Авиационные газотурбинные двигатели - Масленников М.М., Шальман Ю.Н.

Автор: Масленников М.М. Шальман Ю.Н.
Теги: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) механика авиация авиационные двигатели издательство машиностроение газовые турбины
Год: 1975
Похожие
Қонструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей
Двигатели Стирлинга
Камеры сгорания газотурбинных двигателей
Вертолетные газотурбинные двигатели
Текст
                    
М31
УДК 621.45.001
Масленников М. М., Шальман Ю. Н. Авиационные газотурбинные двига-
тели. М., «Машиностроение», 1975, 576.
Учебник «Авиационные газотурбинные двигатели» предназначен для сту-
дентов авиационных вузов, не специализирующихся в области конструирова-
ния и расчета двигателей. Он содержит весь комплекс начальных сведений
по теории, расчету и конструкции как авиационных газотурбинных дви-
гателей в целом, так и отдельных наиболее важных элементов их уст-
ройства. Материалы учебника достаточны для выполнения простого курсово-
го проекта авиационного газотурбинного двигателя.
Учебник может быть полезен работникам авиационной промышленности
и гражданской авиации, которые в своей практической деятельности сопри-
касаются с вопросами использования газотурбинных двигателей, а также
учащимся средних авиационных учебных заведений соответствующих специ-
альностей.
Табл. 5, ил. 309, список лит. 19 назв.
Рецензенты: д-р тех^. наук Т. М. Мелькумов
и кафедры теории, и'конструкции авиадвигателей МАИ
М
31808—205
038(01)—75
205—75
© Издательство «Машиностроение», 1975 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящий учебник предназначен для студентов авиацион-
ных высших учебных заведений, не специализирующихся в об-
ласти конструирования и расчета двигателей, в учебном плане
которых предусмотрен лишь один посвященный этим двигателям
общий курс. Поэтому задачей учебника является ознакомление
учащихся со всем комплексом начальных сведений по теории, рас-
чету и конструкции как авиационных газотурбинных двигателей
в целом, так и отдельных, наиболее важных элементов их уст-
ройства. При этом весь необходимый круг вопросов рассматри-
вается по возможности наиболее компактно, с тем чтобы общий
объем учебника был доступен студентам для изучения в течение
относительно небольшого времени, которым они располагают.
Эти особенности учебника привели к необходимости тщательно-
го отбора и экономного, иногда нетрадиционного, изложения по-
мещаемого материала.
Наиболее важными вопросами, требующими достаточно пол-
ного освещения, являются принципиальные основы создания дви-
гателей различных типов, их рабочих процессов и физической
сущности имеющихся взаимных связей. Поскольку эти вопросы
очень сложны и трудны для понимания, в ряде случаев они рас-
смотрены упрощенно, без учета дополнительных обстоятельств,
с тем, однако, чтобы наиболее четко выявилась роль решающих
факторов, определяющих получаемые свойства или зависимости.
В целом, изложение этих вопросов преследует цель, помимо со-
общения студентам фактических знаний, формирования у них
правильных представлений о главных, фундаментальных зако-
номерностях, предопределяющих конечные результаты.
Учитывая назначение учебника, ® нем рассматриваются лишь
достаточно простые устройства и условия применения двигате-
лей. Относительно более сложных случаев (двухкаскадныс схе-
мы, компрессоры с поворотными лопатками, большие сверхзву-
ковые скорости полета и др.) даются лишь общие сведения
и некоторые особенности конструкций; однако полученные из
учебника знания позволяют студенту при необходимости более
глубоко ознакомиться с этими случаями по специальной лите-
ратуре.
Помещенные в учебнике материалы достаточны для выпол-
нения студентом простого курсового проекта авиационного газо-
турбинного двигателя (на базе выбранного прототипа).
-2563
3
Учитывая, что при прохождении курса двигателей студенты
могут быть незнакомы с газовой динамикой, некоторые, мини-
мально необходимые сведения из нее излагаются попутно с ос-
новным материалом. При этом, однако, вывод всех уравнений
делается без использования газодинамических функций, чтобы
чрезмерно не усложнять и так трудные для понимания зависи-
мости, хотя при этом в ряде случаев они получаются формально
более громоздкими.
Теория работы и способы выполнения входных устройств
(воздухозаборников) рассматриваются лишь в минимальном
объеме, поскольку эти устройства в основном не относятся соб-
ственно к двигателю, а являются элементами оборудования са-
молета.
Данные по расчету и проектированию редукторов (и вообще
шестеренчатых передач) в учебнике не помещены, так как сту-
дент должен иметь достаточные общие сведения по этим широ-
ко распространенным элементам конструкций из других дис-
циплин.
