные. Разборный ротор обладает лучшей ремонтной технологичностью, но подвергается боль­шой разбалансировке в процессе ремонта и работы. Применение неразъемного ротора усложняет сборку турбины, уменьшает общий технический ресурс Рабочие лопатки обеспечивают преобразование энергии газового потока в механическую работу турбины. Усилия, возникающие на лопатках, через диск передаются на вал турбины. На рабочую лопатку действует аэродинамическая (газовая) сила, вызывающая напряжения изгиба и кручения. От действия центробеж­ной силы в лопатке возникают напряжения растяжения, изгиба и кру­чения. Самыми опасными являются напряжения растяжения от цент­робежных сил. Напряжения изгиба и кручения невелики, так как пу­тем рационального выбора профиля газовые силы уравновешиваются изгибающими моментами от центробежных сил. Рабочие лопатки турбины подвержены вибрациям, которые воз­буждаются импульсным воздействием потока газа при прохождении их мимо сопловых лопаток. На вибрацию лопаток также оказывает влия­ние неодинаковый расход газа через каналы СА. Температурные напряжения в лопатке вызываются ее неравномер­ным нагревом. Так, при запуске тонкие кромки профиля прогреваются быстрее средней массивной части. При этом менее нагретые слои, сдер­живая расширение более нагретых, вызывают в них напряжения сжа­тия. В менее нагретых слоях возникают напряжения растяжения. Рабочие лопатки, кроме того, подвергаются одновременно кор­розионному и эрозионному действию газа. Учитывая тяжелые условия работы лопаток и их роль в двигателе (надежность и ресурс лопаток определяют надежность и ресурс двигателя), к конструктивным фор­мам лопаток, способу их крепления в диске, их материалам и техноло­гии изготовления предъявляют особо жесткие требования. Рабочие лопатки турбины имеют те же конструктивные элементы, что и лопатки компрессора, т. е. замок и профильную часть (перо), но геометрические формы и пропорции их иные. Для рабочих лопаток турбин характерны более толстые и изогнутые профили, а также сильно развитые переходные части и хвостовики. Из соображений прочности и жесткости перо рабочей лопатки турбины выполняется с более резким уменьшением площадей сечений от корня к периферии. Свободный ко­нец лопатки заостряется для уменьшения перетекания газа по радиаль­ному зазору между лопаткой и корпусом турбины. Длина лопатки определяется газодинамическим расчетом и зависит от весового расхода газа, его температуры, давления и осевой скорости в проточной части турбины. При высоких степенях повышения давле­ния воздуха в компрессоре рабочие лопатки турбины получаются ко­роткими, что позволяет, не снижая их надежности, увеличить темпера­туру газа перед турбиной. Хорда лопатки определяется газодинамическим расчетом, причем величину хорды оценивают по величине удлинения лопатки, представ­ляющего собой отношение длины лопатки к хорде профиля в корневом сечении. В применяемых конструкциях 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 стремятся выполнить по возможности наи­большим за счет уменьшения хорды профиля, так как при этом уменьшается ширина обода диска и, следовательно, вес ротора турбины. Однако этому препятствует возрастание напряжений изгиба в корне­вом "сечении лопатки и уменьшение частоты собственных колебаний лопатки, снижающее вибропрочность лопатки. Для получения минимальных гидравлических потерь в РК жела­тельно увеличивать хорду лопатки от корня к периферии. Такие ло­патки, обеспечивая высокий к. п. д. турбины, имеют пониженную проч­ность и вибропрочность Рабочие лопатки с увеличивающейся от корня к периферии хэрдой обычно применяют при малой их длине. Длинные лопатки выполняются с постоянной по длине или уменьшающейся от корня к периферии хордой. В результате профилирования лопатки по выбранному закону тече­ния газа лопатка получается закрученной по высоте, так что степень сужения каналов увеличивается по направлению к периферии. За­крутка необходима, чтобы обеспечить плавное обтекание лопатки на всех сечениях по ее длине. Кроме того, она исключает радиальное течение газа в РК за счет большого давления на больших ра­диусах. В некоторых случаях, когда это возможно по условиям прочности, применяют бандажированные рабочие лопатки с полками на кон­цах. Потери от перетекания газов через радиальные зазоры у тур­бины с такими полками получаются меньше, и к. п. д. турбины не­сколько возрастет. Однако полки увеличивают нагрузку лопаток от центробежных сил. Охлаждаемые рабочие лопатки позволяют уве­личивать рабочую температуру газа перед турбиной или применять для изготовления лопаток менее дефицитные материалы. Охлаждение лопаток в основном осуществляется воздухом, отбираемым из компрес­сора, хотя возможно охлаждение и жидкими охладителями (вода, топливо, расплавленные металлы, например натрий и др.). Создание удачной конструкции охлаждаемых лопаток связано с большими конструктивными и технологическими трудностями, так как необходимы: обеспечение равномерного поля температур по сечению; неравно­мерность приводит к появлению термических напряжений, которые могут свести к нулю эффект охлаждения; сохранение необходимой прочности и вибропрочности; технологичность конструкции. В настоящее время применяют в основном два типа охлаждаемых рабочих лопаток: каркасные и составные. Каркасная лопатка (рис. 32, е) состоит из несущего стержня-каркаса и покрывающей его тонкостенной оболочки. Между каркасом и оболочкой имеются каналы для прохода охлаждающего воздуха. Такие лопатки по своим аэроди­намическим качествам мало уступают цельным, неохлаждаемым, но наличие на стержнях поперечных канавок сильно снижает их проч­ность. Составные лопатки (рис. 32, в) выполняются из двух отдельных частей. Каждую часть изготовляют отдельно, а затем на стыкуемых поверхностях выфрезеровывают каналы. После соединения обеих частей внутри лопатки образуются полости для прохода охлаждающего воз­духа. Рис. 32. Охлаждаемые рабочие лопатки (поперечные сечения) Кроме перечисленных способов охлаждения рабочих лопаток, воз­можно охлаждение при помощи защитной пленки (заградительное ох­лаждение). Такой способ основан на принципе создания защитного слоя охладителя между горячим газом и поверхностью лопатки. В этом случае в стенках лопаток имеется ряд щелей, через которые охладитель вдувается в пограничный слой газа у лопатки. Охлаждение лопаток путем отвода тепла в обод диска является наи­более простым способом, однако эффективность его зависит от типа замка крепления лопатки и теплопроводности материала лопатки. Замки лопаток являются весьма напряженным соедине­нием в двигателе. Наибольшую нагрузку замкового соединения вызы­вает центробежная сила рабочей лопатки, кроме того, высокая темпера­тура замка (600—700°С) заметно снижает его механическую проч­ность. Замки должны обеспечивать передачу на диск больших центро­бежных сил рабочих лопаток при малом весе замка, а также хороший отвод тепла от лопатки в диск. Штифтовый и цилиндрический замки (рис. 33, а, б) лопаток ГТД в настоящее время не находят применения, так как они увеличивают вес конструкции и значительно ослабляют обод диска, хотя способст­вуют хорошему отводу тепла от лопатки в диск. Рис. 33. Типы крепления рабочих лопаток Крепление лопаток при помощи сварки (рис.33, в) также не рас­пространено, так как не допускает замены лопаток в условиях экс­плуатации и требует сложного оборудования для организации процес­са сварки (пайки). На турбинах современных ГТД для крепления лопаток к дискам применяются «елочные» замки (рис.33, г). Преимущества этого замка заключаются в следующем: материал корневой части лопатки, имеющей клиновидную форму, а также периферийной части диска используется весьма рационально— лопатки и диск при таком замке получаются наиболее легкими; малые размеры корневой части замка лопатки в плоскости диска позволяют разместить большое число лопаток; свободная посадка лопатки в замке не препятствует расширению наиболее нагретой части диска у обода, благодаря чему температурные напряжения в лопатке устраняются, а в ободе диска уменьшаются; свободная посадка лопатки в диске имеет место лишь при неболь­шой величине центробежной силы. Уже на малой скорости вращения лопатка самоустанавливается в замке так, что напряжение изгиба от центробежных сил оказывается минимальным; благодаря свободной посадке и силам трения в замке происходит гашение колебаний лопатки и, следовательно, уменьшаются вибра­ционные напряжения. Амплитуды колебаний уменьшаются, потому что часть энергии колебаний расходуется на преодоление сил трения в замке лопатки; так как по нерабочей части зубьев лопаток и диска имеются зазо­ры, можно осуществить охлаждение замка продувкой воздуха через эти зазоры; возможна легкая замена поврежденных лопаток. Наряду с этими преимуществами «елочный» замок имеет недостатки: небольшая поверхность соприкосновения лопатки и диска по пло­щадкам зубьев приводит к плохому отводу тепла от лопатки в диск; вследствие малого радиуса закруглений в зубьях ножки лопатки и диска имеет место большая концентрация напряжений, что может при­водить к появлению усталостных трещин; для получения более равномерной нагрузки на зубья замка необхо­дима высокая степень точности обработки. При высокой температуре в месте крепления лопаток неравномерная нагрузка на зубья несколько выравнивается благодаря пластическим деформациям лопаток и дис­ка. Однако, как показывает практика, полная равнопрочность при этом не обеспечивается и наиболее нагруженными оказываются наи­более удаленный от центра диска зуб хвостовика лопатки и наиболее близкий к центру зуб перемычки обода, что подтверждается образова­нием трещин и обрывом лопаток и перемычек по месту расположения этих зубьев. Диски служат для размещения рабочих лопаток и передачи с них на вал крутящего момента и осевой силы. Они нагружаются большими растягивающими усилиями от центробежных сил масс самого диска и размещенных на нем лопаток и изгибающим моментом от разности давлений газа перед рабочими колесами и за ними. В диске возникают также динамические напряжения, вызванные колебаниями, и значи­тельные температурные напряжения, обусловленные неравномер­ностью его нагрева по радиусу и толщине. Рис. 34. Диски турбин Наибольший перепад температур на диске и наибольшие темпера­турные напряжения имеют место через короткий промежуток времени (4—6 мин) после запуска двигателя. Этот перепад на 100—120° С боль­ше, чем на установившемся режиме, и достигает 450—500° С. При запуске внешние слои диска, как более нагретые, стремятся расшириться в окружном и радиальном направлениях в большей сте­пени, чем внутренние менее нагретые слои, которые препятствуют такому расширению. Поэтому на ободе диска возникают большие .окружные напряжения сжатия. По мере прогрева диска величина тер­мических напряжений уменьшается. Диски бывают цельные одновенечные (рис 34, а), двухвенечные (рис.34, б) и составные (рис.34, в). Наибольшее применение получили одновенечные цельные диски как наиболее простые надежные и лег­кие. Форма и размеры диска определяются конструктивными и проч­ностными соображениями. Он должен при малом весе обладать доста­точной жесткостью и прочностью. Ширина обода диска зависит от осевой ширины лопаток у корня и способа их закрепления. В сечении обод выполняется прямоугольным, трапециевидным (суживающимся к периферии или к центру диска) или в виде комбинации этих форм. Для разгрузки диска от изгибающих моментов, создаваемых газо­выми силами, ц. т. обода диска смещают относительно оси симметрии сечения диска по направлению потока. При этом создаются разгружаю­щие моменты от центробежных сил, развиваемых массами обода. Диски имеют наибольшую толщину в центре. В направлении к ободу толщина диска уменьшается. Это необходимо для приближе­ния диска к равнопрочному, т. е. к такому, у которого напряжения на любом радиусе равны. Диски изготовляют ковкой или горячей штамповкой с последую­щей механической обработкой. На них делают фланцы или развитые бурты для соединения с валом или между собой. При необходимости на дисках предусматривают коль­цевые выступы с буртиками лаби­ринтного уплотнения, выступы для крепления дефлекторов, колец с лабиринтными гребешками или балансировочных грузиков. В теле диска иногда выполняют отверстия для прохода охлаждаю­щего воздуха. Однако наличие от­верстий нежелательно, так как они являются концентраторами напря­жений и ослабляют диск. Соединения дисков с валом и между собой передают большие на­грузки от крутящего и изгибающего моментов и осевой силы, работают в условиях повышенных температур, частых теплосмен и неравномер­ного нагрева, действия вибрационных нагрузок, возникающих из-за неуравновешенности ротора, пульсации давления газа и других причин. К узлам соединения исходя из условий их работы, конструктивных и технологических соображений предъявляют очень строгие требова­ния, неполное удовлетворение которых может стать причиной разру­шения турбины и двигателя. Узлы соединения диска с валом и дисков между собой должны: обладать малым весом и надежно передавать крутящий момент, осевую силу и все другие действующие нагрузки; сохранять центровку и балансировку ротора в горячем и холодном состояниях в процессе работы и не допускать прогибов (обладать боль­шой жесткостью); обеспечивать минимальный нагрев подшипника теплом, переда­ваемым валу диском; быть технологичными в производстве и простыми при разборке и сборке с сохранением балансировки при повторной сборке. Рис. 35. Неразборные соединения дисков с валом: а—прессовое соединение диска турбины с валом с двумя поясами центрирования; б—диск с валом выполнены за одно целое; в —вал приварен к фланцу на диске Неразборные соединения дисков с валом. Широкое применение в турбинах получило неразборное фланцевое соединение диска с валом при помощи гладких радиальных штифтов 3 (рис.35). В этом соединении диск без отверстия своим развитым буртом напрессовывается на фланец вала, чем обеспечивается натяг по поса­дочным цилиндрическим поверхностям. Затем в совместно обработан­ные радиальные отверстия ставят с натягом гладкие радиальные штифты. От перемещения под действием центробежных сил штифты фик­сируют либо кернением, либо резьбовыми пробками 4. Передача крутящего момента и осевой силы в этом соединении осуществляется за счет сил трения и работы штифтов на срез. Центрирование диска обеспечивается посадкой его на вал по цент­рирующим поверхностям с натягом. Кроме того, предусмотрена дополнительная горячая центровка при помощи кольцевого бурта 1 в центре диска и выступа внутри вала, между которыми в холодном состоянии имеется зазор. Дополнительная центровка значительно уменьшает вибрацию диска. Для уменьшения теплопередачи от диска на вал на торце фланца вала сделаны кольцевые канавки 2. Это снижает нагревание вала и подшипника турбины. Технология изготовления этого соединения сравнительно проста и не требует больших затрат. В конструкциях, показанных на рис. 35, б и в, соединение диска с валом достигается без увеличения веса, но в них не обеспечивается раздельная отбраковка диска и вала в ремонте, кроме того, имеет место повышенный отвод тепла от диска к валу. Такие конструкции в отдельных случаях могут оказаться целесообразными (для маломощ­ных ГТД). Разборные соединения дисков с валом упро­щают сборку двигателя и обеспечивают в ремонте раздельную отбра­ковку диска и вала, чем снижаются затраты на ремонт. Наиболее про­стыми являются фланцевые соединения при помощи винтов, болтов и шпилек. В этих соединениях передача крутящего момента осуществляется либо за счет трения по поверхности контакта диска с фланцем вала, либо за счет работы на срез призонных втулок или болтов. При передаче крутящего момента за счет сил трения для уменьшения потребной затяжки винтов (болтов) стык диска с валам размещают на большем радиусе при большой поверхности контакта сопрягаемых деталей. Рис. 36. Разборные соединения дисков с валом: а—при помощи осевых шлицев и болтов; б—при помощи шлицевоп муфты; в — при помощи стяжного болта Такие разборные соединения сравнительно просты в производстве, обеспечивают легкость сборки и разборки. Но они имеют ряд серьез­ных недостатков, например, большой отвод тепла от диска к валу, ослабление диска отверстиями и ослабление стыка из-за вытяжки винтов (болтов), работающих при высоких температурах. При боль­шой разнице в температурных расширениях диска и вала возникают большие усилия среза на призонных втулках или болтах. Для снижения отвода тепла уменьшают толщину перемычки от диска к валу и площадь контакта сопрягаемых деталей. Подшипник ставят на переходную втулку. Между втулкой и валом протекает охлаждающий воздух. Шлицевые соединения хвостовика с валом способствуют умень­шению передачи тепла от диска к валу. В этой конструкции посадоч­ная поверхность подшипника приближена к ц. т. ротора турбины. Соединение диска с валом, а также дисков между собой может осу­ществляться при помощи центрального стяжного болта 11 (рис. 36, в). Сила предварительной затяжки стяжного болта должна обеспечивать нераскрытие стыков, при самых неблагоприятных условиях. Такими режимами являются выход самолета из пикирования с большой пере грузкой и быстрое охлаждение ротора турбины, например в полете при выключившемся из работы двигателе, когда через Двигатель про­ходят большие массы холодного воздуха. В этих условиях диски охлаждаются быстрее, чем центральный стяжной болт. Разность температур дисков и болта, достигающая 200-300С на установившихся режимах, обусловливает появление значительной силы, действующей на стяжной болт. Для уменьшения ее величины по­нижают жесткость соединения вве­дением в него упругого элемента, на­пример, фланца 10 шлицевой муфты. Неразборные соединения дисков между собой. Распростра-ненным соединением тако­го типа является соединение при помощи силового кольца 4 (рис. 37, а) и радиальных штифтов 1,3. Кольцо устанавливают на кольцевые бурты дисков с натягом и скрепляют с ними радиальными штифтами, которые так­же ставят с натягом в совместно об­работанные отверстия в сопрягаемых элементах соединения. Рис. 37. Неразборные соединения дисков между собой: а- при помощи силового кольца; б—при помощи кольцевых буртов; 1, 3— радиальные штифты; 2, 5 —ди­ски; 4—силовое кольцо; в — баланси­ровочный болт; 7 —штифт Осевые усилия и крутящий момент от диска 2 ступени на диск 1 ступени передается силами трения между силовым кольцом и дисками, а также работающими на срез радиальными штифтами. Такое соединение обладает большой прочностью и жесткостью при сравнительно большом расстоянии между рабочими колесами турбины является простым в производстве. Для обеспечения монтажа при неразборном роторе турбины необходимо иметь разборный сопловой аппарат турбины или турбины с продольными разъемом. Разборные соединения дисков между собой применяются более широко, чем неразборные, особенно многоступенчатых турбинах. Крутящий момент передается призонными втулками, работающими на срез, и силами трения. Втулки устанавливают с натягом. Для удобства снятия они имеют по внутренней по­верхности резьбу для съемника. Центрирование дисков между собой и с валом обеспечивается призонными втулками. Шпильки удерживаются от проворачивания спе­циальным срезом на головке. Жесткость роторов достигается большой предварительной затяж­кой шпилек (болтов) и расположением соединений на значительном радиусе. При передаче крутящего момента через треугольные шлицы возникает дополнительная осевая сила, нагружающая стяжной болт, что является недостатком этого соединения. Статоры турбин Статоры турбин состоят из корпусов с закрепленными в них сопло­выми аппаратами. Корпус турбины является наружной стенкой проточной части и входит в силовую систему двигателя. Он представляет собой цилиндри­ческую или коническую оболочку, обеспечивающую размещение и крепление сопловых аппаратов и силовую связь с камерой сгорания и выходным устройством. Корпус должен обладать большой и равномерной окружной и про­дольной (изгибной) жесткостью, и его центровка не должна нарушать­ся в холодном и горячем состояниях, чтобы обеспечивалась надежная работа турбины при малых радиальных зазорах между корпусом и торцами рабочих лопаток и в лабиринтных уплотнениях. Он должен обладать также достаточной прочностью, чтобы при обрыве лопатки или разрушении диска их куски не пробивали его. Корпус турбины нагружается крутящим моментом и осевой силой от сопловых аппаратов и выходного устройства, внутренним избыточ­ным давлением, а также подвергается действию вибрационных нагрузок. Неравномерный нагрев корпуса по толщине, и особенно по окруж­ности, приводит к его деформациям, местным уменьшениям радиаль­ных зазоров, а подчас и к задеванию рабочих лопаток за корпус и ла­биринтных гребешков за лабиринтное кольцо. Конструкция корпуса зависит от места расположения опоры ротора турбины, способа крепления сопловых аппаратов, техно­логии изготовления и способа охлаждения деталей сопловых аппаратов и стенок самого корпуса, числа ступеней турбины и конструкции ро­тора. Корпус турбины обычно выполняется составным. Соединения частей корпуса турбины осуществляется по фланцам с обеспечением надежного центрирования по буртам. Фланцы одно­временно являются ребрами жесткости. Внутренняя часть корпуса нагревается до 700—800° С, наружная обдувается воздухом и имеет более низкую температуру. От этого в оболочке корпуса и во фланцах возникают большие температурные . напряжения (на внешних поверхностях — напряжения растяжения, на внутренних - сжатия), которые могут оказаться выше предела текучести нагретого материала. Силовая связь между корпусом турбины и корпусом подшипника осуществляется различными способами в зависимости от месторас­положения опор ротора турбины, способа крепления сопловых аппа­ратов и конструкции камеры сгорания. Корпусы турбины чаще всего изготовляют из листового материала сваркой встык по образующей цилиндра или конуса с последующей аваркой точеных фланцев. Корпусы, изготовляемые из литых заготовок, оказываются более дорогими вследствие большого объема механической обработки и большого отхода материала в стружку. Сопловые аппараты служат для преобразования части теплосодержания газа в кинетическую энергию с малыми потерями и при высокой тени равномерности потока на выходе. Основными элементами сопловых аппаратов являются сопловые лопатки, наружные и внутренние бандажные кольца. Сопловые лопатки размещаются на бан­ных кольцах, образуя кольцевую решетку. Внутренние и наружные бандажные кольца ограничивают кольцевой канал проточной части турбины. В некоторых конструкциях роль наружного бандажного кольца выполняет корпус турбины. Сопловой аппарат работает в достаточно тяжелых условиях. Эти условия характеризуются следующим: большими осевыми и окружными усилиями, действующими на лопатки; высокими скоростями потока газа, которые достигают 500-600 м/сек; омыванием деталей СА потоком газа, нагретым до температуры 900 -1100° С и содержащим в себе избыточный кислород, что способствует возникновению газовой коррозии. Исходя из этих условий к сопловому аппарату предъявляются такие требования: достаточная жесткость, особенно в горячем состоянии, с целью сохранения наивыгоднейшего установочного угла лопаток и восприятия действующих нагрузок; отсутствие тепловых сил, которые могут появиться вследствие неравномерного нагрева лопаток (по длине и сечению) потоком горячего газа; минимальные гидравлические сопротивления и утечки газа для получения наибольшего к. п. д. турбины. Сопловые лопатки характеризуются теми же параметрами, что и рабочие лопатки турбины. Длину лопаток и средний диаметр определяют на основании газодинамического расчета из условия обеспечения прохождения расчетного количества газа. Длина сопловой лопатки выбирается на 1—2% меньше длины рабочей лопатки, чтобы не происходило удара газового потока, выходящего из СА, об обод диска турбины. Хорда сопловой лопатки больше хорды лопатки рабочего колеса, что вы­зывается необходимостью поворота потока в СА на больший угол, чем это требуется для РК. Каждая пара сопловых лопаток образует межлопаточный сопловой канал с косым срезом (сопло с косым срезом), обеспечивающим разгон потока до сверхзвуковых скоростей. Таким обра­зом, в СА газ приобретает поступательное и вращательное движения. В результате враще­ния на молекулы газа будет действовать центро­бежная сила, под влиянием которой они стре­мятся переместиться с меньших радиусов на большие, что снижает к. п. д. турбины. Конструкция сопловых лопаток зависит от способа их закрепления и изготовления. Лопатки могут быть с полками, цапфами, ушками, сплошными или полыми. Полыми их делают для охлаждения возду­хом, а также для уменьшения веса и сокращения расхода материала. На рис. 38 показана охлаждаемая лопатка соплового аппарата с де­флектором. Выпуск охлаждающего воздуха из лопатки может осу­ществляться на периферии вдоль задней или передней кромки. Сопловые лопатки изготовляют фрезерованием специальных поко­вок, штамповкой тонкостенного листа или, чаще всего, прецизионным литьем, которое позволяет получить достаточно точный профиль с не­большими припусками на окончательную обработку их (шлифование и полирование). Крепление сопловых лопаток должно обеспечивать большую жесткость, передачу усилий с лопаток на корпус турбины, свободу темпе­ратурного расширения, легкость замены дефектных лопаток при ре­монте. Жесткое защемление лопатки приводит к ее деформации, обра­зованию трещин и нарушению геометрии межлопаточного канала. Рис. 38. Охлаждае­мая лопатка соплово­го аппарата I Применяемые материалы Рабочие лопатки изготовляют из высококачественных жаропроч­ных сплавов в основном на никелевой основе и более дешевых сплавов на железной основе. Для неохлаждаемых рабочих лопаток, работающих при темпера­туре газа не выше 1100° К, можно ограничиться жаропрочным сплавом ЭИ431Е, при температуре 1150° К- сплавом ЭИ598, при температурах 1180-1200° К- сплавами ЭИ827 и ЭИ867, при температурах 1250° К - деформируемым сплавом ЖС6 –КП или литейным сплавом ЖС6-К. Литейные сплавы ЖСЗ, ЖС6-К и другие обладают меньшей плас­тичностью и усталостной прочностью, большей чувствительностью к концентрации напряжений и ударным нагрузкам и меньшей длитель­ной прочностью при умеренных температурах, чем деформируемые. По жаростойкости и жаропрочности литейные сплавы также имеют не­которые преимущества перед деформируемыми. Литейные жаропрочные сплавы целесообразно применять для изго­товления охлаждаемых лопаток, так как в этом случае в лопатке легче выполнить каналы для подвода охладителя. Диски тур6ин, работающие при температурах не выше 650° С, делаю из стали ЭИ481 а, диски, подвергающиеся более высоким темпе­ратурам нагрева, — из – сплава ЭШЗТБ или ЭИ437А. Корпусы турбин изготовляют из сталей ЭИ417, Х18Н9Т, болты и гайки — из стали ЭИ388. Вал турбины изготовляют из сталей 18ХНВА, 40ХНМА, хорошо работающих на усталость, а валы, подвергающиеся воздействию повышенных температур (до 500° С),- из стали ЭИ415. Глава V ВЫХОДНЫЕ И РЕВЕРСИВНЫЕ УСТРОЙСТВА Типы выходных устройств и их основные элементы Выходное устройство служит для преобразования теплоперепада, оставшегося за турбиной, в кинетическую энергию, а также для отво­да газа в атмосферу с наименьшими тепловыми и гидравлическими по­терями и для защиты элементов конструкции самолета от нагрева. Выходное устройство состоит из выпускной трубы с наружным 2 (рис. 39) и внутренним 3 конусами и стойками 1, удлинительной тру­бы 4 и реактивного насадка 5. Выпускная труба, внутри которой размещен конус-обтекатель служит для уменьшения гидравлических потерь при переходе газа от кольцевого сечения за турбиной к круговому. В зависимости от параметров двигателя, скорости и высоты полета реактивные сопла могут быть нерегулируемые и регулируемые. В свою очередь нерегулируемые и ре­гулируемые реактивные сопла могут быть дозвуковые и сверхзвуковые. Рис. 39. Выходное устройство Конструкция выходного устройства должна обеспечивать минималь­ное гидравлическое сопротивление; элементы должны иметь достаточ­ную жесткость, прочность, надежность, жаростойкость и малый вес, а для уменьшения потерь тепла через стенки и защиты элементов кон­струкции самолета от нагрева — достаточную теплоизоляцию. Выпускная труба 5 (рис. 40) представляет собой сварную конструкцию из листовой жаропрочной стали. При помощи фланца и болтов она крепится к корпусу турбины. Выпускная труба снабжается теплоизоляцией, которая уменьшает потери тепла и предохраняет детали самолета от нагрева. Теплоизолирующими материалами являются асбестовая ткань и алюминиевая фольга. Внутренний конус 8 служит для предотвращения рез­кого расширения газа за турбиной и осуществления плавного пере­хода кольцевого потока за турбиной в сплошной за конусом. Угол внутреннего конуса у вершины составляет 35—50°. Соединение конуса с выпускной трубой производится радиальными стойками 3 или стерж­нями, закрытыми обтекателями, при помощи которых спрямляется поток газов, закрученный в турбине. Вследствие того, что температуры нагрева наружной стенки вы­пускной трубы и внутреннего конуса различны, неодинаковы и их тепловые удлинения. Поэтому для устранения температурных напря­жений в некоторых конструкциях радиальные связи приварены толь­ко к наружной стенке выпускной трубы, а в прорези конуса они вставляются свободно (телескопически). Рис.40. Выходное устройство ТРД: 1—штифт; 2 — фиксатор; 3 — стойка; 4 — кожух выпускной трубы; S— выпускная труба; 6— реактивное сопло; 7 —наконечник; 8 — внутренний конус; 9 — экран Для повышения жесткости конуса к его внутренней поверхности приваривают бандажи. В передней части конуса крепится специальный экран 9, уменьшающий нагрев диска турбины теплом, излучаемым де­талями внутреннего конуса. Удлинительные трубы состоят из одной или несколь­ких секций, сваренных из листовой жаропрочной стали. Диаметр тру­бы выбирают таким, чтобы скорость в ней не превышала 150—200м/сек. Крепление удлинительной трубы к выпускной должно позволять перемещаться как в продольном, так и в угловом направлении (рис.41). В задней части удлинительную трубу подвешивают при помощи роликов, которые вращаются на осях, прикрепленных к трубе, и могут перемещаться при тепловых удлинениях вдоль направляю­щих швеллеров, укрепленных в гондоле двигателя на самолете. Тепло­изоляция удлинительной трубы осуществляется так же, как и выпуск­ной. Нерегулируемые реактивные сопла чаще всего выполняют в виде конической оболочки (см. рис.40), приваренной к точеному фланцу, при помощи которого сопло крепится к выпускной или удлинительной трубе. Рис. 41. Крепежные фланцы: а- со сферическим фланцем; б- со сферическим кольцом; 1-кожух двигателя; 2 -сферический фланец; 3- соединительная планка; 4- сферическое кольцо; 5- удлинительная труба Диаметр выходного сечения D5 определяют на основании газоди­намического расчета, длину сопла Lc берут равной (0,2—0,4) D5. Ми­нимальные гидравлические потери в сопле получаются при угле конус­ности =10-12°. При > 12° целесообразно профилировать сопло так, чтобы на его срезе угол равнялся нулю. Сопло охлаждается воздухом, проходящим через кольцевую щель между выпускной трубой 5 и кожухом 4. Движение воздуха через ще­ли происходит за счет скоростного напора или под действием эжекции газа, выходящего из сопла. Выходное устройство ТВД является наиболее простым по конструкции. Это объясняется тем, что в многоступенчатых турби­нах срабатывается почти весь теплоперепад, поэтому выходное устрой­ство служит в основном для отвода газа из двигателя. Наружный 9 (рис.42) и внутренний 7 кожухи соединены между собой шестью пусто­телыми стойками. К фланцу 8 крепится стекатель. Вместе с газоотводящей трубой самолета эти детали образуют выходную часть газового тракта двигателя. Стойки 2 внутренним концом приварены к манжетам кожуха 7, а другим свободно входят в манжеты 5 кожуха 9, что обеспе­чивает свободу тепловых расширений деталей. К наружному кожуху приварены передний фланец 3 для крепления выходного устройства к сопловому аппарату турбины и задний 6 для крепления газоотводящей трубы, являющейся элементом самолета, наружный кожух имеет восемь штуцеров для установки термопар, замкнутая полость внутреннего кожуха суфлируется с атмосферой че­рез срез вершины конуса стекателя. Регулируемые дозвуковые реактив­ные сопла подразделяют по способу регулирования выходного сечения. Сопло с подвижным центральным телом (рис.43, а). Центральное тело спрофили­ровано таким образом, что при пе­ремещении его из сопла площадь вы­ходного сечения уменьшается, при пе­ремещении внутрь сопла увеличивает­ся. Перемещение этого тела (иглы) осуществляется специальным меха­низмом с гидравлическим или элек­трическим приводом. Недостатком та­кого сопла является сложность кон­струкции, перегрев механизма пере­мещения иглы и сравнительно боль­шой вес. Двухстворчатое сопло может иметь различные формы ство­рок в прикрытом положении (рис. 43, б): плоские, овальные или круг­лые. Преимуществом таких устройств является простота самого сопла и управляющего механизма, а недостат­ком — несколько повышенные гид­равлические потери, определяемые формой поперечного сечения сопла, и неравномерный нагрев, вызываю­щий коробление створок и затрудня­ющий их уплотнение, что ведет к бес­полезной утечке газа. Многостворчатое сопло (рис. 43, б) создает форму по­перечного сечения струи, близкую к кругу во всех положениях Малые размеры створок позволяют сделать их достаточно жесткими' что предохраняет от коробления. Силы, действующие на каждую створ­ку, меньше, чем при двухстворчатом сопле. Упрощается конструкция шарниров крепления. Нагрузки от створок более равномерно распределяются по периметру заднего фланца. Недостатком такого сопла является необходимость большого числа створок, что увеличивает число стыков и ведет к усложнению механизма управления Рис. 42. Выходное устройство ТВД 1-стенка внутреннего кожуха; 2- стойка; 3, 6,8-фланцы; 4-горловина; 5 —усилительная манжета; 7 — внутренний кожух; 9-наружный ко­жух; 10 — штуцер для термопары Рис. 43. Схемы регулируемых сопел Усилия, действующие на элементы выходного устройства В элементах выходного устройства при работе двигателя возникают напряжения в результате действия: радиальных и осевых сил, вызванных наличием перепад давлений на стенах деталей; крутящего момента, который передается на наружную трубу от стоек, спрямляющих поток газа за турбиной; он возникает вследствие направления газа, выходящего из турбины; изгибающего момента, который возникает под действием веса деталей и инерционных сил. Осевое усилие, приложенное к соплу Рпс (рис.45), может быть определено по следующей формуле: кг, где G-секундный расход газа через сопло кг/сек; Ри Р- давление газа на входе в сопло и выходе из него Па; си с- скорость газов на входе в сопло и выходе из него м/сек; Dи D- диаметры сечений на входе в сопло и выходе из него. Рис. 45. К расчету на прочность выходного сопла Устройства для реверса и девиации тяги Одним из наиболее эффективных средств уменьшения длины пробе­га самолетов с ГТД при посадке являются специальные реверсивные устройства, называемые реверсорами тяги. При помощи реверсора тяги поток газа за турбиной поворачивается и под некоторым углом (90-180 ) выходит по направлению движения самолета, этом создается отрицательная тяга, которая тормозит движение полета при посадке. Кроме того, уменьшается время захода на посадку в связи с возможностью увеличения угла планирования, повышается ресурс взлетно-посадочных устройств самолета (тормозов и покрышек колес). К реверсорам предъявляются следующие требования 1. Величина отрицательной тяги не менее 35-40% максимальной положительной тяги. 2. Быстрое изменение тяги от отрицательной до положительной (за 1-2сек). 3. Неизменность режима работы двигателя при реверсировании. 4. Сохранение устойчивости и управляемости самолета при включении реверсов. 5. Простая, надежная и легкая конструкция реверсора. 6. Небольшой нагрев силовых поверхностей самолета выходящей струей газа. Реверсивные устройства различают как по месту поворота потока за (с поворотом в выходном устройстве или за ним), так и по способу отклонение потока газа ( с механическим или аэромеханическим способом). Рис. 46. .Схемы реверсоров и девиации тяги На рис. 46, а, б реверсоры тяги установлены в выходном устройстве, что уменьшает гидравлические потери потока газа вследствие малой его в момент поворота. На рис. 46, а отклонение потока осуществляется механически - закрытием заслонки 1 при одновременном передвижении отклоняющей решетки 2. На рис. 46, б поток отклоняется аэродинамическим способом. Одновременно с перемещением решетки 2 в рабочее положение через каналы пустотелой стойки 1 под углом к основному потоку направляется поток воздуха с большой скоростью, который отклоняет поток газа в сторону решетки. Воздух для реверса тяги отбирается из компрессора двигателя (около 2—3% от общего расхода). На рис. 46, в, г показаны реверсоры тяги, установленные за выход­ным устройством. Поток газа отклоняется механическим способом: на рис. 46, в при помощи двух поворотных створок 1, на рис. 46, г — заслонкой 1. На рис. 46, д представлена схема реверсора тяги с аэро­динамическим отклонением. Внутри выпускной трубы радиально раз­мещены поворотные лопатки, которые в нерабочем положении устанав­ливаются по потоку. При включении реверса лопатки поворачиваются и направляют поток к кольцам 2, которые отклоняют его на угол 140— 150°. Отклоняющие кольца в нерабочем положении могут убираться в фюзеляж или гондолу двигателя. Основным недостатком такого устройства является необходимость регулируемого сопла для сохранения постоянной температуры газа перед турбиной. Кроме того, затруднено крепление поворотных лопа­ток, усложнен механизм их поворота. Девиация — изменение направления тяги путем отклонения потока газа на угол меньше 90° в сторону земли. При этом возникает верти­кальная составляющая тяги, позволяющая снизить посадочную ско­рость и, следовательно, уменьшить длину пробега самолета. Устрой­ство для девиации тяги (рис. 46, е) представляет собой дополнитель­ную реактивную трубу 1, установленную под углом к основной трубе 2. В трубу 1 газ направляется при помощи заслонок 3. Устройства для девиации тяги могут также выполняться в виде гибкой металлической трубы, способной отклоняться на угол 90°. Устройства для глушения шума В качестве допустимого уровня шума для самолетов при взлете можно принять международную норму, равную 100—112 дб для днев­ных и 100 дб для ночных полетов. Эти цифры относятся к местности, расположенной под траекторией взлета на удалении около 4—5 км от начала разбега самолета. Указанный предел шума необходимо рассматривать как предельный, который не должен превышаться. Кроме вредного физиологического воздействия на человека, шум может выз­вать усталостное разрушение конструкции самолета и ненормальность в работе ряда приборов. Наибольший шум при работе ГТД возникает от выходящего из двигателя потока газа. Шум при этом создается вследствие турбулент­ного смешения потока с окружающим воздухом. Шум особенно велик при взлете, наборе высоты и полете с большими скоростями. Уменьше­ние уровня шума можно достигнуть уменьшением скорости истечения газа из сопла. Если сравнить по уровню шума обычный ТРД с форсажной каме­рой со скоростью истечения газа, равной примерно 900 м/сек, с ДТРД, где скорость истечения равна примерно 490 м/сек, то в первом шум будет на 18 дб (на 16%) больше, чем во втором. Преимущества двигателя с низкой скоростью истечения газа могут быть решающими пли выборе двигателя для самолета гражданской авиации. Шум от ГТД до настоящего времени уменьшают путем к реактивному соплу специальных приставок (глушителей). Применяемые материалы Элементы выходного устройства работают при температуре 750-900С. Их изготовляют из жаростойкой хромоникелевой стали с ниобием ЭИ402. Для более низких температур (650—750° С) применяют жаростойкую хромоникелевую сталь Х18Н9Т или ЭИ417. Глава VI РОТОРЫ И ИХ ОПОРЫ Силовые схемы Ротор ГТД состоит из деталей роторов компресса, турбины, узла их соединения, а у ТВД, кроме того, - из вращающихся деталей редуктора. Ротор опирается на подшипники, установленные в корпусе двигателя. Силовая схема и конструкция ротора определяются типом и конструкций компрессора и турбины. По числу опор роторы могут быть двух-, трех-, четырех- и много­опорными. Число опор зависит от длины и жесткости элементов ротора и способа соединения валов. Осевая фиксация ротора относительно корпуса осуществляется одним или несколькими радиально-упорными шарикоподшипниками. Соединение валов компрессора и турбины может быть жестким и подвижным (гибким). При жестком соединении взаимное перемещение валов исключается, при подвижном обеспечивается возможность вза­имного перемещения валов с перекосом. При этом соединение валов мо­жет передавать только крутящий момент, крутящий момент и осевую силу или же крутящий момент, радиальную и осевую силы. Одновальные двухопорные роторы применяются в ГТД с неболь­шой длиной ротора, во вспомогательных ГТД и турбостартерах, а так­же в подъемных двигателях самолетов вертикального взлета и посадки (СВВП). Двухопорные роторы выполняются с жестким соединением валов турбины и компрессора, поэтому они имеют простую конструкцию и небольшой вес. Компрессор и турбина могут располагаться на валу консольно (рис. 47, а). Эта схема применяется, если длина компрес­сора небольшая, обычно при центробежных компрессорах (С-ЗООМ, ТГ-16). При большей длине компрессора для повышения жесткости ротора и уменьшения его прогибов опоры располагают, как показано на рис. 47, б. Puc. 47. Силовые схемы одновальных двухопорных роторов: а— с консольным расположением компрессора и турбины; б—с расположе­нием компрессора между опорами, а турбины —консольно Опорно-упорный подшипник, как более нагруженный, в двухопорном роторе ставят вблизи компрессора, т. е. в области более низких температур. Он воспринимает разность осевых нагрузок, возникающих на роторах компрессора и турбины, и часть радиальной нагрузки. При конструировании и изготовлении двигателей с двухопорным ротором большое внимание уделяется увеличению жесткости корпуса и валов, а также обеспечению соосности гнезд подшипников, чтобы избежать защемления подшипников при изгибных колебаниях вала. При значительной длине ротора увеличивают число опор. Одновальные трехопорные роторы с подвижным соединением валов турбины и компрессора получили наибольшее распространение в современных ГТД. Крутящий момент и радиальная нагрузка турбины передаются компрессору при помощи шлицевой муфты 2 (рис. 48, а), допускающей перекос валов за счет зазора в шлицах муфты. Для обес­печения прочности коротких шлицев при передаче крутящего момента муфта имеет большой диаметр. Рис. 48. Силовые схемы одновальных трехопорных роторов: а —с подвижным соединением валов компрессора и турбины, передающим крутящий