Поскольку в настоящее время условные обозначения величин
не регламентированы, в учебнике в основном приняты обозначе-
ния, наиболее распространенные в двигателестроительной инже-
нерной и учебной практике, хотя в некоторых случаях использо-
вание этих обозначений связано с рядом неудобств.
Изложенный в учебнике материал в основной части соответ-
ствует курсу, который проходят студенты Московского авиаци-
онного технологического института им. К- Э. Циолковского.
Часть I (кроме 1.3) и гл. 12 части II учебника написаны
М. М. Масленниковым, а все остальные разделы —
Ю. И. Ш а л ьм а ном.
Авторы глубоко признательны рецензентам учебника: проф.
|Т. М. М е л ь к у м о в у,| проф. Г. Н. Абрамовичу, проф.
Г. С. Скубачевскому, а также сотрудникам кафедр Москов-
ского авиационного института проф. О. Н. Е м и н у, доц-
|Г. М. Горбунову, доц. В. И. Бакулеву и доц.
М. В. Н о с о в у за ряд весьма ценных замечаний, сделанных при
просмотре рукописи.
Все замечания по содержанию учебника и методике изложе-
ния материала следует направлять по адресу: Москва, Б-78, 1-й
Басманный пер., 3, издательство «Машиностроение».
ЧАСТЬ I
ОБЩАЯ ТЕОРИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава 1
ОБЩИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ СВЕДЕНИЯ
1.1. Силовые установки летательных аппаратов и
предъявляемые к ним требования
Качества авиационных двигателей — их масса, размеры, мощ-
ность, количество потребляемого топлива и др. — в основном оп-
ределяют и качества летательных аппаратов — грузоподъем-
ность, максимальную скорость, дальность и высоту полета, Ма-
невренность и др. Поэтому выбор типов двигателей и путей их
усовершенствования всецело обусловлен требованиями обеспе-
чения желаемых характеристик летательных аппаратов. Наибо-
лее важные из этих требований можно установить путем прос-
тейшего рассмотрения основных соотношений, обусловливающих
возможность полетов.
Для полетов в пределах земной атмосферы используются два
типа летательных аппаратов — самолеты и вертолеты. Из них
основными являются самолеты, которые и определяли выбор
типов двигателей и характер их развития.
В полете на самолет воздействуют аэрфдинамические силы,
т. е. силы, обусловленные тем, что движущийся самолет отбра-
сывает вначале неподвижный (при отсутствии ветра) воздух в
различных направлениях. Сообщение -воздуху скорости связано
с появлением сил инерции, воздействующих на элементы конст-
рукции самолета.	*
Все приложенные к самолету аэродинамические силы удоб-
но рассматривать в виде двух слагаемых, из которых одна (X)
действует против направления полета, и другая (У) нормально
к нему. Сила X представляет собой аэродинамическое
(лобовое) сопротивление самолета. Она обусловле-
на тем, что приобретаемые воздухом скорости имеют слагаемые,
направленные по полету. Таким образом летящий самолет во-
влекает воздух -в движение вместе с собой. Сила Y называется
п о дъе м н о й с и л о й; ее появление обусловлено в ochoibhom фор-
мой крыла самолета, благодаря которой воздух" отбрасывается
в сторону земли, так что его скорости имеют слагаемые, направ-
ленные нормально к направлению полета.
5
Соотношение между силами Y и X называется кач«от!вом
самолета
(1- 1)
Для возможности полета к самолету должна быть приложена
сила, способная воспринять силу X. Эта сила называется тягой
R. Помимо тяги и аэродинамических сил на самолет с массой G
еще действует его вес Q = Gg (где g— ускорение силы тяжести),
для преодоления которого и служит подъемная сила У.

Рис. 1.1. Схема сил, действующих на са-
молет в горизонтальном полете с постсян
ной скоростью
Схема сил, действующих на самолет в горизонтальном поле-
те с постоянной скоростью, показана на рис. 1.1 (при допущении,
что равнодействующая всех аэродинамических сил Р (приложе-
на к центру массы самолета). В этом случае должно быть У == Q
и Х=Р, поскольку при нарушении этих равенств будет изменять-
ся или скорость, или высота полета. Таким образом
(1-1а)
т. е. качество самолета показывает, какой вес может поддержи-
ваться в воздухе на единицу силы тяги при равномерном гори-
зонтальном полете. Чем ниже /Со, тем при одной и той же величи-
не Q требуемая R будет больше.
Для данного самолета значения К сильно зависят от условии
полета, уменьшаясь с увеличением его скорости и уменьшением
высоты. Первоначально, при дозвуковых скоростях полета, К
было не менее 10—12. Однако по мере развития авиации макси-
мальные скорости полетов непрерывно увеличивались и это при-
водило к уменьшению минимальных значений К. В настоящее
время для военных самолетов при сверхзвуковых полетах на ма-
лых высотах К падает до 2.
6
Практически необходимые значения Д могут определяться
не только условием получения равномерного горизонтального
полета, но и обеспечением других летных характеристик само-
лета — скороподъемности, маневренности и др.
Общие требования к силе тяги R характеризуются так назы-
ваемой тяговооруженностью самолета — отношением
силы R к весу Qt т. е. величиной, обратной Ко', требуемые отно-
шения R/Q могут значительно превышать I/До, необходимую для
горизонтального полета. Так, например, если к самолету предъ-
является требование вертикального взлета, то в этом случае
подъемная сила крыла отсутствует и для преодоления силы Q
должна служить непосредственно сила Д; при этом, поскольку
при взлете скорость самолета должна увеличиваться, то сила R
должна воспринимать также силу инерции самолета и его аэ-
родинамическое сопротивление. В результате при вертикальном
взлете должно быть R/Q —1,24-1,4, что примерно соответствует
Л'о=О,74-О,8.
Таким образом, требуемая (величина R для данного Q опре-
деляется типом и условиями полета самолета и в зависимости
от этого может изменяться в широких пределах.
Вся совокупность оборудования, служащего для получения
силы R в полете, называется силовой установкой самолета.
Поскольку в полете самолет не имеет точки опоры, то необ-
ходимая для полета сила R может быть получена только путем
использования сил реакции, возникающих при разгоне окружа-
ющего воздуха в сторону, обратную направлению полета. Со-
гласно известной теореме механики, эти силы реакции по абсо-
лютной величине определяются секундным увеличением коли-
чества движения воздушного потока, так что в простейшем слу-
чае
^=°в(сс-^п)>	(1.2)
где 6В—’Секундный (массовый) расход ускоряемого (воздуха;
ип — начальная скорость воздуха относительно самолета,
равная по абсолютной величине скорости полета, но
направленная в обратную сторону;
сс— конечная относительная скорость воздуха после его
разгона.
Таким образом, для получения тяги необходимо увеличивать
скорость воздушного потока и, следовательно, повышать кинети-
ческую энергию (воздуха. Поскольку при увеличении кинетичес-
кой энергии необходимо преодолевать силу инерции ускоряемо-
го потока, то это невозможно без затраты работы L. Для 1 кг
.воздуха
2	2
L=-^----»
2	2
где L в Дж/кг.
7
Следовательно, для поддержания тяги нужно располагать
непрерывно действующим источником механической работы.
Однако иметь на самолете необходимый запас механической
энергии (например с помощью сжатых пружин или вращающих-
ся маховиков) практически невозможно из-за колоссального ве-
са требуемых для этого устройств; поэтому для получения тяги
используют другую, более удобную форму энергии — химичес-
кую энергию топлива, которую в полете по мере надобности пре-
образуют в механическую работу.
Итак, любая силовая установка выполняет две основные
функции: 1) химическую энергию запасенного на самолете топ-
лива преобразует в механическую работу; 2) используя получа-
емую работу, разгоняет набегающий на нее воздушный поток;
возникающая при этом реактивная сила и представляет собой
тягу, развиваемую силовой установкой. Эти две функции могут
осуществляться с помощью отдельных устройств, причем устрой-
ство для получения работы называется мощностным двига-
телем (или просто двигателем), а устройство для созда-
ния тяги — движителе м.
Так как непосредственный переход химической энергии в ра-
боту невозможен, то в двигателе происходит двухступенчатое
преобразование энергии. Сначала в результате сжигания топли-
ва в воздухе его химическая энергия превращается в тепловую.
В дальнейшем тепловая энергия частично преобразуется в ме-
ханическую, что требует реализации какого-либо термодинами-
ческого цикла, которая и является основной задачей конструк-
ции любого двигателя.
Движителями служат аппараты, отбрасывающие воздух, как-
то: воздушные винты, вентиляторы.
Однако в современных силовых установках самолетов вместо
отдельных двигателей и движителей большей частью применя-
ются машины, совмещающие функции обоих этих устройств; эти
машины получили название воздушно-реактивных двигателей
(ВРД).
При простейшей форме выполнения ВРД весь поступающий
в него воздух служит одновременно и для получения работы
и для создания тяги. Однако имеются ВРД, в которых для по-
лучения работы используется лишь часть проходящего через
двигатель воздуха; остальной воздух только разгоняется, так
что служащие для этой цели элементы конструкции двигателя
выполняют функции движителя.
Таким образом, мощностной двигатель на своем выводном
валу развивает работу, которая в дальнейшем потребляется
движителем (обычно воздушным винтом), тогда как воздушно-
реактивный двигатель никакой работы внешнему потребителю не
отдает, а предназначен только для создания тяги.
Следует иметь в виду, что любая силовая установка незави-
симо от способа ее выполнения выполняет одну и ту же функ-
8
/ цию получения тяги в результате разгона воздушного потока.