момент и радиальную нагрузку; б -с подвижным соединением валов компрессора и турбины, передающим крутящий момент, осевую и радиальные нагрузки Фиксация роторов компрессора и турбины в осевом направлении раздельная и осуществляется опорно-упорными подшипниками 1. При раздельной осевой фиксации компрессора и турбины соединитель­ная муфта должна допускать свободу осевого удлинения валов при их нагревании. Такая силовая схема ротора не получила широкого применения, так как опорно-упорные подшипники 1 должны воспринимать боль­шие осевые силы, достигающие по величине нескольких десятков тонн. Кроме того, подшипник турбины работает в условиях затруднительного охлаждения, подвода и отвода смазки. Трехопорные роторы с шарнирным соединением турбины и компрес­сора (рис. 48, б) получили более широкое применение. Средняя опора такого ротора обычно выполняется с шарикоподшипником, который воспринимает как радиальные, так и суммарные осевые уси­лия роторов. Передняя и задняя опоры имеют роликоподшипники, которые вос­принимают только радиальные усилия. Таким образом, осевая фикса­ция ротора относительно корпуса двигателя осуществляется при по­мощи среднего опорно-упорного подшипника. При этом уменьшается изменение осевых зазоров в проточной части компрессора и турбины при изменении режима работы двигателя (вследствие нагрева или ох­лаждения деталей корпуса и ротора двигателя). Крутящий момент турбины передается шлицевой муфтой 2. Осевая связь компрессора и турбины происходит через шаровой шарнир 3, являющийся одновременно второй опорой вала турбины. Наличие шарнира в соединительной муфте предотвращает возник­новение дополнительных изгибных деформаций в случае несоосности или некоторого перекоса валов турбины и компрессора; упрощаются сборка и изготовление деталей корпусов подшипников, так как отпа­дает необходимость очень точной центровки узлов корпуса двига­теля. Двухвальные роторы. На рис. 49, а изображен двухвальный ротор ТВД, в котором ротор компрессора приводится во вращение турбиной высокого давления, а воздушный винт — турбиной низкого давления Рис. 49. Силовые схемы двухвальных роторов: а— ТВД; б-ТРД через внутренний вал и редуктор. У переднего хвостовика внутреннего вала есть шлицы для передачи крутящего момента редуктору через шлицевую муфту. Каждый ротор имеет по две опоры с ролико- и шари­коподшипниками, установленными в корпусе двигателя. Такая схема двухзального ротора применяется в ТВД с турбокомпрессором небольшой длины. Ротор компрессора имеет шлицевое соединение с ротором турбины. Двухвальный ротор ТРД показан на рис. 49, б. Ротор низкого давления имеет подшипники 3, 4 и 5. Опорный 3 и опорно-упорный 4 подшипники устанавливаются внутри вала ротора высокого давления, а опорный подшипник 5 монтируется в передней части корпуса ком­прессора. Ротор высокого давления — двухопорный, опирается на опорно-упорный подшипник 1 и опорный подшипник 2, которые на­ходятся в корпусе двигателя. Опорно-упорный подшипник 1 передает на силовой корпус двигателя суммарное осевое усилие от обоих рото­ров, поэтому он имеет два ряда шариков. Основным недостатком двухвальных роторов является усложнение системы смазки и увеличение веса двигателя. Кроме того, ввиду боль­шой длины внутреннего вала трудно обеспечить его надежную жест­кость. Для получения нужных вибрационных характеристик прихо­дится увеличивать диаметры валов ротора или число опор. В последнем случае еще больше затрудняются подача масла к подшипникам и от­вод его от них, а также обеспечение силовой связи опор с корпусом двигателя. Силы и моменты При работе двигателя на установившемся режиме в полете детали ротора нагружаются (рис. 50): крутящим моментом турбины Мкрт, который вызывает деформацию кручения; Рис. 50. Нагрузки, действующие на ротор силами веса роторов компрессора G,. и турбины G.; центробежными силами инерции масс вращающихся элементов Р ; гироскопическими моментами от роторов компрессора М и тур­бины М, которые возникают при эволюциях самолета; центробежными силами неуравновешенных масс ротора; осевыми нагрузками от роторов компрессора Рак и турбины P3i от действия газовых сил, вызывающими деформацию растяжения; силами инерции, возникающими при изменении величины и направ­ления скорости полета. Наиболее сложным деформациям от действия сил и моментов под­вергаются барабаны роторов компрессоров и валы. Более подробно характер нагрузок, действующих на элементы ротора компрессора и турбины, был рассмотрен соответственно в гл. II и IV. Валы и способы их соединения между собой Валы ГТД работают в сравнительно тяжелых условиях. На них действуют различные по величине и характеру статические и динами­ческие нагрузки. Кроме того, они подвергаются тепловому воздейст­вию от соединенных с ними нагретых деталей. Вал должен быть достаточно прочным, жестким, предельно легким, а также простым в изготовлении. Конструкция валов определяется типом двигателя, принятой силовой схемой, числом и расположением опор. В ряде случаев составной частью вала является барабан осевого компрессора или крыльчатка центробежного. К крыльчатке или бара­бану крепятся цапфы. Для уменьшения веса валов и обеспечения большой прочности и жесткости при малом весе их выполняют полыми, по возможности равнопрочными, с большим наружным диаметром. С этой же целью стремятся уменьшить расстояние между опорами и длину консоли, делать валы с меньшим числом концентраторов напряжений (шлицев, резьбовых участков, сверлений, буртов, канавок под контровочные пластины). Крутящий момент от турбины к компрессору, а у ТВД — и к редук­тору воздушного винта передается обычно через шлицевые соединения. На роторы компрессора и турбины действуют осевые нагрузки, на­правленные в противоположные стороны. Осевое фиксирование их между собой позволяет применить в силовой схеме ротора двигателя вместо двух опорно-упорных подшипников один. Соединение роторов компрессора и турбины ТВД может осущест­вляться так. Вал турбины 6 (рис. 51) при помощи шлицев передает крутящий момент от турбины компрессору и далее — воздушному винту. Осевое фиксирование роторов происходит через болт, который ввер­тывается в вал 1 компрессора до упора во втулку 7. Последняя упи­рается в торец вала компрессора и своим буртиком не допускает пере­мещения вала турбины вправо — в сторону действия осевой силы рото­ра турбины. При затяжке болта 8 упорная втулка 7 фиксируется от проворачивания своими шлицами, которые входят в шлицевые пазы вала турбины 6, что исключает возможность образования надиров на торце вала при затяжке болта. От смещения вперед вал турбины фиксируется дистанционной втулкой 2, посаженной на шлицы вала компрессора. При сборке двигателя Рис. 51. Соединение валов ротора между торцом вала и втулкой 2 устанавливается зазор А. Наличие этого зазора (0,2—0,5 мм), а также свободная посадка по шлицам пре­дотвращают возникновение дополнительных напряжений при несоосности и перекосе осей Рис. 52. Соединительная муфта с шарниромроторов. Болт 8 контрят пружиныо-шлицевым замком, который состоит из шлицевой втулки 5, направляющего штыря 3 и пружины 4. Штырь развальцован в вале компрессора и служит упором для пружины и заглушкой. Втулка 5 сидит на шлицах вала компрессора и под действием пружины входит в шлицы болта 8, осуществляя его контровку. При отжатии шлицевой втулки влево болт освобождается от контровки. Другой тип соединительной муфты показан на рис.51. Крутящий момент от вала турбины 6 к валу компрессора 1 передается через ве­домую и ведущую шлицевые втулки, которые имеют скользящую по­садку по шлицам. От осевых смещений ведущая втулка удерживается фиксирующим кольцом 7, а ведомая — гайкой. Передача осевого уси­лия от турбины к валу компрессора осуществляется через развитые сферические поверхности хвостовика 5 вала турбины и крышки 4, через винты крепления крышки к ведомой втулке и гайку фиксации этой втулки. Хвостовик 5 ввернут в передний конец вала турбины, центрируется в нем по двум цилиндрическим пояскам и фиксируется от отворачивания штифтом. Передняя полусферическая опора 3 хвос­товика служит для передачи осевых усилий, направленных вперед, а также выполняет роль второй опоры ротора турбины, т. е. передает на средний подшипник радиальные усилия от вала турбины. Кольцо 2 служит для установки осевых зазоров в сферическом соединении при сборке. Разгрузка роторов от действия осевых сил Для уменьшения нагрузки на упорно-опорный подшипник от осе­вого усилия ротора применяют специальные конструктивные способы. 1. Жесткая осевая связь роторов компрессора и турбины, осевые усилия которых направлены в противоположные стороны. Благодаря этому подшипник нагружается разностью осевых усилий ротора ком­прессора и турбины. 2. Применение разгрузочных полостей, изолированных от проточ­ной части компрессора лабиринтами Л (рис.53). В переднюю разгру­зочную полость А (полость повышенного давления) подводится дав­ление воздуха из-за какой-нибудь промежуточной ступени компрес­сора через внутренюю полость ротора. Задняя разгрузочная полость Б (полость пониженного давления) сообщается с атмосферой через систему суфлирования. Подбором сменных диафрагм, которые подкла­дывают под патрубок, регулируют давление в этой полости. Оно долж­но быть примерно на 0,6—0,9 кГ/смг больше атмосферного для предо­твращения выброса масла из средней опоры в разгрузочную полость. Выбором места отбора воздуха, подводимого в переднюю разгру­зочную полость, и подбором диаметра наружных лабиринтных уплот­нений добиваются того, что суммарная осевая сила, возникающая на элементах ротора компрессора на расчетном режиме работы двигателя, была в среднем на 1000—2000 кГ больше осевой силы ротора турбины. Результирующая сила, воспринимаемая средней опорой с шарико­подшипником, направлена против потока. Она должна несколько пре­вышать величину максимально возможной осевой силы инерции ро­тора двигателя, которая возникает, например, при разгоне самолета и направлена по потоку. Этим исключается возможность возникновения ударных нагрузок на шарики и беговые дорожки колец подшипника. Шарики подшипника будут всегда прижиматься к одной стороне беговых дорожек колец. Осевая сила на подшипник возрастет, когда инерционная сила ротора направлена по полету. Одновременное применение первого и второго способов нашло широкое применение на современных ТРД, так как осевая сила, воз­никающая на роторе компрессора и направленная против потока воздуха, значительно больше осевой силы, возникающей на роторе турбины. В результате неуравновешенная осевая сила может оказаться значительно больше максимально допустимой для упорного подшипника. Рис. 53. Разгрузка упорного подшипника от осевых усилий ротора при помощи разгрузочных полостей Уравновешивание роторов Ротор двигателя считается полностью уравновешенным, если на Остановившемся режиме работы его опоры испытывают действие постоянных по величине и направлению нагрузок (сил, моментов). В реальных роторах ГТД при их вращении всегда действуют инерционные силы и моменты от неуравновешенных масс, которые являются следствием неточности изготовления, неоднородности материала, упругих и остаточных деформаций элементов ротора. Эти нагрузки передаются на опоры, дополнительно нагружая подшипники, и вызывают вибрацию двигателя, самолета, ослабление стыков, течь в местах единения трубопроводов, дополнительный шум и утомление экипажа и пассажиров. Уравновешивание роторов ГТД сводится к уравновешиванию у них вращающихся масс. При статической неуравновешенности ротора (рис. 53.1.) его ц. т. не лежит на оси вращения, а смещен от нее на расстояние е. При вращении такого ротора возникает неуравновешен­ная центробежная сила где т — масса ротора; — угловая скорость; е — эксцентриситет, т. е. расстояние от оси вращения до ц. т. ро­тора. Эта сила постоянна по величине, но переменна по направлению. Статическое уравновешивание сводится к совмещению ц. т. ротора с осью вращения. Рис. 53.1. Виды неуравновешенностей ротора: а —статическая; б—динамическая; в — общий случай неуравновешенности При динамической неуравновешенности ро­тора (рис. 53.1., б) возникают неуравновешенные инерционные силы и моменты от этих сил. Общий ц. т. при этом лежит на оси вращения, поэтому такой ротор является статически уравновешенным. Однако при вращении возникает неуравновешенная пара центробежных сил с моментом Мн вокруг точки 5: где р — расстояние от оси вращения до ц. т. масс ротора; а — осевое расстояние между массами ротора. Этот момент — постоянный по величине, но переменный по направ­лению. Динамическая неуравновешенность может быть обнаружена только при вращении. На рис.53.1., в показан общий случай неуравновешенности, когда общий ц. т. вращающихся масс ротора не совпадает с осью вращения, т. е. такой ротор статически и динамически неуравновешен. Статическая балансировка. Для устранения статической неуравновешенности необходимо по­местить уравновешивающий груз Об на том же диаметре, на котором лежит ц. т. диска, но по другую сторону от оси вращения. Величина груза G6 и расстояние его r от оси вращения должны быть выбраны так, чтобы неуравновешенная центробежная сила диска и центробежная сила от уравновешивающего груза были равны После сокращения получим: Величина , равная произведению веса диска на эксцентриситет ц. т. или произведению веса уравновешивающего груза на расстояние r- г от оси вращения, называется статическим дисбалан­сом. Дисбаланс характеризует степень статической неуравнове­шенности. Рис. 54. Стати­ческая баланси­ровка ротора Статическая балансировка может осуществляться снятием мате­риала с тяжелой стороны диска. Статическая балансировка облегчает проведение динамической балансировки ротора. Динамическая балансировка. Динамическую балансировку проводят в заводских условиях на специальных машинах, которые позволяют определить величину и месторасположение балансировочного груза в каждой плоскости при­ведения. Принцип работы балансировочной машины таков. Ротор 1 (рис. 55} в балансировочной машине устанавливается на двух опорах, одна из которых может перемещаться в горизонтальной плоскости в направле­нии оси у, будучи связанной с корпусом машины через пружину. В вертикальной плоскости подвижная опора перемещаться не может. Для определения направления действия неуравновешенной силы в плоскости опоры может быть использован стробоскопический эффект. Устройство для замера амплитуды обеспечивает замыкание специаль­ной электрической цепи при максимальном отклонении опоры 3 от среднего положения, т. е. тогда, когда неуравновешенная сила Р дей­ствует точно по оси у. Импульсы подаются на лампу 4, которая дает вспышку в момент совпадения силы Р с осью у. Рис. 55. Принципи­альная схема балан­сировочной машины: /—ротор; 2 — градуиро­ванный диск; 3—подвиж­ная опора; 4 — лампа; 5 —соленоид; 6— устрой­ство для замера ампли­туд Вместе с ротором вращается градуированный диск 2. Замечая, какое деление диска совпадает с осью у в момент вспышек, можно фик­сировать направление силы Р, т. е. определить диаметр, на котором располагается неуравновешенная сила. Зная динамический дисбаланс и диаметр, где находится неуравновешенная сила, путем подбора рас­стояния, на котором помещается балансировочный груз, или подбо­ром величины G6 при заданном плече производят динамическое урав­новешивание. Окончательная динамическая балансировка осуществляется под­бором по весу и соответствующим размещением рабочих лопаток ком­прессора и турбины, ввертыванием балансировочных винтов в торцы дисков, навертыванием дополнительных гаек на крепежные болты крайних дисков, снятием металла в местах, указанных чертежом. Допустимый остаточный дисбаланс связан с размерами ротора и и его быстроходностью. Чем больше размеры и чем меньше скорость вращения, тем больше допустимый дисбаланс, так как ротор большой массы будет совершать колебания меньшей интенсивности под дей­ствием неуравновешенных сил, чем ротор небольшой массы, при условии, что эти силы одинаковы по величине. Так, для одного из ТРД допустимый дисбаланс компрессора и турбины равен 40 Г-см, для компрессора ТВД—5 Г-см, а для турбины —15 Г-см. В эксплуатации величина дисбаланса может значительно возрас­тать в результате вытяжки и механических повреждений рабочих ло­паток турбины и компрессора, неравномерного износа подшипников и т. п. Вследствие повышения дисбаланса возрастает вибрация всего двигателя. Для замера уровня вибраций применяют датчики, устанавливае­мые на корпусе двигателя в плоскости узлов крепления двигателя к самолету. Колебания могут записываться на пленку. По амплитуде колебаний можно определить коэффициент виброперегрузки, который представляет собой отношение силы инерции двигателя, возникающей при его вибрации, к силе веса двигателя. Величина коэффициента виброперегрузки для современных ГТД лежит в пределах k = 3—4. Этот коэффициент характеризует совер­шенство и техническое состояние двигателя. При выпуске двигателя из производства или ремонта допустимый дисбаланс должен быть та­ким, чтобы виброперегрузка не превышала опасных пределов в те­чение выработки всего технического ресурса двигателя. Критические обороты Кроме основного расчета на прочность, валы роторов проверяют на изгибные колебания. Эта проверка сводится к определению кри­тических чисел оборотов и к выбору таких размеров вала, при которых частота его собственных изгибных колебаний не совпадает с частотой внешних сил, т. е. не происходит резонанса. Число оборотов ротора, при котором наступает резонанс и прогиб вала достигает наибольшего значения, называется критическим. Рис. 56. К определению критического числа оборотов вала| а —вращение вала с консольно закрепленным диском; б—значения коэффициентов жесткости вала Для уяснения сущности этого опасного явления рассмотрим равно­мерное вращение невесомого вала с консольно закрепленным диском, ось которого расположена вертикально, чтобы в дальнейшем не учиты­вать прогиб вала от силы веса диска (рис.56, а). При вращении вала с угловой скоростью со вследствие эксцентри­ситета е возникает центробежная сила Рц., вызывающая прогиб вала у. Величина этой центробежной силы где mд — масса диска. При прогибе вала возникает упругая сила где k — коэффициент жесткости вала, соответствующий силе, которая вызывает прогиб, равный единице длины. При постоянной установившейся скорости вращения двигателя в каждый момент времени центробежная сила Рц. равна силе упругого противодействия вала Р, т.е. Рц. = Р, или Найдем прогиб вала С увеличением угловой скорости со величина прогиба у растет вследствие уменьшения знаменателя полученного равенства При k = т Прогиб у стремится к бесконечности. Очевидно, в этом случае произой­дет разрушение вала. Это значение угловой скорости является крити­ческим для данного вала. Величину можно определить из выражения , откуда Критической угловой скорости вращения ротора соответствуют критические обороты nкр. Они равны об/мин. Таким образом, при работе на критической скорости вращения час­тота собственных изгибных колебаний вала совпадает с частотой изме­нении возмущающей силы, которой в данном случае является неуравновешенная центробежная сила. Подшипники В ГТД применяют исключительно подшипники качения, обладаю­щие по сравнению с подшипниками скольжения меньшим коэффициен­том трения, небольшим количеством масла, потребного для охлажде­ния и смазки подшипника. Они менее чувствительны к загрязнению масла, имеют высокую работоспособность при повышенных рабочих температурах, которая достигает 180° С у подшипников роторов компрессоров и 250° С у подшипников роторов турбин. Подшипники качения имеют малый осевой размер, более просты в монтаже и демонтаже при ремонте. Эти преимущества привели к тому, что, несмотря на некоторые недостатки (большой радиальный размер и вес), во всех узлах ГТД используют подшипники качения: шариковые — для воссприятия радиальных и осевых нагрузок, роликовые и игольчатые — для восприятия только радиальных нагрузок. Подшипники скольжения можно встретить только в газотурбинных стартepax и в приводах к агрегатам. Основными недостатками этих подшипников являются значительные осевые габариты, повышенные требования к чистоте масла и большая чувствительность к температуре, (Также большая величина коэффициента трения возрастающая с повышением скорости вращения ротора. Рис. 57. Подшипники Основными элементами подшипника качения являются внутреннее и наружное кольца, тела качения (ролики и шарики) и сепараторы, служащие для равномерного распределения тел качения по окружности. При отсутствии сепаратора в подшипнике можно разместить большее количество роликов и шариков и тем самым значительно увеличить его грузоподъемность, но при этом подшипник быстро изнашивается вследствие соприкосновения шариков или роликов при работе под­шипника. От величины скорости вращения зависят количество выделяющего­ся тепла в подшипнике и прочность его сепаратора. Поэтому о нагруженности сепаратора можно судить по величине окружной скорости на окружности центров шариков (роликов), которая у быстроходных подшипников не превышает 50—80 м!