«!• Наиболее важные требования к силовой установке можно
* выяснить путем элементарного анализа основных соотношений
r! между ее показателями и данными самолета. Вес самолета Q
' можно условно рассматривать как сумму двух весов:
[	(1-3)
где Фпол — вес полезного груза и частей самолета, необходи-
мых для размещения груза и поддержания его в воз-
духе;
Qn — вес силовой установки Qc.y и (как и для Qnon) соот-
ветствующих частей самолета.
Последний можно оценивать в долях Д от веса Qc.y : QR=
= Qc.y(’l +А) 
Используя уравнение (1.1 а) и введя понятие удельного ве-
са-веса на единицу силы тяги — qR = QR/Rf уравнение (1.3)
можно написать «в следующей форме:

откуда
и
А'о-?/? *
Из этих простых соотношений видно, что для возможности
полета необходимо выполнение двух основных условий.
1. Силовая установка должна обладать достаточно малым
весом применительно к данному самолету, т. е. всегда должно
быть <7r</Co-
2. Величина R должна быть достаточной, чтобы при сущест-
вующих значениях Ко и qR обеспечивать полет с требуемым
<2пол. При неизменном Qn0.i необходимая R будет тем больше,
чем qR ближе к Ко. Если qR = Ko, то требуемая К становится бес-
конечно большой, поэтому полет возможен лишь тогда, когда
QiTon=0, т. е. когда самолет несет в воздухе только вес силовой
установки.
Изложенный выше анализ основных требований к силовой
установке сделан применительно к условиям равномерного го-
ризонтального полета. Однако необходимость получения других
летных характеристик самолета приводит к тому, что во многих
случаях силовая установка должна выполняться с еще меньшим
qR и более высокой К.
Таким образом, силовая установка должна быть достаточно
легкой и мощной, чтобы обеспечивать нужные летные характе-
ристики самолета, для которого она предназначена. При этом
наиболее важным является малый qR, так как в противном слу-
чае полег может стать невозможным при любой, сколь угодно
большой Я. Эти общие требования и определяли главным обра-
зом выбор типа силовых установок и направления их усовершен-
ствования по мере развития авиации. Непрерывное повышение
Фпол и увеличение максимальной (приводившего к снижению
Ко), а также другие требования к самолетам обусловливали не-
обходимость разработки силовых установок, обладавших все
меньшими qR и развивавших все большие К, несмотря на рост
цп» Кроме того, по мере увеличения приобретало все большее
значение аэродинамическое сопротивление силовой установки.
Однако его влияние, чтобы не усложнять вопроса, в дальнейшем
не будет учитываться.
Принципиальные пути снижения qR можно установить, рас-
смотрев основные составляющие его слагаемые. Если опериро-
вать удельными весами всех элементов силовой установки, то
можно написать:
Л)~(<7дв4“?т4"4'об)(Ч_ Д)»	(К 5)
где ^дВ — удельный вес двигателя и движителя;
— удельный вес топлива;
?об — удельный вес остального оборудования силовой уста-
новки.
Удельный вес зависит как от энергетической экономичнос-
ти работы двигателя и движителя, так н от требуемой продол-
жительности полета. Основное значение имеют #дв и
Для увеличения максимальной скорости полета наиболее
важно снижать <7ДВ, хотя бы и ценой ухудшения экономичности;
при этом для получения наиболее малых qR оказывается необ-
ходимым предельно ограничивать q?, т. е. возможную продол-
жительность полета.
В тех случаях когда требуется большая продолжительность
полета, первостепенное значение приобретает экономичность, да-
же при более тяжелой конструкции.
Таким образом, имеются два основных пути снижения qR—
это уменьшение <?дв и относительная значимость которых
обусловлена назначением самолета. Использование этих путей
определяется возможностями развития основного элемента си-
ловой установки — авиационного двигателя.
1. 2. Основные типы и краткая история развития
авиационных двигателей
Как уже отмечалось, ® любом двигателе происходит преобра-
зование химической энергии топлива в механическую путем
сжигания топлива и реализации термодинамического цикла для
получения работы за счет выделяющегося тепла. В реактивных
двигателях, кроме того, полученная работа используется для
создания тяги. Совокупность служащих для этого процессов на-
зывается р а б оч и м процессом двигателя.
10
Переход тепловой энергии в механическую возможен только
в процессе расширения термодинамического рабочего тела —
газа. Поэтому в любом рабочем процессе сообщение тепла газу
или воздуху (т. е. сжигание топлива) должно происходить при
'повышенном (против внешнего) давлении, причем после (а воз-
можно и в течении) сообщения тепла газ должен расширяться.