сек. Для фиксации ротора в силовом корпусе и передачи от него на корпус осевых и радиальных сил применяют опорно-упорные шарико­подшипники. Однорядный двухточечный (две точки касания шарика­ми колец) шарикоподшипник (рис. 57, а) может воспринимать ра­диальные и небольшие осевые нагрузки. Однорядные трехточечные (рис. 57, б, в) и четырехточечные (рис. 57, г, д) шарикоподшипники могут воспринимать радиальные и значительные осевые нагрузки. Они применяются обычно в опорах роторов компрессоров, турбин и редук­торов ТВД для осевой фиксации валов. Беговые дорожки для шариков у этих подшипников имеют боль­шую глубину. В целях обеспечения монтажа одно из колец у них сделано разъемным. Роликоподшипники применяются для восприятия радиальных нагрузок (рис. 57, е, ж). Бурты, удерживающие ролики, имеются на внутреннем или наружном кольце в зависимости от условий сборки, разборки и смазки подшипников. В связи с высокими температурными режимами работы подшип­ники роторов ГТД имеют увеличенные радиальные зазоры для предо­твращения заклинивания роликов (шариков) и сепараторов, возмож­ного при расширении за счет нагрева и при деформации под действием центробежных сил. Для снижения температуры подшипника стремятся улучшить циркуляцию масла через него путем выполнения отверстий или про­резей в наружном кольце (см. рис. 57, г, д, е, ж). Конструкция опор. На рис. 58 показана опора, име­ющая опорно-упорный под­шипник 4, который воспри­нимает радиальные и осевые нагрузки и фиксирует ротор двигателя в осевом направле­нии относительно статора. Внутренним своим кольцом подшипник вместе с кольцом лабиринтов 10, регулировочным кольцом 11, втул­кой лабиринтов 1 и маслоотражательным диском 9 закреплен на зад­ней цапфе 13 ротора компрессора гайкой 7, которая контрится от проворачивания дистанционной втулкой 8. Наружным своим коль­цом подшипник установлен в гнезде стакана 5 подшипника и закреп­лен совместно с форсуночным кольцом 6 и втулками 2; 3 лабиринтов гайкой 12 Для предотвращения местной выработки наружного коль­ца шариками (в нижней его половине) кольцо устанавливается в ста­кане 5 по скользящей посадке, что обеспечивает поворот кольца при работе двигателя и, следовательно, равномерный его износ. Осевые зазоры между ротором и статором компрессора устанавли­вают при сборке подбором регулировочного кольца 11. Со стороны проточной части компрессора средняя опора имеет трехрядное лаби­ринтное уплотнение и маслоотражательный диск. 9. Расточки втулок лабиринтов над гребешками имеют мягкое покрытие, что позволяет уменьшить радиальные зазоры в уплотнении до 0,06—0,15 мм. Полость между воздушным и масляным рядами уплотнения сообщается с полостью А корпуса подшипника, которая суфлируется с атмосферой. Сжатый воздух, просочившийся через два ряда уплотнений, отводится в атмосферу, что предотвращает сдув масла с подшипника, а также его перегрев, так как температура воздуха за компрессором равна 274-280С. Для смазки и охлаждения подшипника масло подается через форсуночное кольцо 6. Таким образом обеспечивается интенсивная струйная трехточечная смазка и охлаждение трущихся поверхностей под­шипника. рис.58. Средняя опора ТВД. Для передачи очень больших осевых сил в опорах устанавливают а рядом два шарикоподшипника (рис. 59). Такая опора представляет собой двухрядный опорно-упорный шарикоподшипник, воспринимающий радиальные нагрузки от ротора компрессора и разность осевых нагрузок роторов компрессора и турбины. Чтобы обеспечить равномерное распределение осевой нагрузки, между параллельна работающими подшипниками устанавливают дистанционные кольца или шайбы определенного размера, при которых происходит одновременный выбор рабочих зазоров при действии осевой нагрузки. Это достигается подбором толщины регулировочных колец 3. В опорах турбинных роликоподшипников (рис. 60) внутреннее кольцо обычно монтируют на промежуточную втулку 1, имеющую небольшие поверхности контакта с валом 2 по цилиндрическим центровочным пояскам 4, 5. Продувка воздуха между втулкой 1 и валом 2, а также между стойками корпуса 3 является эффективным способом охлаждения подшипника и его тепловой изоляции. Втулка 1 своей передней частью опирается на винтовые прямоугольные шлицы 6. Наклон шлиц выбирается таким, чтобы он совпадал с направлением относительной скорости W воздушного потока на расчетном режиме. Неисправностями подшипников качения, которые могут возникнуть в эксплуатации, являются разрушение тел качения и колец , разрушение и чрезмерный износ сепаратора, изменение зазоров в сопрягающихся деталях. рис. 59. Средняя опора ТВД. Рис. 60. Опора турбинного роликоподшипника Разрушение шариков, роликов и колец может быть усталостным или возникать в результате перегрева деталей. Усталостное разруше­ние наступает из-за некачественного изготовления деталей или повыше­ния нагрузки на подшипник сверх расчетной величины, например вследствие увеличения дисбаланса ротора. В этом случае наблюдается выкрашивание или шелушение поверхности беговых дорожек и тел качения. Подшипники могут разрушаться в результате масляного голода­ния, которое приводит к ухудшению их охлаждения и перегреву. Пе­регрев подшипника может наступить и при нормальной подаче масла к нему, например вследствие общего перегрева двигателя. Применяемые материалы. Для изготовления колец подшипников ГТД наиболее широко применяется хромистая сталь ШХ15, шариков и роликов — стали ШХ6 и ШХ9, сепараторов — бронза Бр. АЖМц-1,5, Бр. АНЖ Ю — 4—4 и алюминиевые сплавы АК4 и Д1Т. Подшипники, работающие при повышенных температурах, изго­товляют из хромомолибденовой или вольфрамовой инструментальной стали. Первая сохраняет высокую твердость до температур 370—400° С, а вторая — до 590° С. Сепараторы таких подшипников изготовляют из никелевых сплавов. Глава VII РЕДУКТОРЫ Назначение и основные требования Редуктор ТВД служит для передачи избыточной мощности от тур­бокомпрессора на воздушный винт с понижением числа оборотов. Для получения достаточно мощных и в то же время компактных и легких газовых турбин их выполняют высокооборотными. Число оборотов роторов газовых турбин современных ТВД лежит в пределах от 6000 до 21 000 об/мин. Такое число оборотов не может быть переда­но на вал воздушного винта непосредственно из условий прочности лопастей воздушного винта и получения максимального к. п. д. Наивыгоднейшие обороты вала винта, при которых к. п. д. достигает пределах 700 — 1500 об/мин, что значительно ниже оптимальных рабочих оборотов роторов газовых турбин. Окружная скорость концевых сечений лопастей винта может быть определена по формуле где пв — число оборотов вала винта; DB — диаметр винта. Относительная скорость W движения воздуха определяется из треугольника скоростей (рис. 61): При увеличении окружных скоростей концевых сечений при задан­ной скорости полета самолета относительная скорость может превы­сить значение местной скорости звука. В этом случае на лопастях винта возникают скачки уп­лотнения, связанные с волновыми сопротивле­ниями вращению воздушного винта, на преодо­ление которых затрачивается часть подводимой мощности. Вследствие этого снижается к. п. д. винта. Поэтому размеры винта и число оборо­тов его вала выбирают с учетом обеспечения наивыгоднейших условий работы винта, т. е. получение максимального к. п. д. Размеры и вес редуктора определяются зна­чением передаточного числа редуктора, которое зависит от эффективной мощности двигателя, размеров воздушного винта, скорости и назна­чения самолета. Передаточным числом редуктора называется отношение числа обо­ротов ротора двигателя пдв числу оборотов вала воздушного винта: Величина, обратная передаточному числу, называется степенью редукции: Рис. 61. Треугольник скоростей сечения ло­пасти воздушного винта Окружная скорость конца лопасти, выраженная через передаточ­ное число, В то же время из треугольника скоростей Если подставить сюда вместо относительной скорости W ее значение, выраженное через число m и скорость звука а, получим , где - число М по относительной скорости на конце лопасти винта. Потребный диаметр винта определяется величиной воспринимаемой им мощности, числом лопастей, типом самолета и расположением двигателя. Редуктор располагается в передней части ТВД. Поэтому внешние очертания корпуса редуктора должны обеспечить свободный воздуха в компрессор и равномерное поле скоростей воздуха на вход. Этого можно достичь при симметричной форме корпуса редуктора по отношению к оси вала винта, являющейся продолжением оси вала к компрессора. В спаренных двигателях, соединенных общим редуктор условие симметричности входа воздуха в компрессор нарушается существует некоторая неравномерность поля скоростей по окружность входа. Типы редукторов и их кинематические схемы По расположению валов винта и двигателя редукторы подразделяются на соосные, когда оси валов винта и ротора двигателя совпадают , на редукторы со смещенным осями и редукторы с пересекающимися осями глав валов. Последние применяются на вертолетах. По расположению редуктора относите но двигателя различают: редукторы, которые включаются конструкцию самаго двигателя и являются его частью; редукторы стоящие отделено (выносные); редукторы разнесенные. По числу ведущих и ведомых валов различают редукторы с одним ведущим и одним ведомым валами, редукторы с одним ведущим и двумя ведомыми валами, обычно соосми, и редукторы с двумя ведущими валами и одним ведомым . Первые применяются в турбовинтовых двигателях малой и средней мощности, вторые — в турбовинтовых двигателях большой мощности, а также в силовых установках вертолетов, третьи — в силовых установках со спаренными двигателями, работающими на один общий винт. По числу ступеней редукторы бывают одно- и двуступенчатые. Последние получили большое распространение, так обеспечивают большое передаточное число. По типу шестерен редукторы выполняются с цилиндрическими шестернями внешнего и внутреннего зацепления с коническими шестернями. По типу зубьев шестерен различают редукторы прямозубыми шестернями, косозубыми шестернями, с шестернями имеющими шевронный зуб, и шестернями, имеющими зацепление Новикова. При использовании последних редуктор получается меньшего диаметра. По кинематическим схемам механизмы редукторов можно разделить на четыре группы: с простыми зубчатыми передачами, с планетарными передачами, имеющими одинарные и двойные сателлиты, с дифференциальными передачами и со смешанными, механизмы которых имеют простую и планетарную передачи. Рис. 62. Кинематические схемы редукторов: а —простой редуктор; б —планетарный редуктор; в—дифференциальный редуктор замкнутого типа; г — смешанный редуктор для привода двух соосных винтов; д—дифференциальный редуктор для привода двух соосных винтов; 1, 2. 3, 4—шестерни Измеритель крутящего момента В конструктивную схему современного ТВД, как правило, вклю­чается механизм, предназначенный для косвенного замера эффектив­ной мощности двигателя и получивший название измеритель крутя­щего момента (ИКМ). Величина измеряемого крутящего момента позволяет контролиро­вать работу двигателя и регулировать шаг винта в полете и, следова­тельно, его тягу и скорость полета самолета. Кроме того, знание ве­личины крутящего момента позволяет исключить перегрузку редук­тора при взлете и в полете на малых высотах с большими скоростями. Это особенно важно для высотных ТВД с ограничением мощности из условия прочности редуктора. Работа ИКМ дает возможность выбора наиболее экономичного режима работы двигателя в соответствии с его высотно-скоростными характеристиками и обеспечивать своевременное автоматическое флюгирование воздушного винта при отказе двигателя, когда крутя­щий момент падает ниже допустимого значения. Измеряя крутящий момент и обороты роторов нескольких двигателей на самолете, можно поддерживать у них одинаковую мощность. Обычно для измерения крутящего момента используется непод­вижное зубчатое колесо планетарной передачи или корпус перебора редуктора. Рис. 63. Схема гидравлического механизма ИКМ Усилие, которое при этом возникает, передается гидравли­ческому устройству, в котором в качестве жидкости применяется рабо­чее масло. Принцип устройства и работа гидравлического измерителя крутя­щего момента, который нашел наибольшее применение в ТВД, можно рассмотреть на примере механизма ИКМ, установленного в замкну­том дифференциальном редукторе. Механизм ИКМ состоит из следующих основных деталей: венца 1 (рис. 63), который шлицами соединен с корпусом ступени перебо­ра; шести цилиндров 3, которые при помощи пальцев фиксируются в проушинах венца; шести поршней 2, закрепленных в окружном на­правлении в корпусе редуктора 12; коллектора 4, который служит для подвода масла от насоса ИКМ в полость А каждого датчика 6, состоя­щего из цилиндра 3 с поршнем 2 между которыми образуется полость А. Масло, забираемое насосом ИКМ 5 из магистрали двигателя, по­дается по' внутренним каналам в корпусе редуктора в полость А правого верхнего цилиндра. От него по сверлениям в поршне, цилиндре и пальце масло поступает в коллектор 4, откуда оно подается в полос­ти А пяти остальных цилиндров. Из полости А нижнего цилиндра масло имеет возможность поступать по внутреннему каналу в корпусе ре­дуктора и лобового картера к датчику давления масла в ИКМ 10, а от него электрический сигнал идет к манометру давления масла в ИКМ 11, установленному в кабине пилотов. Принцип работы гидравлического механизма ИКМ основан на уравновешивании крутящего момента, который передается корпусом перебора на венец механизма ИКМ, противодействующим моментом, создаваемым на этом же венце давлением масла в полостях А шести цилиндров, куда оно подается, как было указано выше, насосом меха­низма ИКМ. Для обеспечения надежной работы редуктора при отсутствии дав­ления масла или при резком уменьшении крутящего момента в ци­линдре устанавливается ограничитель перемещения поршня в виде разжимного упорного кольца 8. Масло, расположенное в полостях А всех шести цилиндров, одно­временно выполняет роль гидравлического демпфера крутильных колебаний системы «винт — редуктор — ротор двигателя» и способ­ствует более равномерному распределению нагрузки в зацеплениях зубьев и шестерен и по оси сателлитов. Глава VIII МАСЛЯНЫЕ СИСТЕМЫ Надежная смазка трущихся поверхностей подшипников сколь­жения и качения, шлицевых соединений, шестерен редукторов и при­водов является одним из решающих условий надежной работы двига­теля. При отсутствии смазки между трущимися поверхностями воз­никают значительные силы трения, на преодоление которых затрачи­вается работа. Происходит нагрев деталей. Тепловое расширение уменьшает зазоры между трущимися поверхностями, неровности кото­рых входят в зацепление и тормозят перемещение одной детали относи­тельно другой. Поэтому узлы трения быстро изнашиваются и могут разрушаться в течение нескольких секунд или долей секунды из-за задира и заклинивания деталей или сваривания их при сильном пе­регреве. Применяемые масляные системы обеспечивают: 1) уменьшение износа и трения деталей и как следствие снижение мощности, затрачиваемой на преодоление сил трения; 2) охлаждение трущихся поверхностей деталей; 3) вымывание твердых включений, отделяющихся от трущихся поверхностей в результате износа, и унос их к фильтрам; 4) консервацию двигателя, так как используемое масло, покры­вает детали масляной пленкой, предотвращающей их от коррозии. Кроме того, масло используется в качестве рабочей жидкости в системах регулирования двигателя, управления винтом, гидравличес­ких муфтах. Виды трения Трением скольжения называется такое трение, которое возникает при скольжении одной поверхности относительно другой. Сила тре­ния Fc пропорциональна нормальной силе Р и коэффициенту трения зависящему от материала трущихся поверхностей и качества их обработки: Fc = Р. Различают три вида трения скольжения (рис. 64). Рис. 64. Виды трения скольжения: а — сухое; б —жидкостное; в —граничное Сухое трение — это трение между абсолютно сухими поверх­ностями. Оно недопустимо в двигателях, так как связано с быстрым перегревом и износом, приводящим к поломкам и разрушениям дета­лей. Коэффициент сухого трения для металлов 0,2—0,5. Жидкостное трение характеризуется тем, что между трущимися поверхностями вводится слой масла, предохраняющий их от молекулярного сцепления и не позволяющий гребешкам неровнос­тей зацепляться друг за друга. При таком трении удается заменить силы молекулярного сцепления твердых тел внутренним трением частиц (молекул) масла, т. е. скольжением частиц масла относительно друг друга, или внешним трением, т. е. скольжением частиц масла относи­тельно поверхности трения. Для снижения мощности, затрачиваемой двигателем на преодоле­ние жидкостного трения, желательно иметь масло с малой вязкостью. С другой стороны, чтобы масло задерживалось на трущихся поверхностях и создавалась минимальная толщина масляного слоя, необ­ходимо иметь масло с большой вязкостью. Поэтому подшипник сколь­жения рассчитывают так, чтобы при действующих нагрузках, зазорах, данных температуре, давлении и вязкости масла создавалась мини­мальная толщина масляного слоя, обеспечивающая жидкостное тре­ние. Коэффициент жидкостного трения 0,003—0,010. Подшипник скольжения представляет собой трущуюся пару вал— втулка, в которой масло, обволакивающее вал, вследствие вязкости увлекает соседние слои масла. Масло втягивается в узкую клиновид­ную часть зазора (рис. 65) и создает давление, приподнимающее вал, т. е. вал является своего рода насосом, который накачивает под себя масло и держится на созданном им потоке. Рис. 65. Схема создания масляного клина в узле трения: а —вал не вращается; б —вал вращается Рис. 66. Схема деформации обоймы и ролика (шарика) при качении В ГТД жидкостное трение создается между ведущими валиками и бронзовыми втулками различных агрегатов и приводов. Граничное трение характеризуется тем, что трущиеся поверхности разделены очень тонким адсорбированным слоем смазки, который разрушается прежде всего на соприкасающихся поверхностях трущихся деталей. Сущность адсорбции заключается в том, что отри­цательно заряженные молекулы масла притягиваются к положитель­но заряженным ионам, образующим поверхность металла. Износ при граничном трении объясняется смятием и выкрашиванием микроне­ровностей металла, выступающих за границу весьма тонкой масляной пленки. В ГТД граничное трение возникает главным образом в зубьях шес­терен редуктора и приводов, поэтому, чтобы повысить прочность мас­ляной пленки, целесообразно применять масла с досточной вязкостью. Коэффициент граничного трения — 0,01 — 0,10, т. е. сила граничного трения при одной и той же нагрузке меньше, чем при сухом трении, но больше, чем при жидкостном. Трение качения возникает в ролико - и шарикоподшипниках опор роторов ГТД. Сила, прижимающая ролик (шарик), вызывает его деформацию, а также деформацию поверхности, по которой он катит­ся (рис. 66), т. е. происходит деформация обоих тел в местах контакта, которая исчезает после разобщения точек контакта. Работа, затра­чиваемая на упругую деформацию, переходит в тепло. Поэтому рас­ход масла через подшипники рассчитывают не только из условий соз­дания граничной масляной пленки, но и требуемого отвода тепла от трущихся поверхностей. Наилучшим образом это удается сделать при струйной круговой подаче масла форсунками, расположенными рав­номерно по окружности с двух сторон подшипника. При возникновении очень высоких напряжений сжатия, превы­шающих допустимые пределы прочности, на трущихся поверхностях тел качения и беговых дорожках может возникнуть усталостный из­нос (трещины, вмятины, выкрашивание). Граничная масляная пленка, не разрушающаяся при высоких контактных нагрузках, уменьшает износ, так как она, деформируясь, увеличивает площадь контакта трущихся деталей, снижает удельное давление и, следовательно, уменьшает деформацию металла. Одно­временно с этим обильная и вязкая смазка увеличивает потери на тре­ние, являясь дополнительным сопротивлением для роликов (шариков). Сила трения качения пропорциональна действующей нагрузке Р, коэффициенту трения и обратно пропорциональна диаметру шарика (ролики) D: . Коэффициент трения качения — 0,002—0,007 для роликовых под­шипников и 0,001—0,003 для шариковых. В подшипниках качения к силе трения качения прибавляется сила трения скольжения роликов (шариков) по сепаратору и по краям бе­говой дорожки. В целом в подшипниках качения трение меньше, чем в подшипниках скольжения; в них легче обеспечить требуемую смаз­ку трущихся поверхностей. Однако они имеют больший вес и диамет­ральные размеры и представляют большую трудность при изготовле­нии и монтаже. Применяемые циркуляционные системы смазки ГТД исключают возникновение сухого трения, гарантируют жидкостное или гранич­ное трение в наиболее нагруженных деталях редукторов, приводов, опор ГТД. масел Сорт масла определяется главным образом нагрузками, действую­щими на узлы трения, и рабочими температурами. В ТРД основными сильно нагруженными узлами трения являются подшипники качения ротора, которые не требуют масел с большой вяз­костью. Поэтому применяют минеральные масла МК-6, МК-8 или транс­форматорное, которые имеют малую вязкость, низкую температуру застывания и обладают хорошими пусковыми качествами (момент со­противления при запуске мал). Масло, имеющее малую вязкость, уменьшает потери на преодоле­ние сил трения в подшипниках, лучше обволакивает нагретые детали и хорошо снимает с них тепло. Чем ниже температура застывания масла, тем проще эксплуатация двигателя в зимних условиях: не тре­буется сливать масло, подогревать его и коммуникации масляной сис­темы. Масла МК-6, МК-8 и трансформаторное имеют температуру засты­вания соответственно —68°С, —58° С, —55° С. Однако для обеспече­ния надежного запуска ТРД при t = —25° С и ниже рекомендуется разжижать масло бензином Б-70 (неэтилированным). Эти масла при­меняют на ТРД и ДТРД. В ТВД сильно нагруженными узлами трения, кроме подшипников качения ротора, являются зубья шестерен редукторов, для которых требуется масло с повышенной вязкостью. Выполнение противоречи­вых требований смазки опор роторов и зубьев шестерен редукторов при единой масляной системе невозможно, а выполнение раздельных масля­ных систем существенно усложняет конструкцию двигателя. Поэтому для смазки деталей ТВД используют смесь масел: обычно 75% масла МК-8 или трансформаторного и 25% масла МК-22 или МС-20. Такую смесь применяют на двигателях с = 3 000 - 4000 л. с. На отдельных двигателях, у которых на винт передается зна­чительная мощность, применяют смесь масел: 75% масла МК-22 или МС-20 и 25% масла МК-8 или трансформаторного. Эта смесь обес­печивает более высокую нагрузочную прочность масляной пленки, что гарантирует надежную работу редуктора. На вертолетных двигателях применяют синтетические масла Б-ЗВ, обладающие хорошими смазывающими свойствами, высокой термо­химической стабильностью. Эти масла работают при температурах выше 200° С, обладают низкой температурой застывания, обеспечи­вающей запуск двигателя без подогрева масла при температуре окружающего воздуха до минус 40° С. На отдельных ГТД, используемых для запуска ТВД, применяют специальные масла ЛНМ3 36/1, допускающие высокую температуру на выходе из двигателя (до 150° С) без последующего охлаждения масла в радиаторе. Эти же масла имеют низкую температуру засты­вания и допускают запуск без подогрева масла при температурах окружающего воздуха до минус 60° С. Способы смазки трущихся поверхностей В зависимости от условий работы узлов трения и возможности подвода масла к трущимся поверхностям различают следующие спо­собы смазки. Смазка под давлением. Масло под давлением, созда­ваемым масляным насосом, поступает непосредственно на трущиеся поверхности по специальным каналам в корпусах и деталях. Таким способом смазываются, как правило, подшипники скольжения при­водов и редукторов. Смазка струйной подачей. Масло под давлением через специальные форсунки-жиклеры нагнетается направленной струей на трущиеся поверхности. При этом обеспечивается интенсив­ная прокачка масла между трущимися деталями, хороший отвод тепла и вымывание продуктов износа. Таким способом смазываются подшип­ники качения опор роторов, зубья шестерен редукторов и шлицевые соединения. В зависимости от необходимой прокачки масла через опоры рото­ров ГТД применяют трех-, шести-и двенадцатиточечную подачу масла через жиклеры, устанавливаемые равномерно по окружности подшип­ников. Смазка разбрызгиванием (барботажем). Масло раз­брызгивается подвижными и вращающимися деталями двигателя, раз­дробляется на мельчайшие капельки, образующие в полостях опор, корпусах редукторов и приводов масляный туман. Капельки масла проникают через зазоры между трущимися поверхностями или оседа­ют на них. Так смазываются подшипники качения и шестерни приво­дов. Благодаря наличию масляного тумана в воздушно-масляных по­лостях ГТД масло, обладающее липкостью, покрывает детали пленкой, предотвращающей их от коррозии. Разновидности масляных систем Циркуляционные масляные системы характеризуются тем, что одно и то же масло циркулирует по замкнутому или короткозамкнутому контуру. Циркуляционная замкнутая масляная система ха­рактеризуется тем, что масло в ней циркулирует по замкнутому кон­туру: бак — двигатель — радиатор — бак. В качестве примера рас­смотрим масляную систему одного из ТРД. Масло из бака 1 (рис. 67) самотеком и под действием некоторого подсоса поступает к нагнетающей секции 34 маслоагрегата двигателя. Эта секция подает масло под давлением, ограниченным двухступенчатым редукционным клапаном 35, к фильтру тонкой очистки 6. Через фильтрующие секции и обратный клапан 8 фильтра 6 масло подводится на смазку деталей и узлов коробки 11 агрегатов двигателя и к маслораспределительной колонке 43. Обратный клапан 8 предот­вращает перетекание масла из бака 1 в двигатель, когда последний не работает. На маслораспределительной колонке установлен приемник электрического термометра сопротивления для замера температуры входящего в двигатель масла. От маслораспределительной колонки 43 масло подводится: через дополнительные фильтры 20 и 22 и форсунки (жиклеры) 15 и 24 для смазки и охлаждения средней и задней опор двигателя. 12-точечная струйная подача масла через форсунки 15 на шарикопод­шипники средней опоры и шеститочечная через форсунки 24 на ро­ликоподшипник задней опоры обеспечивает надежную смазку, рав­номерный отвод тепла и промывку опор от продуктов износа; через крестовину для смазки и охлаждения шестерен, подшипников и шлицевых соединений коробки 42 самолетных агрегатов; через крестовину и дополнительный фильтр 9 для смазки центро­бежного датчика 10 и для гидравлического воздействия на мембрану его электрического микровыключателя КВ-9; через крестовину для смазки и охлаждения шестерен, подшипни­ков и шлицевых соединений правого 4 и левого 41 промежуточных приводов. На трубе подвода масла к промежуточным приводам уста­новлен приемник дистанционного электрического манометра; через левый промежуточный привод для смазки и охлаждения шестерен и подшипников центрального привода, через жиклер 38 для смазки передней опоры 39 и через обратный клапан 37 для смазки подшипников ротора отключенного турбостартера, вращающегося на режиме авторотации. В центральном приводе, в правом и левом промежуточных приво­дах, в коробке агрегатов двигателя и в коробке самолетных агрегатов установлены жиклеры, через которые обеспечивается струйная пода­ча масла. Вспененное и подогретое отработавшее масло сливается: из средней и задней опор двигателя через пеногасительные сетки 18 и 21 в маслосборники 17 и 25; из коробки 11 агрегатов двигателя и коробки 42 самолетных агре­гатов, из правого 4 и левого 41 промежуточных приводов в полость переднего корпуса компрессора; из полости переднего корпуса компрессора через пеногасительную сетку 29 в нижний привод 30. Проходя через пеногасительные сетки, установленные перед откачивающими секциями маслоагрегата, пу­зырьки воздуха за счет поверхностного натяжения лопаются, и из масла выделяется воздух. Это повышает высотность системы, улучшает эффективность работы откачивающих секций и охлаждение масла в радиаторе. Масло из маслосборников 17 и 25 переднего и заднего кожухов трансмиссии и нижнего привода 30 перекачивается соответственно от­качивающими секциями 32, 33 и 31 маслоагрегата через топливно-масляный радиатор 2 и бак 1. В радиаторе циркулирующее масло от­дает тепло циркулирующему топливу, т. е. масло охлаждается до тре­буемой температуры. Суфлирование воздушно-масляных полостей всех приводов опор ротора и бака осуществлено через центробежный суфлер 40, в котором масло отделяется от эмульсии. Воздух и газы сбрасываются в атмосфе­ру, а масло вливается в двигатель. Циркуляционная короткозамкнутая мас­ляная система характеризуется тем, что масло циркулирует в системе по замкнутому контуру: масляный насос — двигатель — радиатор — масляный насос. В таких системах воздух и небольшая часть масла (после центро­бежного воздухоотделителя) возвращаются в бак для прогрева нахо­дящегося там масла, а основная часть масла после охлаждения в радиаторе поступает в двигатель, минуя бак. Эта система имеет преиму­щества перед замкнутой: обеспечивается большая высотность, потому что всасывающая линия нагнетающей секции находится под напором, создаваемым отка­чивающими насосами и насосом подпитки; облегчается запуск из-за ускоренного прогрева .масла; в баке со­держится запас чистого охлажденного масла, используемого для под­питки системы. Недостаток короткозамкнутой системы — это отсутствие непре­рывного удаления воздуха из масла, находящегося в баке. Короткозамкнутые масляные системы применяются на турбовинто­вых двигателях. В качестве примера рассмотрим циркуляцию масла в масляной системе одного из ТВД (рис. 68). Рис. 68. Циркуляционная короткозамкнутая масляная система» 1—бак; г —насос подпитки; 3, 5—редукционные клапаны; 4 — перепускной клапан; 5 —главный масляный насос; 7, 21— сливные краны; 8— фильтр; 9 — масляный насос ИКМ; 10 — указатель температуры масла; // — указатель давления масла; 12 — центро­бежный суфлер; 13 — регулятор оборотов; 14 — передняя, средняя и задняя опоры двигателя; 15, 16, 20— насосы откачки; 17 — обратный клапан; 18 — центробежный воздухоотделитель; 19 — воздушно-масляный радиатор; 22 — трубка суфлирования; а, 6, в, г, д, е, ж, з — каналы; ф — фильтры; л —маслосборник При первоначальном заполнении системы маслом оно поступает из бака 1 к насосу подпитки 2, который подает его под давлением 0,6—0,8 кГ/см*, ограниченным редукционным клапаном 3, через перепускной клапан 4 на вход в нагнетающую секцию насоса 5. Нагне­тающая секция подает масло под давлением 4 — 4,5 кГ/см2, ограни­ченным редукционным клапаном 6, через наборный сетчатый фильтр 8 для смазки двигателя: по каналу а для работы масляного насоса измерителя крутящего момента (И КМ); по каналу б для смазки деталей редуктора; по каналу в для смазки верхних приводов и для работы регулятора оборотов; по каналу г для смазки центрального привода и передней опоры; по каналам д и е соответственно для смазки и охлаждения средней и задней опор двигателя. Отработавшее масло из маслосборников лобового картера м и корпуса камеры сгорания через пеногасительные фильтры ф перека­чивается соответственно откачивающими секциями насосов 20, 15, 16 через воздухоотделитель 18 и воздушно-масляный радиатор 19 вновь на вход в нагнетающую секцию насоса 5. Поток масла за радиатором имеет давление 0,6 — 0,8 кГ/см2, которое поддерживается секцией насоса 2, благодаря чему повышается высотность системы и обеспечивается возмещение расходуемого в двигателе масла. В центробежном воздухоотделителе 18 происходит очистка масла от воздуха (газов), который перепускается по трубке 22 в бак для прогрева масла. Обратный клапан 17 предотвращает поступление масла из откачивающей секции насоса 20 в откачивающие секции на­сосов 15 и 16 и запирает масло в этих секциях после остановки дви­гателя . Суфлирование воздушно-масляных полостей редуктора и лобового картера с атмосферой осуществлено через воздухоотделитель 18 и бак 1 по трубке 22. Воздушно-масляные полости средней и задней опор двигателя суфлируются с атмосферой через центробежный суфлер 12 по трубкам и и з. Для предотвращения перенаддува опор часть воздуха по трубке ж сбрасывается на срез сопла. В системе имеются датчики давления масла и температуры масла на входе в двигатель с указателями 11 и 10 соответственно. Различают открытые и закрытые циркуляционные масляные системы. В открытых системах бак сообщен с атмосферой. Это позволяет изготовлять бак из легких алюминиевых сплавов. Однако из-за умень­шения давления масла на входе в масляный насос с набором высоты, а также вследствие сильного пенообразования при возвращении масла в бак высотность такой системы относительно мала (до Н — 11 00 м). В закрытых системах имеется редукционный клапан, поддерживаю­щий давление в баке на 0,1-0,3 кг/см2 выше атмосферного, благодаря чему увеличивается высотность и обеспечи­вается ускоренный прогрев масла в двигателе. Однако конструктивно такая система получается сложной, а бак — более тяжелым. Нециркуляционные масляные системы применяются на двигателях одноразового применения, форсированных по температуре газа. Такие системы просты по конструкции, но расход масла в них очень велик, так как после однократного использования масла оно перегревается, теряет свои смазывающие качества и поэтому выбрасывается в ат­мосферу. Комбинированные масляные системы состоят из двух систем: обыч­ной циркуляционной для смазки узлов трения, работающих в усло­виях нормальных температур, и нециркуляционной системы для смаз­ки опор турбины, работающих в условиях высоких температур. Такие системы нашли применение на высокотемпературных ГТД для сверх­звуковых самолетов. Шестеренчатые насосы Циркуляция масла в ПД и ГТД обеспечивается, как правила, шес­теренчатыми насосами, отличающимися простотой конструкции, надежностью в работе, малыми габаритами и весом. Каждая секция насоса состоит из пары сцепляющихся между собой шестерен, имеющих одинаковое число зубьев (рис. 69, а). При вращении шестерен за счет освобождающегося объема при выходе зубьев из зацепления масло всасывается в полость А, откуда увлекается зубьями шестерен в полость нагнетания Б. При входе зубьев в зацепление масло выдавливается из впадин, вследствие чего происходит повышение давления. При выдавливании масла значитель­но нагружаются подшипники насоса. Для устранения этого на корпусе и крышке насоса со стороны нагнетания выполняют разгрузочные канавки (рис, 69, б). В ГТД с небольшой скоростью вращения, у который шестерни насосов имеют окружные скорости 8—10 м/сек, радиальный подвод масла (см. рис. 69, а) обеспечивает необходимое заполнение насоса. В ГТД, у которых шестерни насосов имеют большие окружные ско­рости (более 10 м/сек), заполнение насосов и их производительность при радиальном подводе масла снижаются, так как часть масла вы­брасывается и повышение производительности при больших окруж­ных скоростях (до 30 м/сек) обеспечивается осевым подводом масла и радиальными фрезеровками (рис. 69,1 в) на шестернях насоса (серий­ный ТВД). В этом случае центробежные силы способствуют улуч­шению заполнения впадин шестерен. Для получения осевого подвода масла в корпусе и крышке насоса со стороны линии входа масла име­ются секторообразные канавки. Рис. 69. Шестеренчатый масляный насос: Величина давления зависит от вязкости масла, скорости вращения вала насоса, гидравлических сопротивлений системы и устанавливается такой, чтобы обеспечить необходимый циркуляционный расход масла на всех режимах работы двигателя и высотах полета. Для этого шестеренчатый насос имеет редукционный клапан, огра­ничивающий максимальную величину давления масла в линии нагне­тания. Если давление масла в линии нагнетания станет больше заданного (что могло бы привести к переполнению двигателя маслам), то редукционный клапан открывается и перепускает излишнее -количество масла на линию всасывания. Редукционные клапаны выполняю обычно в виде золотника 5 (см. рис. 69, а) или тарелки 5 (см рис. 69, д). Преимущество тарель­чатых клапанов заключается в том, что из-за меньшей поверхности соприкосновения направляющих усов тарелки с седлом 6 такой клапан имеет меньшую вероятность зависания. В условиях эксплуатации для регулирования давления масла в системе необходимо расконтрить и отвернуть контргайку 2 и поворо­том регулировочного винта 1 вправо (на увеличение) или влево (на уменьшение) изменять натяжение пружины 4, имея в виду, что один оборот, как правило, изменяет давление масла примерно на 0,2—0,3 кГ/см2. На отдельных масляных насосах турбореактивных двигателей ре­дукционный клапан выполняется двухступенчатым, благодаря чему он ограничивает рост давления масла не более 3,5—4,5 кГ/см2 на ре­жимной работе и 0,9 кГ/см2 при запуске на режимах авторотации. Последнее исключает проникновение масла через уплотнения опор в газовый тракт на малой скорости вращения ротора двигателя. Количество масла, проходящего через редукционный клапан, за­висит от режима и высоты полета и определяется разностью между производительностью нагнетающей секцией насоса Vд и циркуляцион­ным расходом масла Vм (рис.69, г) По мере роста числа оборотов n увеличиваются Vд и давление масла на выходе Pвых. При n = n давление Pвых достигает величины, на которую отрегулирован редукционный клапан (точка 1), при этом Уд = VM (точка 11). Число оборотов n всегда меньше рабочих оборотов. При п > n открывается редукционный клапан и давление на всех рабочих режимах остается примерно постоянным (оно несколько воз­растает, так как по мере поднятия клапана растет натяжение пружины и для ее преодоления требуется большее давление). В нагнетающую магистраль направляется только часть масла, а остальное перепускается через редукционный клапан (заштрихованная площадь). С набором высоты за счет падения давления воздуха в баке и дав­ления масла на входив насос уменьшается Уд. Кроме тога при давле­нии масла на входе 0,3 - 0,4 кг/ см2 начинается интенсивное выделение из масла растворенных в нем газов и мелких пузырьков воздуха, ко­торые, расширяясь, приводят к сильному пенообразовании к нару­шению сплошности масляного потока на входе (явление кавитации). Поэтому с высотой понижается производительность насоса H=H, Vд = VM и редукционный клапан закрывается, т. е. все масло нагнетается в двигатель. Высота, на которой производительность нагнетающей секции мас­ляного насоса равна прокачке масла при закрытом редукционным кла­пане, называется расчетной. На больших высотах (H>H), из-за недостаточной прокачки масла VM , трущиеся поверхности и масло начинают перегреваться, увеличивается износ, а также возможны случаи заклинивания двигателя. Высотность масляной системы и компенсация расхода масла на ГТД обеспечиваются одним или одновременно несколькими способами: запасом производительности нагнетающей секции маслонасоса; Vд = (1,5 – 2,5)VM ; установкой дополнительного насоса подпитки, создающего подпор 0,6 — 0,8 кГ/см на входе в основной масляный насос; установкой бака выше насоса: установкой всасывающих трубопроводов с большим диаметром и малыми гидравлическими сопротивлениями; применением закрытой циркуляционной масляной системы; установкой воздухоотделителя Надежная работа масляной системы зависит также от производи­тельности откачивающих секций, которая всегда больше производи­тельности нагнетающих. Объясняется это тем, что из двигателя отка­чивается вспененное масло с большим содержанием воздуха и паров масла, т. е. смесь, имеющая большой удельный объем Недостаточный запас производительности откачивающих секций может привести к уходу масла из бака в двигатель. При чрезмерно большом запасе производительности откачиваю­щие секции вместе с маслом откачивают значительное количество воз­духа, что вызывает вспенивание масла и снижение его смазывающих свойств. Эти противоречивые требования удовлетворяются тем, что откачка -масла ведется раздельно из различных маслосборников, куда оно стекает после смазки двигателя, несколькими откачивающими секция­ми, производительность которых больше производительности нагне­тающей секции в 2—3 раза. Рис. 70. Масляный насос откачки внутреннего зацепления ТВД: 1 —шестерня; 2 —втулка; 3—штифт; 4 — корпус; 5, 6, 13 — каналы; 7 —ведомая шестерня; 8 —ведущая шестерня; 9— шпонка; 10 — гайка; 11—шплинт; 12 —крышка; 14—уплотнительные кольца; А, В —полости Для обеспечения надежной работы откачивающих секций в началь­ный момент запуска, когда линия откачки еще не заполнена маслом .