С увеличением расширения газа после его нагрева возрас-
тает и количество преобразованного >в работу’ тепла, поэтому для
получения высокой степени использования химической энергии
топлива оказывается необходимым увеличивать располагаемый
при расширении перепад давлений путем предварительного сжа-
тия газа (воздуха) до сообщения ему тепла.
Рис. 1.2. Принципиальная схема поршневого двигателя1
/—'воздушный винт; 2—цилиндр; <3—свеча зажигания: 4—пор-
шень; 5—шатун: 6'—коленчатый вал; 7—карбюратор; S—впуск-
ной клапан; S—кулачки распределения; 10—выпускной клапан
Таким образом, любой эффективный рабочий процесс должен
включать три последовательно протекающих отдельных процес-
са: сжатие воздуха, сгорание топлива (при постоянном или пе-
ременном давлении) и расширение продуктов сгорания (газов).
Первым типом двигателя, позволившим получить достаточно
легкую силовую установку, был поршневой двигатель внутрен-
него сгорания, работавший на бензине. Этот двигатель вместе с
движителем — воздушным винтом — обеспечил создание первых
пригодных для практического использования самолетов. В даль-
нейшем силовые установки с поршневым двигателем и винтом
непрерывно усовершенствовались и длительное время (до середи-
ны 40-х годов) удовлетворяли все возрастающим требованиям
обеспечения необходимых характеристик самолетов.
Принципиальная схема поршневого двигателя показана на
рис. 1.2. За один оборот коленчатого вала 6 связанный с ним ша-
11
туном 5 поршень 4 совершает в цилиндре 2 два хода между свои-
ми крайними положениями, т. е. между верхней и нижней мерт-
выми точками (ВМГ и НМТ). Рабочий процесс двигателя про-
текает за четыре хода поршня и, следовательно, за два оборота
вала.
В течение первого хода поршня от ВМТ до НМТ впускной
клапан 8 открыт кулачком 9 и через него цилиндр наполняется
смесью бензина и воздуха, получаемой в карбюраторе 7. При
втором (обратном) ходе поршня клапаны закрыты и заполнив-
шая цилиндр смесь сжимается. За эти два хода поршня подан-
ный в воздушный поток бензин почти полностью испаряется и в
цилиндре образуется достаточно однородная смесь его паров
с воздухом. В конце сжатия эта смесь с помощью свечи зажига-
ния 3 поджигается электрической искрой. В результате происхо-
дящего при почти постоянном объеме сгорания повышение тем-
пературы обусловливает и соответствующее увеличение давле-
ния продуктов сгорания в начале следующего, третьего хода
поршня, кинематически повторяющего первый. Дальнейшее дви-
жение поршня к НМТ сопровождается расширением газов, при
котором сообщенное им тепло частично преобразуется в работу.
Поскольку расширение газов происходит при более высоком
давлении, чем сжатие смеси, то полученная работа превышает
работу, затраченную на сжатие, и избыток работы (за вычетом
ее потерь в двигателе) передается воздушному винту /. Послед-
ний, четвертый, ход поршня происходит при открытом выпуск-
ном клапане 10 и движение поршня к ВМТ сопровождается вы-
теснением отработавших газов в атмосферу.
В наиболее общей форме можно считать, что мощность порш-
невого (in любого другого) двигателя (а следовательно, и полу-
чаемая R) определяется расходом потребляемого им топлива и
достигаемой в нем степенью использования содержащейся в топ-
ливе химической энергии. Поскольку, однако, химическая энер-
гия преобразуется в тепловую, то для ее эффективного исполь-
зования необходимо располагать достаточным для сжигания топ-
лива количеством воздуха. Используемый для этого расход воз-
духа по объему в десятки тысяч раз превышает расход жидкого
топлива, поэтому мощность двигателя в основном определяется
тем расходом (воздуха, который может быть в нем достигнут,
тогда как подача топлива в любом (практически требуемом)
количестве особых затруднений не вызывает.
Расход воздуха GB (кг/с) через поршневой двигатель можег
быть выражен следующим уравнением:
(1.6)
1 £\j
где i — число цилиндров;
п — частота вращения коленчатого вала в минуту;
Vh — объем, описанный поршнем за один ход, так называе-
мый рабочий объем цилиндра;
12
qk — плотность воздуха, поступающего в цилиндры;
— коэффициент наполнения.
Коэффициент наполнения — это поправочный коэффициент,
с помощью которого учитывают то обстоятельство, что вследст-
вие гидравлических потерь, подогрева от стенок и других причин
действительная масса воздуха, поступившего в цилиндр за один
ход поршня, не равна ркОл.
Таким образом, расход воздуха определяется воздушным за-
рядом, заполняющим один цилиндр за один ход поршня ркХ
Хадт, числом служащих для заполнения цилиндра ходов порш-
п
ня в секунду —и числом цилиндров в двигателе i.