(чтобы не было подсоса воздуха и чтобы шестерни не работали без смаз­ки), на отдельных газотурбинных двигателях предусматривается перепуск части масла из нагнетающей секции в откачивающие через обратный клапан К (см. рис. 68). Иногда, когда по условиям расположения насоса требуются ма­лые габариты и малая его производительность, применяют откачи­вающие шестеренчатые насосы внутреннего зацепления (рис. 70). Такой насос состоит из корпуса 4, ведущей 8 и ведомой 7 шестерен, раз­мещенных в колодце корпуса, приводного валика-шестерни 1 и крыш­ки 12. При вращении шестерен объем полости А увеличивается, и она заполняется маслом, а со стороны входа в зацепление шестерен объем полости Б уменьшается и масло перекачивается в общую линию откачки. Фильтры Масляные фильтры служат для очистки масла от механических примесей и твердых частиц. Механическими примесями являются продукты коксования и разложения масла, износа деталей и их кор­розии. Различают масляные фильтры высокого давления, которые уста­навливают в линии нагнетания масла после нагнетающей секции на­соса, и масляные фильтры низкого давления, которые устанавливают, как правило, в линии откачки перед откачивающими секциями насоса. Фильтры низкого давления перед входом в нагнетающую ступень устанавливать нецелесообразно, так как из-за гидравлических сопро­тивлений при проходе масла через фильтр снижаются производительность и напорность насоса. Установка таких фильтров перед откачивающими секциями предотвращает загрязнение радиатора и бака, а также обеспечивает пеногашение масла. На эксплуатируемых ГТД наиболее широкое применение нашли наборные фильтры, составлен­ные из сетчатых фильтрующих элементов. Наборные сетчатые фильтры удобны в эксплуатации и при одинаковых габаритах имеют полезную площадь, большую, чем цилиндрические сетчатые и пластинчатые щелевые фильтры, поэтому они' допускают увеличение времени между их периодическим обслуживание (осмотр и промывка). Фильтрующие элементы сетчатых фильтров изготовляют из металлической сетки с числом отверстий на 1 см2 10 000 — 12 000 — для фильтров высокого давления и 2500—3600—для фильтров низкой давления. Требуемую площадь фильтрующей поверхности Рф приближенно можно определить из уравнения расхода масла через фильтр , где V - циркуляционный расход масла через фильтр (м3/мин); СФ — скорость масла при проходе через фильтр (м/мин). Наборный сетчатый фильтр высокого давления турбореактивного двигателя установлен в корпусе 1 (рис. 71) и включает 19 — 21 фильтру­ющих секций 13, надетых на полый каркас 14, предохранительный ша­риковый клапан 3, смонтированный в крышке 2, обратный клапан 11. Каждая фильтрующая секция состоит из двух латунных сеток и гофрированного каркаса, которые совместно окантованы наружными и внутренними кольцами и завальцованы в ободок. Фильтрующий пакет выполнен легкосъемным. При вращении ручки 4 против часовой стрелки она вывертывается из шпильки фильтрующий пакет вместе с крышкой 2 вынимается из корпуса фильтра для промывки его при регламентном обслуживании. Рис. 71. Наборный сетчатый фильтр: 1 — корпус; 2 — крышка; 3 — предохранительный клапан; 4 — ручка; 5 — шпилька; 6, 8, 10, 15 — уплотнительные кольца; 7 — замок; 5 — пробка; 11 —обратный клапан; 12 — канал; 13 — фильтрующая секция; 14 — каркас При работе двигателя масло подается нагнетающей секцией маслоагрегата в полость а корпуса. Далее масло, пройдя через ячей­ки сеток, внутреннюю полость каркаса 14, полость б, канал в, обрат­ный клапан 11 и полость г поступает очищенным в магистраль двига­теля. ; При чистом фильтре из-за малых гидравлических сопротивлений перепад давлений масла до и после фильтра не превышает 0,2 кГ/см2. Так как предохранительный клапан 3 рассчитан на перепад давлений масла 0 3—0,4 кГ/см, то он в этом случае закрыт. При засорении фильт­ра давление масла после него падает, перепад давлений масла растет и когда он станет равным 0,3—0,4 кГ/см предохранительный клапан 3 открывается и масло, минуя фильтрующий пакет, поступает в дви­гатель. Обратный клапан И при работе двигателя всегда открыт так как его пружина имеет затяжку, соответствующую 0,2-0,5 кг/см, в то время как давление в системе равно 3,5-4,5 кГ1см На нерабо­тающем двигателе клапан 11 закрывается, предотвращая таким обра­зом возможность перетекания масла из бака в двигатель (бак располо­жен выше двигателя). В эксплуатации при обслуживании фильтров контролируют коли­чество и природу металлических частиц, осаждаемых на фильтрах. При обнаружении стальной стружки на поверхности фильтра двига­тель подлежит замене. На отдельных ТРД при попадании на фильтр металлической стружки загорается лампа, сигнализирующая о засорении фильтра. Воздухоотделители Воздухоотделители устанавливают в линии откачки масла из двигателя для очистки масла от газов. Это уменьшает вспенивание масла, ускоряет охлаждение его в радиаторе, повышает надежность и высотность масляной системы. Рис. 72. Воздухоот­делитель: 1—штуцер; 2 —крышка; 3 — корпус; 4— крыль­чатка ; 5 — шарикопод­шипник; 6—шестерня; 7 —винт; 8 — валик; 9 — патрубок; 10 — скользя­щий подшипник Откачиваемое из двигателя масло поступает через заборную полость А (рис. 72) воздухоотделителя в межлопаточные каналы В быстровращающейся крыльчатки 4. Под действием центробежных сил масло отбра­сывается к стенкам корпуса и очищенное от воздуха отводится через расширительную камеру-улитку Б крышки 2 и патрубок 9 в радиатор для охлаждения. Легкие частицы, т. е. пары масла и воздух, сосредо­точиваются в центре и через отверстия а и штуцер 1 отводятся в бак. Этим обеспечивается прогрев масла в баке. На отдельных ГТД центробежный воздухоотделитель имеет фильтр-сигнализатор, который выдает сигнал о появлении металлической стружки в двигателе. При прохождении через воздухотделитель масла, содержащего металлические частицы, забивают зазоры между сек­циями фильтра, замыкаются электрические контакты, загорается сигнальная лампа в кабине пилотов. Суфлирование Воздушно-масляные полости двигателя должны быть сообщены с атмосферой так, чтобы в них не повышалось давление воздуха и чтобы из них не выбрасывалось масло в атмосферу. Рис. 73. Центробежный суфлер Возможность повышения давления обусловлена тем, что в этих полостях происходит испарение масла, подогрев воздуха разбрызгиваемым горячим маслом и проникающими через уплотнения газами и сжатым воздухом. При повышении давления начинается просачивание воздуха с маслом в атмосферу по всем фланцам и разъема, растет расход масла и ухудшается откачка масла из двигателя. При этом двигатель переполняется маслом, оно перегревается и нарушается работа масляной системы и двигателя в целом. На двигателях обычно суфлируются: воздушно-масляные полости опор ротора, всех приводов, редуктора ТВД, воздушная полость масляного бака, лабиринтные уплотнения опор ротора. Лабиринтные полости суфлируются с атмосферой, чтобы не было их перенаддува и перегрева сжатым воздухом (газом). В систему суфлирования ГТД включают центробежный суфлер, который обеспечивает отделение масла из воздушно-масляной эмульсии, причем масло сливается в двигатель, а воздух (газы) сбрасывается в атмосферу. Центробежный суфлер (рис. 73), установленный на турбореактивном двигателе, состоит из корпуса 8, крышки 9, крыльчатки 3, ведомой шестерни 5, двух шарикоподшипников, кожуха с патрубком 1 отвода воздуха и трубки 6 слива масла. При работе двигателя, когда давление воздуха в воздушно-масляных полостях повышается, эмулься (воздух с маслом) устремляется из этих полостей по трубопроводам через окна 4 в корпусе 8 на быстровращающуюся крыльчатку 3. Под действием центробежных сил частицы масла, как более тяжелые, отбрасываются к периферии. По маслосборной нарезке корпуса 8 масла сливается через проточку 7, штуцер и трубку 6 в двигатель. Воздух и газы, как более легкие, сосредоточиваясь в центре, через окна 2 в крыльчатке и патрубок1 сбрасываются в атмосферу. Контактное и бесконтактные масляные уплотнения При работе двигателя масло может прорываться в газовый тракт и выбиваться через систему суфлирования по разъемам и приводам в атмосферу. Например. На входе в компрессор давление воздуха ниже атмосферного и масло может интенсивно подсасываться в газовый тракт со стороны узла передней опоры ротора ГТД и со стороны опоры вала винта ТВД. Средняя и задняя опоры роторов ГТД находится под воздействием воздуха (газа), имеющего повышенное давление по сравнению с давлением в воздушно-масляных полостях этих опор, в результате чего может происходить перенаддув опор и выбрасывание масла в атмосферу. Прорыв масла в газовый тракт не только увеличивается расход масла, но ухудшает условия работы камеры сгорания и повышает нагарообразование. Кроме того, при отборе воздуха из газового тракта на наддав герметических кабин попадающее масло приводит к дымлению в кабинах. Прорыв масла через приводы к электрическим агрегатам нарушает их работу. Поэтому опоры роторов ГТД, узлы передач к генераторам, корпусы редукторов и приводов должны иметь масляные уплотнения, исключающие прорыв масла в газовый тракт и выброс его в атмосферу. В контактных масляных уплотнениях путем прижатая элементов уплотнения к подвижным и неподвижным деталям создается сопротивление перетеканию масла. На рис. 74, е показано воздушно-кольцевое уплотнение вала винта турбовинтового двигателя. На вал 8 винта посажена втулка 3, имеющая кольцевые канавки, в которых размещаются с небольшим осевым зазором уплотнительные бронзовые кольца 2. Силой упругости кольца 2 прижимаются к втулке 4, запрессованной в корпус редуктора. При вращении вала и втулки 3 кольца остаются неподвижными. Благодаря разности давлений по обе стороны колы оно прижимается к торцу канавки втулки, что создает сопротивление, препятствующее движению масла (рис.74, б). Рис. 74. Виды лабиринтных уплотнений: а —резьбовое; б — манжетное; в, г —кольцевые; и —уплотнение маслоотража-тельным диском; е — воздушно-кольцевое Сжатый воздух, подаваемый через штуцер 6 (см. рис. 127, е}, по каналу в корпусе и крышке редуктора поступает в кольцевое пространство между кольцами 2, создавая воздушное сопротивление прорыву масла. Дополнительно к воздушно-кольцевому контактному уплотнению применено резьбовое бесконтактное уплотнение На наружной поверхности щитка 5 нарезана резьба, направление которой подобрано так, что при вращении вала и щитка 5 масло отбрасывается в полость редуктора, так как между частицами масла и подвижной крышкой корпуса возникает сила трения F (рис. 74,а). Проекция этой силы Р, направленная по резьбе в сторону уплотняемой полости, препятствует перетеканию масла. Резиновое кольцо (см. рис. 74, е) препятствует прорыву масла по валу винта 8. Рабочие поверхности колец 2 выполняют с большой точностью, хромируй для уменьшения износа и обычно освинцовывают для лучшей приработки (0,001—0,002 мм). Зазор в стыке кольца в рабочем состоянии находится в пределах 0,1 — 0,25 мм. При недостаточной упругости колец они при вращении вала увлекаются втулкой 3 и трутся о втулку 4. Это приводит к перегреву колец, износу (рис.74, г) и нарушению уплотнения. Для повышения износостойкости торцовые поверхности канавок и внутренние поверхности втулок, по которым работают кольца, азотируются. Контактное кольцевое уплотнении часто используются в сочетании с маслоотражательным диском, который уменьшает перетекание масла в сторону уплотнения. Масло, попавшее на отражательный диск, под действием центробежных сил и сил вязкости перемещается по поверхности диска до его кромки, сбрасывается на корпус и стекает к месту слива (рис.74,д). Маслоотражательные диски обычно устанавливают в узлах уплотнения носка вала винта, привода генератора и средней опоры ротора. Контактное манжетное уплотнение (рис 74, б) создается обжатием вращающегося вала 9 резиновой маслостойкой манжетной 10, на отбортовку которой обычно надета спиральная пружина 11, спаянная в кольцо. Упругость пружины должна быть настолько велик, чтобы не пропускать масло, и в то же время она должна быть настолько мала, чтобы образовавшееся от трении тепло не повредило манжету. Эти противоречивые требования могут быть удовлетворены при малых окружных скоростях вала, равных 20-25 м/сек, поэтому применение таких уплотнений ограничено. Манжетные уплотнения применяют при уплотнении вала винта и в приводах агрегатов ГТД. Бесконтактные масляные уплотнения применяются лабиринтного и резьбового типов, в которых между элементами уплотнения подвижных и неподвижных деталей имеется зазор, а перетеканию масла препятствуют сопротивления, создаваемые на пути движения масла. В лабиринтных уплотнения сопротивление перетеканию масла создается за счет перепада давлений между газовой и масляной полостями. На рис.75 показано лабиринтное уплотнение средней опоры ротора турбовинтового двигателя. Между цилиндрическими поясками втулки 6 вала турбины и кольцами, вращающимися вместе с ротором, и латунированными гребешками на неподвижных крышках 14 и 12 установлен минимальный зазор. Воздух с повышенным давлением из полостей А и Б устремляется через наружный лабиринт и втулку в полость В, создавая в ней повышенное давление, несколько большее, чем полости опоры. Рис. 75. Бесконтактное лабиринтное уплотнение: 1—латунные гребешки крышек yплотнений; 2 —форсунка масляная (задняя); 5 —сепаратор; 4 —роли 5 —внутренняя обойма; 6 —втулка вала турбины; 7 —гайка; 8 — наружная обойма; 9 —фланец с тремя форсунками; 10 —трубка подвода масла; 11—корпус заднее опоры; 12 — крышка лабиринта зад ней опоры (внутренняя); 13—труба отвода воздуха; 14 — крышка лабиринта задней опоры (наружная) Таким образом полость А отделено от полости опоры внутренним лабиринтом и зоной повышенного давления воздуха в полости В, благодаря чему предотвращается проникновение масла из опоры в газовый тракт. Чтобы не было перенаддува опоры, воздух из полости В частично отводится по трубке 13 в заднюю разгрузочную полость ротора. Глава IX ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ Назначение и схемы работы Топливные системы ГТД должны обеспечивать: 1.Точную ручную и автоматическую дозировку топлива в соответствии с выбранными законами регулирования двигателя. 2.Легкий и надежный запуск двигателя на земле и в воздухе независимо от атмосферных условий. 3.Устойчивую работу двигателя при пробе приемистости и резкой уборке РУД. 4.Тщательное и равномерное распыление топлива на всех режимах и высотах полета. 5.Надежную остановку двигателя прекращением подачи топлива. 6.Пожарную безопасность. 7. Простоту управления режимами работы двигателя, сведенную к одному рычагу (РУД). 8.Простоту периодического технического обслуживания регулирующих элементов и фильтров. Каждый ГТД включает две топливные системы: основную и пусковую. На ТРД с форсажными камерами имеется третья топливная система – форсажная. Основная топливная система обеспечивает подачу топлива в кмеру сгорания в течение всего времени работы двигателя. Топливные системы различных ГТД имеют в основном один и те же элементы, которые одинаковы по назначению и принципу работы, но различны по конструктивному выполнению. В качестве примера рассмотрим принципиальную схему топливной системы серийного турбовинтового двигателя. Расположение и емкость топливных баков 1 (рис 76) определяется типом и назначением самолета. рис. 76. Основная топливная система: 1- топливный бак; 2 – самолетный подкачивающий насос; 3- пожарный кран; 4- фильтр грубой очистки; 5-редукционный клапан; 6 – насос низкого давления; 7-фильтр тонкой очистки; 8-расходомер; 9-насос высокого давления; 10-регулятор подачи топлива; 11- электромагнитный клапан; 12- воспламенитель; 13- рабочая форсунка; 14- основной коллектор; 15- пусковой коллектор; 16, 17, 18,19 – трубки. Самолетные подкачивающие насосы 2 центробежного типа с электрическим приводом крепится под баками, включаются и выключаются автоматикой. Они обеспечивают требуемую последовательность выравнивания. Для сохранения центровку самолета и предотвращают кавитацию, так как подают топливо через пожарный кран 3 и фильтр 4 под давлением 0,2—0,3 кГ/смк насосам 6 низкого давления. Пожарный кран 3 при необходимости перекрывает трубопровод, подводящий топливо к двигателю. Управление краном дистанционное, при помощи электромеханизма МЗК-2. Переключатели управления с трафаретами «Открыт», «Закрыт» установлены в кабине пилотов, а сами краны — на силовых установках. Фильтр грубой очистки 4 очищает топливо, поступающее на пита­ние двигателя. Подкачивающий насос низкого давления 6 установлен на двигателе. Насос нагнетает топливо под давлением 2,5—3 кГ/см через фильтр 7 тонкой очистки и расходомер 8 на вход в насос 9 высокого давления. Эти насосы (коловратного или центробежного типа) приводятся во вращение от ротора двигателя. Они имеют производительность, пре­вышающую потребности двигателя, и подают топливо под давлением в пределах 1,5—4 кГ/см2 для увеличения высотности и преодоления гидравлических сопротивлений коммуникаций и агрегатов, располо­женных до насосов высокого давления. Для ограничения давления они снабжены либо редукционным 5 (ТВД), либо дросселирующим (ТРД и ДТРД) клапанами. Фильтр 7 обеспечивает тонкую очистку топлива, гарантируя тем самым надежную работу насоса высокого давления. Расходомер 8 установлен на каждой силовой установке. Он состоит из указателей, расположенных в кабине пилотов, и датчиков, вмонтированных в топливную магистраль низкого давления, Показания расходомеров соответствуют разности количеств заправленного и израсходованного топлива, т. е. выражают остаток топлива в системе данного двигателя. Вышеперечисленные элементы: баки 1, насосы 2, 6, пожарный кран 3, фильтры 4, 7 и расходомер 8 составляют основную топливную систему низкого давления. На отдельных ГТД в топливную систему низкого дан расходомером включают топливно-масляный радиатор, в циркулирующее масло отдает тепло циркулирующему топливу, что улучшает эксплуатацию топливной системы при низких температурах окружающего воздуха. Насос 9 высокого давления установлен на двигателе. Он нагнетает топливо под высоким давлением через регулятор 10 подачи топлива, коллектор к форсункам 13. Эти насосы (плунжерного или шестеренчатого типа) приводятся во вращение от ротора двигателя и создают давление топлива перед форсунками, которое растет с увеличением режима работы двигателя, достигая на взлетном режиме 60- 90 кГ/см. Регулятор 10 подачи топлива обеспечивает автоматические или ручное изменение расхода топлива в соответствии с выбранными законами регулирования двигателя. Регулятор дозирует топлив, поступающее к форсункам 13, а излишек поступившего топлива перепускает по трубке 16 на вход в насос 9 высокого давления. На отдельных двигателях регулятор 10 представляет собой команд­но-топливные агрегаты КТА, не включенные в конструкцию насоса 9 высокого давления. На некоторых ТРД насос 9 и регулятор 10 конструктивно выполнены в одном узле и представляют собой плун­жерные насосы с рядом автоматов. Имеются ТВД и ДТРД, у кото­рых часть автоматов регулятора 10 смонтирована в одном узле с насосом 9, а часть выполнена отдельными агрегатами. Форсунки 13 обеспечивают тщательное распыление топлива на всех режимах и высотах полета. Если форсунки одноканальные, то коллектор 14 представляет собой один кольцевой контур, если же форсунки двухканальные, то коллектор представляет собой два от­дельных контура. Насос 9, регулятор 10, коллектор 14 и форсунки 13 составляют основную топливную систему высокого давления. Эле­менты топливной системы /, 2, 3, 4, 7, 8 расположены на самолете. Контроль за работой топливной системы и управление ею произ­водятся из кабины пилотов. Управление, как правило, сводится к управлению дроссельным краном (иглой) регулятора 10 подачи топлива при помощи рычага в кабине (РУД). Приборами контроля за работой топливной системы обычно явля­ются: указатели в кабине пилотов (из комплекта ЭМИ-ЗР); в корпусе указателей имеется манометр давления топлива перед форсунками; манометры или табло, сигнализирующие о давлении топлива перед насосами высокого давления; указатели рычагов регулятора 10, по показаниям которых опреде­ляют режим работы. Пусковая топливная система обеспечивает необходимую подачу топлива для розжига камеры сгорания двигателя. Она работает толь­ко в процессе запуска двигателя, причем с определенным перекрытием по времени и оборотам с работой основной топливной системы. Напри­мер, запуск серийного ТРД продолжается до п = 1750 об/мин, в то время как пусковая топливная система работает только в диапа­зоне 250—810 об/мин. В применяемых ГТД пусковая топливная сис­тема, как правило, подключена к основной топливной системе низко­го давления, так как сорт топлива для обеих систем одинаков — керосин Т-1, ТС-1, Т-2 (Т-5 для самолетов с числом М = 1,5 - 2,5). Это в значительной степени упрощает конструкцию и эксплуатацию двигателя. В процессе запуска автоматика (обычно на 9—11 сек) включает электромагнитный клапан 11 и топливо от насоса 6 впрыскивается через пусковые форсунки в камеру сгорания воспламенителей 12. В воспламенителях образуется и воспламеняется топливовоздушная смесь, и фронт пламени выбрасывается в камеру сгорания двигателя, обеспечивая ее розжиг. Обычно через 23—25 сек автоматика обесто­чивает электромагнитный клапан 11 и система пускового топлива из работы выключается. На отдельных двигателях пусковая топливная система выпол­нена автономной. В качестве пускового топлива применен бензин Б-70 (неэтилированный) с прибавкой 1% (по весу) масла МК-8 или трансформаторного. В процессе запуска при п = 250 об/мин автома­тика включает насос 4 и клапан 5 (рис. 130). Топливо под давлением 1,6—1,8 кг/см, ограниченным редукционным клапаном 9, поступает для розжига камеры сгорания. При п = 810 об/мин автоматика отклю­чает насос 4 и клапан 5. Пусковая система из работы выключается. Рис. 77. Пусковая топливная система: 1—подкачивающий самолетный насос; 2—фильтр; 3 — пусковой бачок; 4-шестеренчатый насос; 5 — электромагнитный клапан; 6— фильтр; 7 — воспламенитель; 8 -пусковой коллектор;_9— редукционный клапан Обратный шариковый клапан в фильтре 6 исключает подтекание топ­лива после отключения пусковой топливной системы и исключает прорыв газов из камеры сгорания. Форсажная топливная система подключена обычно к основной топливной системе низкого давления. В нее входят шестеренчатый насос с фильтром на входе, клапан перепуска топлива и форсунки, ус­тановленные в газовом тракте за турбиной. При использовании фор­сажа топливо впрыскивается в газ, содержащий вторичный воздух. Энергия потока газа возрастает, и двигатель развивает большую тягу. Дренажирование Система дренажирования топливной системы уменьшает пожарную опасность при эксплуатации двигателя, так как при ее помощи обеспе­чивается слив топлива из возможных мест его просачивания или скоп­ления: из-под хвостовиков роторов топливных насосов низкого и высокого давления; из-под золотников автоматов регулятора подачи топлива (автома­тов приемистости, запуска, автоматов высотно-скоростной корректи­ровки и др.); из нижних частей кожухов камер сгорания и сопловых аппаратов после остановки двигателя; из топливных коллекторов (только на отдельных ГТД) после остановки двигателя. Топливо сливается по трубкам либо под капот самолета, либо в спе­циальный сливной бачок, из которого топливо при работе двигателя вытесняется сжатым воздухом на срез реактивного сопла, где оно сгорает в среде вытекающего газа. Система дренажирования обес­печивает также надежное сооб­щение воздушных полостей ряда автоматов регулятора подачи топ­лива с атмосферой через специаль­ный дренажный бачок. Введение этого бачка, дополнительно к слив­ному, исключает влияние сжатого воздуха, подводимого к сливному, бачку, на работу этих автоматов. Система дренажирования топ­ливной системы турбореактивно­го двигателя работает следующим образом. По трубке 1 (рис. 78) . сливается топливо из стартера в сливной бачок 9, по трубке 2 —из топливных коллекторов, по труб­ке 3 — из-под хвостовиков роторов плунжерных насосов, по трубке 4— из-под золотников автоматов плунжерных насосов в дренажный ба­чок 5. Одновременно суфлируются по трубке 4 воздушные полости авто­матов. По трубкам 6, 8 топливо попадает на срез реактивного соп­ла 7 