Из возможных путей получения большего расхода воздуха
наибольший интерес представляли те из них, при которых обус-
ловленное увеличением (7В повышение мощности происходило
в большей степени, чем возрастал вес двигателя, т. е. при кото-
рых одновременно с ростом мощности снижался его удельный
вес (в данном случае вес на единицу мощности).
Чрезмерное увеличение размеров цилиндра, т. е. рабочего
объема цл, оказывалось невыгодным, так как происходящее при
этом повышение силовых и тепловых нагрузок сильно утяжеляло
конструкцию и требовало снижения п. В результате, несмотря на
увеличение мощности, удельный вес двигателя сильно возрастал.
Поэтому все двигатели имели диаметр цилиндра, не превышаю-
щий 160 мм.
Наибольший эффект от увеличения Св достигался при повы-
шении п и рк (путем предварительного сжатия поступающего
в цилиндры воздуха с помощью специальных компрессоров).
В этих случаях мощность двигателя возрастала при одних и тех
же i и Гл, что приводило к существенному снижению удельного
веса, поскольку сохранение надежности требовало относительно
небольшого утяжеления конструкции. Вначале некоюрый поло-
жительный эффект давало увеличение i (от 4—6 до 12—18), так
как при этом общий вес остальных конструктивных элементов
повышался менее сильно'.
Созданию более легких двигателем в сильной степени способ-
ствовала разработка более совершенных конструкций м способов
производства, а также более прочных и более легких материалов
(легированных сталей, легких сплавов и др.).
Все указанные мероприятия привели к резкому улучшению
мощностных и весовых данных поршневых двигателей в основ-
ной период их интенсивного развития (примерно 1910—1945 гг.):
мощность увеличилась от 40—80 до 1500—2СЮ0 кВт, а удельный
вес снизился от 4—5 до 0,65—0,80 кгс/кВт. При этом п возросла
от 800—1000 до 3000 об/мин и более, а давление поступающего
в цилиндры воздуха повысилось до 3 • 105 Па (у земли). Однако
экономичность двигателей изменилась несильно, так как все
располагаемые возможности использовались для повышения
мощности и снижения удельного веса, имевших основное зна-
чение.
Начиная с 40-х годов, дальнейшее снижение удельного веса
двигателей и силовых установок ® целом встречало все более
серьезные трудности. Длительное форсирование рабочего про-
цесса (путем увеличения п и рк) привело к тому, что возможнос-
ти обеспечения надежности конструкции при все возрастающих
силовых и тепловых нагрузках оказались в значительной степе-
ни исчерпанными. Дальнейшее форсирование давало некоторый
выигрыш в мощности, но необходимое усиление конструкции
приводило к сопоставимому увеличению веса.
Для удовлетворения требований к повышению мощности ока-
залось необходимым пойти на увеличение числа цилиндров I, ко-
торое к 50-м годам возросло до 28—56. Это позволило поднять
мощность до 4000 кВт, но без существенного снижения удельно-
го веса. Однако такое повышение мощности при примерно пр®-
порциональном возрастании веса двигателя приводило лишь к
созданию все более тяжелых и сложных силовых установок, ко-
торые сильно увеличивали размеры самолетов, не улучшая су-
щественно их летные характеристики.
Возникающие практически непреодолимые трудности были
в первую очередь обусловлены принципиальными особенностя-
ми рабочего процесса поршневых двигателей, которые не позво-
ляют иметь при относительно малом весе конструкции большие
расходы воздуха, а следовательно, и мощности. Эти особенности
заключаются в следующем.
1.	Поступление воздуха в цилиндры происходит периодичес-
ки, лишь в течение примерно одного хода поршня из четырех,
за которые протекает рабочий цикл, т. е. примерно в течение 'А
всего времени работы двигателя.
2.	Пульсирующий характер воздушного потока сильно огра-
ничивает допустимую скорость, поскольку после поступления
воздуха в цилиндры при остановке потока его кинетическая
энергия почти полностью теряется.
3.	Впуск воздуха через периодически поднимаемые клапаны
крайне ограничивает возможные размеры проходных сечений по
отношению к размерам'всего двигателя.
4.	Герметичность объема цилиндра достигается контактным
(с помощью упругих колец) уплотнением зазора между порш-
нем и стенкой цилиндра. Боковая поверхность поршня тоже
прижимается к стенке цилиндра значительными усилиями. Все
это требует смазки и сильно ограничивает максимально допусти-
мую скорость поршня, а следовательно, и частоту вращения ко-
ленчатого вала п.
5.	Возвратно-поступательное движение поршня является ис-
точником появления больших сил инерции, что также ограничи-
вает возможную п.