соответственно из сливного 9 и дренажного 5 бачков. По трубке 10 подводится сжатый воздух через жиклер ж для выдувания топлива из сливного бачка. Топливо сливается на срез сопла из дренажного бачка только при его переполнении. Насосы Топливные насосы должны обеспечивать достаточную высотность, иметь производительность, соответствующую потребностям двига­теля, подавать топливо под требуемым давлением, равномерно, без значительных пульсаций, быть надежными в работе в течение ресурса двигателя. Коловратные насосы, устанавливаемые на турбовинтовых двигателях , отличаются относительно простой конструкцией и малыми габаритами. Однако из-за больших утечек топлива они не создают вы­сокого давления и поэтому используются в качестве подкачивающих насосов перед основными насосами высокого давления. Коловратный насос турбовинтового двигателя состоит из качаю­щего узла и деталей его уплотнения, редукционного и перепускного клапанов и узла регулировки давления топлива. Качающий узел включает стакан 7 (рис. 79), ротор 10 с четырьмя пластинами 9 и плавающим пальцем 8, подшипники сколь­жения. Все детали, за исключением подшипников, изготовлены из легированной стали, а подшипники — из оловянисто-свинцовой брон­зы. Ротор, пластины и внутреннюю поверхность стакана азотируют для большей износоустойчивости. рис. 78. Система дренажирования. Рис. 79. Коловратный насос: а, б —характеристики, в —схема работы; г—качающий узел Стакан имеет внутреннюю цилиндрическую расточку, на которую опираются пластины ротора, и два боковых окна, соединенных с кана­лами входа и выхода топлива. Ротор имеет две цапфы, которыми он опирается на подшипники, четыре взаимно перпендикулярных паза под пластины, и внутренние шлицы для сочленения с хвостовиком привода. Внутри ротора поме­щается плавающий палец. Пластины при любом положении ротора с одной стороны опираются на внутреннюю поверхность стакана, а с другой — на поверхность плавающего пальца. Для уменьшения тре­ния торцовые поверхности пластин имеют полусферическую форму. Так как ось ротора расположена по отношению к внутренней расточ­ке стакана эксцентрично, то ротор с пластинами делит внутреннюю полость стакана на четыре объема А, Б, С, Д, постоянно меняющихся по мере его вращения. Такая конструкция качающего узла обеспечивает всасывание топлива со стороны увеличивающихся объемов А, Ь и нагнетание со стороны уменьшающихся объемов С, Д. Редукционный клапан, поддерживающий постоянное давление на выходе 2,5 кГ/см состоит из тарельчатого клапана 5 резиновой мембраны 1, пружины 4 и регулировочного винта 3. Перепускной клапан 6, прижатый пружиной к тарельчатому клапану 5, обеспечивает перепуск топлива при заливке системы на неработающем двигателе. При вращении ротора против часовой стрелки объемы Л и Б со сто­роны входа увеличиваются и в них создается разрежение (подсос), а объемы С и Д со стороны нагнетания уменьшаются, благодаря чему давление на выходе возрастает. Производительность коловратного насоса зависит от числа оборотов ротора насоса, давления топлива на входе рвх, от рабочих объемов А, Б, С, Д и их заполнения и устанав­ливается большей, чем потребный расход топлива на взлетном режи­ме. Например, для одного из ТВД на взлетном режиме расход топливо составляет 1055 кГ/ч, а производительность насоса превышает 2 000 кГ/ч. Запас производительности насоса создает условия для устойчи­вой работы редукционного клапана, так как клапан может устойчиво работать только при перепуске через него значительного количества топлива, гарантируя при всех изменяющихся условиях надежное питание двигателя топливом. При этом усилие на тарелку от избыточ­ного давления на выходе превышает натяжение пружины. Клапан открывается и перепускает топливо на линию входа в таком количестве, при котором избыточное давление станет равным 2,5 кГ/см. Для ТВД обычно п = const, поэтому производительность насоса зависит от величины рвх. Давление топлива на входе в насос рвх зависит от атмосферного давления воздуха в баках Ро, от уровня топлива в баках рст, от давле­ния, создаваемого подкачивающим самолетным насосом р и от потерь из-за гидравлических сопротивлений При работе двигателя в режиме набора высоты давление топлива на входе в насос уменьшается вследствие падения рй и ргт. Это могло бы привести к уменьшению избыточного давления на выходе из насоса. Рассмотрим действие сил на редукционный клапан. Он прижат к седлу силой натяжения пружины Рпр (рис. 79, в), силой давления топлива, действующей сверху на тарелку клапана со стороны входа: f(f — площадь тарелки), и силой давления воздуха, дей­ствующей на мембрану сверху Р0 = площадь мембраны). Давление р0 передается на мембрану через жиклер 2 в крышке Таким образом, сумма сил, закрывающих клапан: При работе насоса клапан стремится открыться силой абсолютного давления топлива, действующей под тарелку клапана (абсолютное давление равно сумме избыточного давления топлива на выходе и атмосферного давления Рабс= (ризб + р0) = Ризб + ), и силой дав­ления топлива, действующей снизу на мембрану со стороны входа . Таким образом, сумма сил, открывающих клапан, Чтобы клапан находился в равновесии, должно быть обеспечено равенство сил, открывающих и закрывающих клапан: . Так как эффективная площадь мембраны примерно равна площади тарелки клапана, то Р0 = 0 и Рвх = БХ. Следовательно, избыточ­ное давление топлива на выходе из насоса поддерживается постоянным и равным натяжению пружины Рпр = РИЗб, т. е. не зависит от давле­ния топлива на входе. Сообщение полости над мембраной с атмосферой обеспечивает из­менение абсолютного давления на выходе ра5с (рис. 79, а) по закону барометрического давления р0 и поддержание избыточного давления топлива на выходе постоянным независимо от высоты полета. Если жиклер 2 в крышке заглушить на земле (рис. 79, в), то с набором вы­соты избыточное давление топлива на выходе из насоса будет несколь­ко увеличиваться, так как абсолютное давление будет оставаться по­стоянным. Центробежные насосы при малых габаритах и весе способны обес­печить достаточно высокую производительность (15 000 — 20 000 кГ/ч) и по сравнению с другими типами насосов менее чувствительны к ка­честву применяемого топлива. Недостатком этих насосов является относительно большая пульсация давления топлива на выходе. По­следнее обусловливает их применение в качестве подкачивающих на­сосов. Центробежный насос состоит из двух основных узлов: качающего узла и дросселирующего клапана. Качающий узел включает корпус 8 (рис. 80), крышку 17, вал 2, вращающийся на шарикоподшипниках 3 и 9, крыльчатку 13 и резиновые манжеты 6 уплотнения вала. Дросселирующий клапан, поддерживающий пример­но постоянное давление топлива (1,8 — 3 кГ1смг) на выходе из насоса, включает двухтарельчатый клапан 28, поршень-демпфер 26, жестко соединенный с клапаном 28, резиновую мембрану 25, пружину 24 и ре­гулировочную гайку 23. Крыльчатка 13 — с лопатками, загнутыми против вращения закрытого типа, т. е. топливо, движущееся в межлопаточных каналах от центра к периферии, не касается корпуса 8 и крышки 17. Благодаря этому гидравлические потери уменьшаются, а к. п. д. насоса увеличивается. Однако такие крыльчатки получаются более тяжелыми и они сложны в изготовлении. При работе двигателя топливо поступает через приемный патру­бок насоса в межлопаточные каналы крыльчатки 13, которая увлекает поток топлива, увеличивая его скорость и давление. Рост скорости потока топлива обусловлен увеличением окружной скорости Рис. 80. Центробежный насос: 1- муфта; 2- вал; 3,9 – шарикоподшипкики; 4,7 – распорные втулки; 5-втулка вала; 6- резиновая манжет; 8-корпус; 10 –винт; 11-фланец; 12 – оегулировачное кольцо; 13- крыльчатка; 14 – кольцо; 15-гайка; 16- разгрузочное отверсти; 17- крышка; 18 — стакан; 19 —втулка; 20 —дренажный штуцер; 21 — спиральная пружина; 22— стопорное кольцо; 23 — гайка; 24 — пружина; 25 — резиновая мембрана; 26 —поршень-демпфер: 27—направляющая: 28—дросселирующий клапан. крыльчатки по мере увеличения радиуса, а рост давления топлива — действием центробежных сил. Далее топливо поступает в сборник-улит­ку, представляющую собой плавно расширяющийся канал, в котором кинетическая энергия топлива безударно преобразуется в энергию давления. Для уменьшения гидравлических потерь ось канала улитки выполнена по касательной к окружности рабочего колеса крыль­чатки. Давление топлива ра, создаваемое качающим узлом при выбран­ных размерах (т. е. давление на выходе из улитки перед клапаном), зависит от давления топлива на входе рвх и скорости вращения крыль­чатки. Давление топлива на входе зависит от давления воздуха в ба­ках р0, уровня топлива в баках рст и давления , создаваемого подкачивающим самолетным насосом: рвк = р0 + рпо к + рст. Скорость вращения крыльчатки зависит от режима работы двига­теля. При эксплуатации двигателя изменяется давление воздуха в ба­ках (с высотой), происходит выработка топлива, изменяются режим работы подкачивающего насоса и режим работы двигателя. Это приводит к постоянному изменению давления топлива, создаваемого чающим узлом . Для устойчивой работы насосов высокого давления, обеспечения требуемой производительности и исключения вибрации трубопроводов давление топлива на выходе из насоса (за клапаном) должно быть примерно постоянным. Такое постоянное давление поддерживается клапаном 28 за счет автоматического дросселирована потока топлива. Пружина 24 клапана затягивается гайкой 23 с усилием, соответствующим давлению р = 1,8 - 3 кГ/см. Давление рдр по каналу а передается в полость А резиновой мембраны 25. При изменении заданного давления ряр изменяется соотношение сил, действующих с обеих, сторон на мембрану. Она прогибается и перемещает поршень 26 со штоком и двухтарельчатым клапаном 28 вправо (при уменьшении р или влево (при увеличении рдр), пока не установится такое проходное сечение б, при котором давление на выходе не станет равным р = 1,8 - 3 кГ/см. Для уменьшения пульсации давления топлива и исключения вибрации трубопроводов центробежный насос имеет следующие конструктивные особенности. 1. В узел клапана 28 вмонтирован гидравлический демпфер, который состоит из поршня 26 со штоком и двух бронзовых уплотнительных колец, установленных в канавки поршня и прижатых к цилиндру направляющей 27. Поршень демпфера жестко соединен с резиновой мембраной 25. Поршневая полость В демпфера всегда заполнена топливом, проникающим по зазорам в стыке колец поршня и по зазор между бронзовой направляющей втулкой 27 и штоком поршня. При увеличении количества топлива, потребляемого двигателем давление топлива в полостях А к Б уменьшается. Под действием пружины 24 мембрана прогибается вправо и перемещает поршень 26 клапан 28 в сторону увеличения проходного сечения б до восстановления рдр. При этом скорость перемещения клапана 28 (т. е. его колебание) тормозится перетеканием топлива в демпфере, так как она определяется гидравлическими сопротивлениями, возникающими при выл нении топлива из полости В. При уменьшении расхода топлива давление рдр растет, мембрана прогибается влево, обжимая пружину, и перемещает поршень 26 клапан 28 влево, в сторону уменьшения проходного сечения восстановления рдр. При этом скорость закрытия клапана определяется скоростью засасывания топлива в полость В демпфера. 2. Клапан 28 выполнен двухтарельчатым, поэтому изменяющее давление топлива ри на выходе из качающего узла не нарушает его регулировки, так как оно передается на две тарелки клапана и действует в разные стороны. 3. Клапан 28 выполнен со стороны выхода топлива удобообтекаемой формы в виде конусного клапана и гайки со сферической подторцовкой. 4. Полость пружины через отверстие в гайке 23 сообщена с атмосферой, благодаря чему регулировка клапана 28 не нарушается с изменением высоты полета. С набором высоты за счет падения давления в баках при прочих равных условиях уменьшается давление топлива на мембрану справа (со стороны выхода топлива оно передается полость А). Одновременно в такой же степени уменьшается давление Чуха на мембрану слева, так как полость Г сообщена через отверстие в гайке 23 с атмосферой. Таким образом обеспечивается поддержание избыточного давления рдр на выходе постоянным независимо от высоты полета. При резком перемещении РУД на себя давление рдр могло бы резко возрасти, так как уменьшается расход топлива. В этом случае по каналу в стравливается давление топлива перепуском его линию входа. Плунжерные насосы по сравнению с коловратными, центробежными и шестеренчатыми обладают рядом преимуществ: возможностью полу­чения высоких давлений топлива и регулирования расхода топлива при постоянной скорости вращения и более высоким коэффициентом подачи топлива. К недостаткам этих насосов относятся сложность изготовления, чувствительность к коррозии, паданию механических примесей и воды в топливо, к изменению температуры окружающей среды. Все эти факторы вызывают увеличение сил трения между плунжерами и ротором, могут привести к зависанию плунжеров и выходу насоса из строя. Качающий узел плунжерного насоса смонтирован в корпусе 10 (рис.81), отлитом из алюминиевого сплава, и включает ротор 2 с приводной шлицевой рессорой 17, плунжеры 4, пружины 8 плунжеров, узел наклонной шайбы 14 и распределительный золотник 7. Р о т о р обычно изготовляют из бронзы. Благодаря этому улучается теплоотвод от ротора в топливо, а также уменьшается сила трения между плунжером и ротором. Равномерно по окружности ротора расположены наклонные к оси вращения отверстия для плунжеров, в которых выполнены кольцевые канавки. Канавки предназначены для отложения твердых частиц, проникающих в зазор между ротором и плунжером, а также для выравнивания давления топлива по окружности плунжера. В зазоре между ротором и плунжером имеется топливо, и если его давление не выравнено по окружности, то плунжер расположится в отверстии эксцентрично, прижмется к одной стороне и будет работать без смазки, что увеличит силы трения. Торец ротора прижат к распределительному золотнику 7, поэтому для лучшей приработки он покрыт тонким слоем индия с подслоем свинца. В промежутке между отверстиями под плунжеры в роторе сделаны наклонные отверстия а, соединяющие полость внутренней расточки ротора, сообщенную со всасывающей магистралью, с полостью корпуса насоса. Эти сверления выполняют роль центробежного и предназначены для повышения давления топлива в корпусе. Избыточное по сравнению с давлением во всасывающей магистрали давление в корпусе способствует прижатию ротора к распределительному золотнику. Рис. 81. Плунжерный насос. золотнику. Благодаря этому уменьшается утечка топлива через тор­цовый зазор между ротором и распределительным золотником 7. Плунжеры 4 изготовлены из стали и представляют собой тон­костенные цилиндры, тщательно обработанные по наружной поверх­ности и попарно подбираемые по отверстиям в роторе с зазором 0,015— 0,022 мм. Своими сферическими головками они опираются на коничес­кую поверхность наклонной шайбы. На плунжер действуют сила пружины (рис.81,б) сила давления топлива , центробежная сила , сила инерции . Распределительный золотник 7 изготовлен из стали, крепится к корпусу на шпильках и имеет два полукольцевых выреза (окно), один из которых сообщается с линией всасывания, а второй – с нагнетающим каналом. Центральное отверстие золотника сообщено с полостью всасывания. Наклонная шайба 14 представляет собой кольцо комбинированного упорно-опорного шарикоподшипника. При работе насоса она силами трения плунжеров также увлекается во вращение. Со стороны плунжеров на шайбу действуют силы, которые относительно оси поворота шайбы создают момент , стремящейся повернуть наклонную шайбу на нулевой угол. Корпус 15 подшипника имеет проушину для соединения через серьгу 13 со штоком 11 сервопоршня. Наклонная шайба при помощи сервопоршня 9 может устанавливаться под различными углами к плоскости распределительного золотника 7, поворачиваясь вокруг полуосей, запрессованных в корпусе. Рассмотрим работу плунжерного насоса. При вращении ротора 2 плунжеры 4, совершая возвратно-поступательное движение, в течение пол-оборота всасывают топливо, а в течение следующего пол-оборота нагнетают его через окно В высокого давления насоса. Всасывание топлива осуществляется вследствие того, что плунжеры, расположенные ниже горизонтальной оси ротора, движутся под действием пружин 8 и давления топлива от верхней мертвой точки (в.м.т.) к нижней мертвой точке (н.м.т.), создавая за счет увеличивающегося объема перед окном А распределительного золотника разрежение. Плунжеры, расположенные при этом выше горизонтальной оси ротора, под действием наклона шайбы движутся от н.м.т. к в.м.т. и вследствие уменьшающегося объем перед окном В распределительного золотника вытесняют топливо под повышенным давлением в канал нагнетания. Производительность плунжерного насоса определяется по формуле кг/ч, где Т — удельный вес топлива; К- количество плунжеров; n- скорость вращения ротора насоса, об/мин; коэффициент подачи, учитывающий утечки топлива по зазорам между ротором и плунжерами. С увеличением пн и давления топлива величина несколько уменьшается, так как растут утечки топлива. Это требует высокой чистоты и точности взаимной приработки плунжеров в отверстиях ротора, торцовых поверхностей ротора и распределительного золотника. Фильтры Топливные фильтры очищают топливо от стружки, песка, пыли и кристаллов льда, обеспечивая надежную работу насосов и автоматов регулятора подачи топлива и предотвращая засорение жиклеров и форсунок. При движении топлива в системе оно подвергается много­кратной очистке фильтрами низкого давления 4 и 7 (см. рис. 76) и фильтром на входе в насос 9, фильтрами высокого давления, располо­женными в насосе 9, в регуляторе 10, в форсунках 13 и в воспламени­телях 12. Фильтрующие элементы фильтров низкого давления выпол­няют из фетра, пористой бумаги, найлоновой ткани или металлической сетки так, чтобы обеспечивалось последовательное увеличение чисто­ты фильтрации. Например, фильтр 4 низкого давления выполнен наборным сет­чатым с чистотой фильтрации 100 мк, фильтр 7 — в виде двух фильт­рующих элементов: сетчатого элемента грубой очистки с чистотой фильтрации 45 мк и бумажного элемента тонкой очистки с чистотой фильтрации 10 мк. Фильтры с бумажными и найлоновыми фильтрую­щими элементами имеют определенный ресурс, после которого их за­меняют, т. е. они не подвергаются промывке при регламентном обслу­живании. Наборные сетчатые фильтры топливной системы аналогичны по конструкции таким же фильтрам масляной системы (см. рис.71) с той разницей, что на 1 см2 приходится до 10 000 отверстий для фильтров низкого давления и до 17 000 для фильтров высокого давления, т. е. они обеспечивают большую чистоту фильтрации. Кроме того, фильтрующие элементы выполняют из никелевой сетки саржевого пле­тения, благодаря чему они прочнее и не окисляются. Сетчатые цилиндрические фильтры высокого давления состоят из каркаса , фильтрующей сетки , припаянной к каркасу, и втулок Фильтрующая сетка изготовлена из тонкой про­волоки диаметром до 0,03 мм с числом отверстий 17 000 на 1 см2. От­дельные фильтры имеют предохра­нительные шариковые клапаны, ра­ботающие на принципе перепада давлений топлива и обеспечиваю­щие циркуляцию топлива, минуя сетку при ее засорении. Наборные сетчатые фильтры устанавливают в регуляторах по­дачи топлива, а цилиндрические сетчатые фильтры — в форсунках различных газотурбинных двига­телей. Зернистые фильтры (рис. 82) изготовляют спеканием сферических бронзовых зерен (гранул), между которыми образуются поры для цир­куляции топлива. Такой фильтр устанавливается обычно на плун­жерных насосах. Недостаток этих фильтров заключается в том, что при выкрашивании гранулы попадают к золотниковым парам, плун­жерам и могут вызвать их зависание. Щелевые фильтры состоят из каркаса с намотанной на него про­волокой, между витками которой образуются зазоры для циркуляции топлива. Такие фильтры устанавливают в форсунках отдельных ГТД. Рис. 82. Зернистый фильтр: 1—гайка; 2—корпус; 3 — уплотнительное кольцо; 4— фильтр; 5 —шайба; 6 — пру­жина Форсунки Устойчивость, полнота и скорость сгорания топливовоздушной смеси во многом зависят от качества распыла топлива. Распыл счи­тается нормальным, если средний диаметр капель составляет 70— 100 мк, а максимальный не превышает 200 мк. Изменение качества рас­пыла в сторону более грубого или более тонкого раздробления топли­ва на капли снижает устойчивость сгорания. Топливные форсунки обеспечивают подачу топлива в камеру сгорания, его тщательное и од­нородное распыление. Давление топлива перед форсунками и их кон­струкция определяют тонкость распыла. Из рис. 83 видно, что по мере роста давления перед форсункой (слева направо) сокращается струй­ный участок и повышается тонкость распыла. При струйной подаче топлива мал угол факела распыла, затрудняется смесеобразование и не обеспечивается устойчивость сгорания. Поэтому в ГТД нашли при­менение центробежные форсунки, к которым топливо подводится под высоким давлением и которые обеспечивают одновре­менно потребный расход и удовлетворительный распыл топлива. Для пусковых и форсажных топливных систем применяются одноканальные нерегулируемые центробежные форсунки, прин­цип работы которых для различных ГТД одинаков. Одноканальная пусковая форсунка 4 (рис. 84) запрессована и завальцована в корпусе 5, ввертываемом в воспламенитель. Форсун­ка имеет сопло 1 - 0,6 мм, камеру закручивания А, два тангенциаль­ных отверстия 2 - 0,6 мм и дно 3. При