1-1
Особенностью поршневых двигателей является также то, что
получаемые в результате сгорания высокие температуры и дав-
ления газов (2500—3000 К и 80 • 105~100 • 105 Па) требуют ин-
тенсивного охлаждения цилиндра и поршня. Должно охлаждать-
ся и циркулирующее смазочное масло, которое сильно нагрева-
ется в двигателе. Для передачи внешнему воздуху отводимого
тепла должны применяться специальные устройства (радиато-
ры, ребристые поверхности и др.), которые увеличивают вес,
а главное, аэродинамическое сопротивление силовой установки,
роль которого резко (возрастает по мере повышения скорости
полета.
Снижению удельного веса силовых установок сильно препят-
ствовало и использование воздушного винта, так как с увеличе-
нием скорости полета и поглощаемой мощности обусловленное
им утяжеление силовой установки становилось все более сущест-
венным.
Поскольку силовые установки с поршневыми двигателями
практически исчерпали свои возможности, то приобрела боль-
шую актуальность разработка принципиально новых установок
с воздушно-реактивными двигателями (ВРД).
Наиболее простым по схеме и устройству типом ВРД, в ко-
тором ©месте с тем ясно видны общие принципиальные особен-
ности подобных двигателей, является прямоточный воздушно-
реактивный двигатель (ПВРД).
Как уже отмечалось, любой реактивный двигатель должен
выполнять две функции — развивать работу за счет тепла, вы-
деляющегося при сжигании топлива, и использовать эту работу
для разгона газов в двигателе. При этом для преобразования
тепла в работу рабочий процесс двигателя должен реализовы-
вать термодинамический цикл с сообщением газам тепла при по-
вышенном давлении и их последующим расширением. Необходи-
мые для этого элементы устройства ПВРД для дозвуковых ил и
примерное изменение по тракту двигателя основных параметров
потока — скорости с, давления р и температуры Т — показаны
на рис. 1.3.
Как видно, двигатель состоит из трех основных частей: вход-
ного устройства — диффузора (//'—в), камеры сгорания (в—г)
и выходного сопла (г—с). В диффузоре происходит уменьшение
скорости ©оздуха, которое обычно начинается до поступления
его в двигатель; в результате на участке Н—Н'—в снижается с
и теряемая кинетическая энергия в основном используется на
работу сжатия этого же воздуха, р и Т которого повышаются.
В камере сгорания Т возрастает и уменьшение плотности газов
приводит к увеличению с\ по этой же причине, а также из-за
гидравлических потерь р несколько падает. В выходном сопле
вследствие уменьшения р газы, расширяясь, совершают работу,
идущую в основном на увеличение их кинетической энергии, при-
чем Т снижается. Поскольку расширение газов происходит при
15
более высоком уровне температур, чем сжатие, то увеличение их
кинетической энергии превышает уменьшение ее при сжатии.
В результате кинетическая энергия потока возрастает и получа-
емое приращение скорости (сс—обусловливает создание дви-
гателем тяги.
Рис. 1.3. Принципиальная схема дозвукового прямоточного
воздушно-реактивного двигателя и изменение параметров га-
зового потока по его тракту:
Я'—в—входное устройство; s—г—‘камера сгорания; е—с—выходное
сопло; ф~форсунка впрыска топлива
Тракт двигателя представляет собой спрофилированный от-
крытый трубчатообразный канал, через который непрерывно те-
чет поток газов. Получение в таком канале перепадов давлений
возможно лишь путем использования газодинамических сил, т. е.
сил ишерции газов, возникающих при изменении величины или
направления скорости газового потока.
Таким образом, в ПВРД процессы сжатия и расширения осу-
ществляются газодинамическими методами, тогда как >в поршне-
вом двигателе эти процессы получаются путем изменения объе-
ма неизменного количества заключенного в цилиндре почти
неподвижного таза, т. е. объемным способом. Поэтому из отличие
от поршневого двигателя рабочий процесс ПВРД может быть
16
эффективным лишь при достаточно высоких скоростях потока,
когда возможно иметь большие газодинамические силы.
Протекание рабочего процесса в непрерывно движущемся
высокоскоростном потоке и относительно широкие проходные
сечения тракта делают возможным получение в ПВРД расходов
воздуха, в сотни раз больше достигнутых в поршневых двигате-
лях. Это позволяет сжигать очень много топлива и тем самым
иметь большое количество тепла для преобразования его в ра-
Рис. 1.4. Принципиальная схема сверхзвукового ПВРД
Однако при дозвуковых скоростях полета располагаемая ки-
нетическая энергия поступающего воздуха способна повысить
его давление не более чем в 1,6—1,75 раза, что обеспечивает пре-
образование в работу только 8—10% располагаемого тепла. По-
этому дозвуковые ПВРД малоэкономичны и развивают неболь-
шие тяги по отношению к имеющемуся расходу воздуха. Для
получения достаточной эффективности рабочего процесса необ-
ходимо иметь большее повышение давления при сжатии (не ни-
же чем в 4—6 раз) и, следовательно, сверхзвуковые скорости
полета уп. Схема применяемых при этих <’п так называемых
сверхзвуковых ПВРД (СПВРД) показана на рис. 1.4. Как вид-
но, СПВРД отличается от дозвукового формами входного уст-
ройства и выходного сопла. Входное устройство имеет централь-
ное тело, позволяющее снизить гидравлические потери, резко
возрастающие при замедлении сверхзвукового потока. Выходное
сопло имеет уширяющуюся часть, необходимую для получения
сверхзвуковой скорости. СПВРД при скоростях полета две-три
скорости звука обладают высокой экономичностью и развивают
большие тяги при малой массе и относительно простом уст-
ройстве.