запуске двигателя топливо по отверстиям 6 под давлением 1,6—1,8 к/г см2 подается к тан­генциальным отверстиям 2, прой­дя которые оно поступает в ка­меру закручивания А и движет­ся по спиральной траектории от Рис. 83. Формы струи топлива, Рис. 84. Пусковая форсунка вытекающей из форсунки периферии к центру. По мере продвижения к центру скорость движе­ния топлива возрастает, а давление падает до 1,4—1,758 к/г см2 Выйдя из сопла 1, частицы топлива движутся по линейным траекториям, об­разующим полый конус, называемый факелом распыления. Угол ко­нуса при вершине равен 2а. Центральная часть сопла заполняется воздушным вихрем с давле­нием, равным давлению воздуха в камере сгорания воспламенителя. Вследствие этого истечение топлива из сопла происходит через коль­цевое сечение, называемое «живым сечением». Производительность GT центробежной одноканальной форсунки зависит от ее геометрических размеров и разности давлений топлива перед форсункой и воздуха в камере сгорания кг/ч, где- коэффициент расхода топлива через форсунку, зависящий от радиуса камеры закручивания, суммарной площади входных тангенциальных отверстий f и площади сопла f f- площадь выходного сечения сопла, м2; g- ускорение силы тяжести, м/ сек2; - разность давлений топлива перед форсункой и воздуха в ка­мере сгорания воспламенителя. Глава XII КОНСТРУКЦИЯ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Современные авиационные ПД выполняются четырехтактными с воздушным охлаждением, работающими на легком топливе. Для луч­шего охлаждения цилиндры располагают в виде звезды (звездообраз­ные двигатели). В случае двухрядного звездообразного двигателя зад­ний ряд смещают относительно переднего, образуя шахматное распо­ложение цилиндров, чем обеспечивается равномерное охлаждение всех цилиндров двигателя. Основными конструктивными узлами поршневого двигателя яв­ляются: цилиндро-поршневая группа, шатунный механизм, коленча­тый вал, редуктор, механизм газораспределения, нагнетатель, картер и приводы агрегатов. Помимо этого, двигатель имеет топливную и масляную системы, сис­тему зажигания, систему запуска и систему охлаждения, а также агре­гаты, которые обслуживают эти системы. Цилиндро-поршневая группа Цилиндро-поршневая группа включает в себя цилиндры, поршни, поршневые кольца и поршневые пальцы. Цилиндры. В цилиндрах ПД происходит сгорание топливовоздушной смеси и преобразование выделившегося при этом тепла в механи­ческую работу. Цилиндр звездообразного двигателя воздушного охлаждения сос­тоит из головки 10 (рис. 85) и стальной гильзы 3. Головка цилиндра образует камеру сгорания. Она выполняет­ся литьем из жаропрочного алюминиевого сплава АЛ5, обладающего высокой теплопроводностью. На головке с развалом под углом 75° расположены две клапанные коробки 1 с направляющими втулками 8 для клапанов впуска и выпуска. С внутренней стороны головки концентрично направляющим втулкам запрессованы седла 6 клапанов. Клапанные коробки образуют каналы для прохода в цилиндр свежего воздуха и выпуска отработавших газов. Кроме того, на головке вы­полнены три резьбовые отверстия 7 с втулками для постановки двух свечей и топливной форсунки. Наружная поверхность головки имеет ребра охлаждения 9 высотой 40—60 мм при шаге 5—6 мм. Для более равномерного распределения температуры газов поверх­ность оребрения и высота ребер клапанной коробки выпуска сделаны больше, чем у клапанной ко­робки впуска. Гильза имеет фланец 4 с от­верстиями под шпильки крепле­ния цилиндра к картеру и юбку 5 для центрирования его в кар­тере. Внутренняя поверхность гильзы, по которой перемещает­ся поршень, является рабочей и называется зеркалом ци­линдра. Для уменьшения износа зеркало азотируют и чисто обрабатывают тонким шли­фованием (хонингованием). В верхней части гильзы име­ется резьба для соединения с головкой. Соединение головки с гильзой должно иметь значи­тельный натяг в холодном со­стоянии для обеспечения проч­ности и плотности при работе. С этой целью головку перед со­единением нагревают до темпе­ратуры 300—320° С. При осты­вании головка сжимает верх­нюю часть гильзы цилиндра, придавая ей форму усеченного конуса. Гильза получает так называемое деформационное су­жение. Когда цилиндр нагрет, гиль­за приобретает форму, близкую к цилиндрической, и зазор между поршнем и гильзой становится при­мерно одинаковым по всей ее длине. Таким образом устраняется вредное влияние неравномерного нагрева гильзы по высоте на рабо­ту деталей цилиндро-поршневой группы. Для лучшего охлаждения с наружной стороны гильзы сделаны кольцевые ребра 2 высотой до 14 мм. Условия работы цилиндра и силы, дей­ствующие на него. Во время работы двигателя на цилиндр действуют значительные механические и тепловые нагрузки. Механи­ческие нагрузки вызываются силами давления газов, величина которых достигает 65—80 кГ/см2, а также силами бокового давления поршня на цилиндр и силами трения о цилиндр поршня и поршневых колец. Рис. 85. Цилиндр двигателя АШ-82 Тепловые нагрузки обусловлены высокой температурой газов достигающей 2500 С, и неравномерным нагревом и охлаждением отдельных участков цилиндра. Неравномерный нагрев головки цилиндра приводит к неодинако­вому расширению ее отдельных участков. В результате появляются тепловые напряжения, величина которых иногда превышает напряже­ния от сил давления газов. На цилиндр действуют следующие силы: 1. Сила давления газов Рг (рис. 86), которая нагружает днище цилиндра и стремится оторвать его от картера. В результате растяги­ваются стенки цилиндра и шпильки крепления. Действуя на боковую поверхность, газы стремятся разорвать цилиндр по образующей 2. Сила бокового давления N, действуя в плоскости вращения кривошипа и являясь переменной по величине и направлению, вызывает неравномерной износ цилиндра – овализацию и конусность. 3. Сила трения поршней и поршневых колец о гильзу цилиндра, которая в общем случае зависит от коэффициента трения прижимающей трущиеся поверхности друг к другу, и равна их произведению. Поршни служат для восприятия давления газов в цилиндре и передачи работы газовых сил через шатун на коленчатый вал. Конструктивно в поршне различают: днище 1, верхний 2 и нижний 3 пояса и юбку 4 поршня ((рис.87). Поршень имеет также две бобышки с отверстиями для поршневого пальца. При работе поршень испытывает большие механические и тепловые нагрузки, непосредственно соприкасаясь с раскаленными газами и интенсивно от них нагреваясь. В центре днища температура равна 300-330 С. охлаждение поршня затруднено, так как его диаметр меньше диаметра цилиндра. Поршневые кольца предназначены для уплотнения поршня в цилиндре. Они исключают возможность интенсивного прорыва газов и горючей смеси из цилиндра в картер и возможность подсоса воздуха и масла из картера в цилиндр. Кольца нагреваются от соприкоснове­ния с горячими газами, с поршнем и от трения о стенки цилиндра и поршня. Охлаждение колец затруднено, так как оно осуществляет­ся только за счет теплопередачи в стенки цилиндра и в омывающее их масло, которое также имеет высокую тем­пературу. Поршневые кольца скользят по зеркалу цилиндра, прижимаясь к нему собственными силами упругости и силами давле­ния газов. Кольца устанавливают в канав­ках поршня с некоторыми зазорами по высоте и в стыке. Это придает им свойства насоса, непрерывно перека­чивающего масло со стенок цилиндра в камеру сгорания. Рис. 86. Силы, действую­щие на цилиндр и кривошипно-шатунный механизм Поршневые кольца делят на две группы: газоуплотнительные (газо­вые) и маслоуплотнительные (масляные). Газовые кольца препятствуют прорыву газов из камеры сгорания в картер двигателя. Они располагаются в верхних канавках поршня, а форма их поперечного сечения может быть прямоугольного или тра­пециевидного сечения (рис. 88, а). Рис. 87. Поршень Масляные кольца препятствуют попаданию масла из картера в камеру сгорания. Они располагаются в средних и нижних канавках поршня, имея конусную или клювовидную форму сечения (рис. 88, б и в). На рис. 88, г показана схема расположения колец в поршне. Верх­ние три кольца — газоуплотнительные, причем первое сверху кольцо выполнено из стали с пористым хромированием рабочей поверхности. Четвертое и пятое кольца — маслосбрасывакщие, а шестое — маслосборное. Все кольца выполнены из антифрикционного чугуна (кроме первого газового кольца). Поршневой палец служит для соединения поршня с шатуном. Паль­цы выполняют из стали пустотелыми с плавающей посадкой в шатуне и поршне, что обеспечивает более равномерный его износ (см. рис. 87). Поршневой палец имеет заглушки, предотвращающие надир зеркала цилиндра при перемещении пальца. Рис. 88. Поршневые кольца Рис. 89. Шатунный механизм Кривошипно-шатунный механизм Кривошипно-шатунный механизм включает в себя шатуны и ко­ленчатый вал и предназначен для преобразования возвратно-посту­пательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Шатуны служат для передачи усилия газов от поршня на колен­чатый вал. В звездообразных двигателях применяют два типа шатунов: глав­ные и прицепные. Каждый однорядный звездообразный двигатель имеет один главный 1 (рис. 89) и несколько прицепных шатунов 3. Конструктивно в шатуне различают три основные части: верхнюю (поршневую) головку 2, стержень 4, нижнюю или кривошипную голов­ку 5. В звездообразных двигателях обе головки шатуна неразъемные. Для уменьшения трения в верхнюю головку шатуна запрессовывают втулку. Стержень шатуна выполняют двутаврового сечения. Полки стержня расположены в плоскости вращения коленчатого вала и пере­ходят непосредственно в щеки кривошипной головки (у главного ша­туна). рис. 90. Схема работы расточке ее нижней шатуна: а — при цилиндрической расточке ее внутренней поверхности; б—при гипер­болической Кривошипная головка выполняется массивной и обладает большой жесткостью. Нижняя головка главного шатуна имеет две щеки, между которыми располагаются нижние головки прицепных шатунов. Соеди­нение прицепных шатунов с главным осуществляется при помощи паль­цев, которые запрессовываются в отверстия щек и специальными плас­тинами контрятся от проворачивания. На главных шатунах антифрикционный слой заливается не во внутрь нижней головки, а на специальную втулку, которая одновре­менно используется для подвода масла под давлением к пальцам при­цепных шатунов (рис. 90). Нижняя головка прицепного шатуна мало отличается по своей конструкции от верхней. Условия работы шату­на и силы, действующие на него. Шатун связывает вра­щающийся коленчатый вал и пор­шень, движущийся возвратно-поступательно. При этом шатун воспри­нимает и передает на коленчатый вал силы давления газов и инерционные силы (см. рис. 86). Основной нагрузкой шатуна явля­ется усилие от наибольшего давления газов в цилиндре. В этом случае ша­тун работает на сжатие и эти усилия вызывают в нем продольный изгиб. От сил инерции шатун работает на растяжение (когда они направ­лены к коленчатому валу). Наибольшее растягивающее усилие от сил инерции шатун испытывает при положении поршня в в. м. т. в такте впуска. Кроме того, шатун работает на изгиб от силы инерции собственной массы. Эта сила возникает вследствие сложного переменно-колебатель­ного движения шатуна и приложена в его ц. т., вызывая изгиб шатуна в плоскости вращения коленчатого вала попеременно то в одну, то в другую сторону. Одновременное действие изгибающих и растягивающих (сжимаю­щих) усилий, величина и направление которых изменяются с большой скоростью, создает очень тяжелые условия для работы шатуна. По­этому шатуны изготовляют из высококачественной стали и выполняют прочными и жесткими. В процессе окончательной обработки внутренняя поверхность втулки растачивается по специальному гиперболическому профилю (см. рис. 86). При цилиндрической расточке втулки прогиб шатунной шейки под действием нагрузок изменяет площадь соприкосновения ее с втулкой. Это приводит к перегрузке концевых участков втулки, быстрому износу, выкрашиванию слоя бронзы и выходу втулки из строя. В результате гиперболической расточки рабочая поверхность втул­ки увеличивается, удельное давление уменьшается и втулка работает более надежно и долговечно. Для лучшей приработки втулки к шейке на ее поверхность наносят свинцово-оловянное покрытие. Коленчатый вал передает мощность, развиваемую двигателем, на воздушный винт. Кроме того, от коленчатого вала отбирается мощность для привода нагнетателя и агрегатов двигателя, а совместно с шатуном коленчатый вал обеспечивает перемещение поршня во время нерабочих ходов. В звездообразных двигателях коленчатый вал обычно выполняется разъемным, что обеспечивает возможность установки неразъемных главных шатунов. Рис. 91. Схема коленчатого вала звездообразного двигателя Коленчатый вал состоит из коренных шеек 2 (рис. 91), которыми он опирается на опорные или коренные подшипники, шатунных шеек 4, соединяющихся с нижними головками шатуна, щек 3, связывающих шатуны и коренные шейки вала, носка вала 1, на котором уста­навливается шестерня привода вала винта. Соединение частей коленчатого вала обеспечивается силами тре­ния между шатунными шейками и разрезными проушинами, которые затягиваются стяжными болтами на щеках. Увеличение сил трения в сочленениях достигается травлением сопрягаемых поверхностей азот­ной кислотой, обезжириванием и сильной затяжкой болтов (до 49 Т, что в 4—4,5 раза больше силы, создающей крутящий момент). Условия работы коленчатого вала и силы, действующие на него. Во время работы двигателя на ша­тунную шейку передаются по шатуну силы газов и инерции. В момент вспышки сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс направлена противоположно силе газов, что несколько разгружает шатун и коленчатый вал. С увеличением числа оборотов коленчатого вала при наибольшем давлении наддува силы инерции возрастают пропорционально квад­рату числа оборотов, а силы газов практически остаются неизменными. Следовательно, увеличение числа оборотов коленчатого вала приводит к снижению суммарных сил. Кроме того, при увеличении числа оборо­тов двигатель работает более равномерно. Ввиду этого установлено правило управления двигателем: при увеличении мощности необхо­димо увеличить число оборотов, а затем давление наддува и, наобо­рот, понижая мощность двигателя, следует раньше снизить наддув. Величина крутящего момента Мкр, передаваемого коленчатым ва­лом, зависит от величины силы Т (см. рис. 86), являющейся суммар­ной составляющей сил Рг и Р7-п всех цилиндров. Под действием сопротивления воздуха вращению воздушного вин­та коленчатый вал скручивается переменным по величине крутящим моментом. Периодические изменения крутящего момента вызывают упругие крутильные колебания коленчатого вала. Дополнительные напряжения от деформаций скручивания, возникающие в результате крутильных колебаний, в отдельных случаях достигают большой вели­чины и могут привести к разрушению вала. Для гашения опасных ре­зонансных крутильных колебаний вала применяют демпферы. Центробежные силы инерции щек, шатунной шейки, противовесов, и составляющая сила К. (сила Z), направленная вдоль щек, изгибают, растягивают или сжимают вал. Редукторы Редуктор служит для уменьшения числа оборотов воздушного винта по сравнению с оборотами коленчатого вала, что обеспечивает ра­боту воздушного винта с оптимальным к. п. д. На звездообразных двигателях применяют редукторы соосные, планетарного типа, чем обеспечиваются равномерный обдув воздухом всех цилиндров и малые габариты редуктора. Редуктор двигателя АШ-62ИР состоит из ведущей zx (рис. 92), неподвижной г3 и сателлитных шестерен z2. Ведущая шестерня редуктора имеет внутренний зубчатый венец с числом зубьев, равным 66. Она сцеплена с шестью сателлитами, у каждого из которых по 18 зубьев. Сателлиты в свою очередь сцеплены с неподвижной шестерней z3- Вал винта своими подшипниками опи­рается на шейки передней части коленчатого вала. Ведущая шестерня, вращаясь с такой же скоростью, как и колен­чатый вал, приводит во вращение сателлиты. Сателлиты, обкатываясь по зубьям неподвижной шестерни, увлекают за собой вал винта в том же направлении, в котором вращается коленчатый вал. Основным параметром редуктора является степень редук­ции, которая определяется отношением числа оборотов пв воздушного винта к числу оборотов коленчатого вала nк: Из формулы видно, что степень редукции планетарного редуктора не зависит от числа зубьев сателлитов. Сателлиты лишь кинематически связывают ведущую и неподвижную шестерни, а также передают кру­тящий момент от коленчатого вала на вал винта. Соосный редуктор планетарного типа конструктивно прост и хо­рошо вписывается во внутренние габариты носка картера. Наличие нескольких параллельно работающих сателлитов уменьшает нагрузки Рис. 92. Кинематическая схема редуктора планетарного типа На них оси и на зубья шестерен при передаче крутящего момента на вал винта, повышает надежность и долговечность работы сателлитов, раз­гружает подшипники вала винта от действия окружных усилий. Механизм газораспределения Механизм газораспределения предназначен для обеспечения свое­временного открытия и закрытия клапанов впуска и выпуска в соот­ветствии с установленным порядком работы цилиндров двигателя, Он имеет следующие основные элементы: привод механизма газорас­пределения и кулачковую шайбу 1 (рис. 93), направляющие толкате­лей 2 и толкатели 3, тяги 4 и кожухи тяг (на рисунке не показаны), рычаги клапанов 5, клапаны 6, пружины 7, направляющие клапанов 8 и седла клапанов 9. Механизм работает так. От коленчатого вала через шестеренчатый привод приводится во вращение кулачковая шайба, имеющая на наруж­ной поверхности радиально расположенные кулачки. Набегая на ро­лики толкателей, кулачки перемещают их в направляющих в сторону от оси картера. Вместе с толкателем перемещаются их шаровые гнезда и тяги. Тяга поворачивает левое плечо клапана по часовой стрелке. Правое плечо рычага, упираясь своим роликом в торец штока клапана, сжимает пружины клапанов и открывает клапан для впуска свежей смеси или выпуска отработавших газов. Как только кулачок начнет сбегать с ролика толкателя, рычаг, тяга и толкатель под действием пружин клапанов перемещаются в обратном направлении и клапан опускается к седлу. После того как ку­лачок сошел с ролика толкателя, клапан полностью садится на седло и впуск смеси в цилиндр или выпуск газов из него прекращается. Тол­катель, тяга и рычаг клапана остаются неподвижными до тех пор, пока на ролик толкателя не набежит следующий кулачок Таким образом, размеры кулачка определяют продолжительность открытия и величину хода клапанов. Рис. 93. Принципиальная схема механизма газораспределения Рис. 94. Клапан впуска Условия работы механизма газораспределения определяются условиями работы клапанов. Клапаны, особен­но выпускные, работают в очень тяжелых ус­ловиях. Это обусловлено их высокими рабочими температурами, значительными ударными на­грузками, возникающими при посадке клапанов на седла, механическим и химическим действием струи раскаленных продуктов сгорания. В результате интенсивного нагрева и недо­статочного отвода тепла рабочая температура головки клапана выпуска достигает 750—850° С, а клапана впуска, который в такте впуска омы­вается сравнительно холодной свежей смесью, имеет температуру 350—450° С. Работая в условиях высоких температур, клапан выпуска садится на седло с ударом большой силы. Число ударов велико и, например, при оборотах коленчатого вала 1800 в минуту составляет 54 000 уда­ров в час. Клапан непрерывно «куется», и если он не имеет необходимой проч­ности, то фаска его сминается, а шток вытягивается. Поэтому мате­риалом для изготовления клапана выпуска служит жаропрочная сталь ЭИ69,-а для клапана впуска — ЭИ72. Для уменьшения температуры клапана выпуска применяют метал­лический натрий, который понижает температуру головки клапана на 150—200° С. При нагреве двигателя вследствие температурных расширений величина зазора увеличивается, причем главную роль играет удлинение цилиндра и клапана. Удлинение цилиндра двигателя АШ62ИР при нагреве до 145° С составляет 2,4 мм и приводит к увеличению зазора. Удлинение клапана впуска и выпуска при тех L условиях составляет в среднем 1,0 мм и вызывает уменьшение зазора. Этот зазор влияет на продолжительность фазы газораспределения клапан впуска (рис. 94) состоит из головки, шейки и штока. Головка клапана имеет форму тюльпана, что уменьшает гидавлические сопротивления поступлению смеси, а выемка обеспечивает условия завихрения, что улучшает наполнение цилиндра. Шток клапана сплошной, цилиндрический. Рис. 95. Клапан вы­пуска: 1— предохранительное кольцо; г —подвесное седло; 3 — натрий; 4— сплав ВХН-1 или нихром ЭИ334 Клапан выпуска (рис. 95) имеет грибовид­ную форму головки с выпуклой поверхностью днища. При такой форме головка хорошо об­текается продуктами сгорания, выходящими из цилиндра. Выпуклость головки и большой угол фаски придают головке жесткость. Шток кла­пана — пустотелый, цилиндрический, с азотиро­ванной поверхностью. ЛИТЕРАТУРА Кабаков А. М. и др. Основы конструкции авиационных двигателей. М., Воениздат. Курицин Г. Г. и др. Конструкция и прочность авиационных двига­телей. М., Воениздат. Паллей 3. С. и др. Конструкция и прочность авиационных газотурбин­ных двигателей. М., «Транспорт». Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели (кон­струкция и расчет деталей). М., «Машиностроение». СтечкинБ. С. и др. Теория реактивных двигателей. Ч. I. М., Оборонгиз. Ш т о д а А. В. и др. Конструкция авиационных газотурбинных двигателей. М., Воениздат.