Таким образом, эффективность ПВРД полностью определя-
ется величиной vn. Поэтому ПВРД не может обеспечить взлет
летательного аппарата, когда сп=0, и при его применении необ-
ходимы специальные стартовые устройства для разгона лета-
тельного аппарата до достаточно большой скорости полета. От-
сутствие взлетной тяги и очень сильная зависимость данных
ПВРД от t>n не позволяют его использовать в качестве основно-
БИБЛМОТЕКА
Пер^ечсого политех-
17
го двигателя силовых установок самолетов, которые эксплуати-
руются в широком диапазоне vn. Этот двигатель применяется
главным образом на летательных аппаратах одноразового дей-
ствия специального назначения (самолетах-снарядах и др.), т. е.
в тех случаях, когда особенно ценны их преимущества — высокая
эффективность при очень большихtvn и относительная легкость
и простота конструкции.
Рис. 1.5. Принципиальная схема пульсирующего воздуш-
но-реактивного двигателя и изменение давления в его
камере сгорания по времени:
1—входное устройство; 2—клапанная решетка (Z—пластинчатый кла-
пан закрыт; 2"—пластинчатый клапан открыт}; 3—форсунки впрыска
топлива; 4—'камера сгорания; 5—выходное сопло
Для устранения основных недостатков ПВРД были разрабо-
таны так называемые пульсирующие ВРД (ПуВРД). Как видно
на рис. 1.5, они отличаются от ПВРД одним дополнительным ос-
новным элементом — клапанной решеткой 2, упругие пластинча-
тые клапаны которой автоматически перекрывают канал, не до-
пуская перетекания газа из камеры сгорания во входное уст-
ройство.
При поджигании топлива электрической искрой в камере
сгорания происходит местное повышение давления, которое при-
водит к закрытию клапанов (см. рис. 1.5, поз. 2х); в результате
18
газ расширяется в одном направлении и вытекает через сопло.
Возникающая при этом реактивная сила и используется как тя-
га. В конце расширения благодаря инерции движущегося газа
при достаточной длине сопла в зоне клапанов возникает значи-
тельное разрежение, под действием которого клапаны открыва-
ются (см. рис. 1.5, поз. 2") и камера сгорания заполняется но-
вой порцией воздуха. В дальнейшем цикл повторяется сначала.
Изменение давления р в камере сгорания по времени т показано
на рис. 1.5.
Пульсирующий характер рабочего процесса позволяет иметь
избыточное (против атмосферного) давление при сгорании .и в
случае отсутствия скорости полета. Поэтому ПуВРД в отличие
от ПВРД развивает на старте тягу. Однако наряду с этим един-
ственным преимуществом ПуВРД имеют много недостатков.
Периодическое (а не непрерывное) поступление воздуха в ка-
меру сгорания через загромождающую канал и обладающую
большим гидравлическим сопротивлением клапанную решетку
приводит к тому, что в полете ПуВРД имеет намного меньший
расход воздуха, чем ПВРД с теми же поперечными размерами.
Эти же обстоятельства не позволяют эффективно использовать
кинетическую энергию поступающего в двигатель воздуха.
В итоге при больших скоростях полета ПуВРД получаются на-
много более тяжелыми, громоздкими м менее экономичными,
чем ПВРД.
Хотя на старте и при небольших скоростях полета ПуВРД
имеют преимущества перед ПВРД, большой удельный вес и низ-
кая экономичность (из-за отсутствия существенного предвари-
тельного сжатия воздуха) не позволили им успешно конкуриро-
вать с другими типами авиационных двигателей. Они находили
некоторое применение на самолетах-снарядах и летающих моде-
лях, но не получили дальнейшего развития.
Основное направление в разработке практически ценных са-
молетных ВРД заключалось в использовании непрерывности
движения поступающего в двигатель воздуха при создании усло-
вий, позволяющих иметь достаточно высокое сжатие воздуха
при любой (в том числе и нулевой) скорости полета. Очевидно,
что для достижения этой цели было необходимо использовать
не только сжатие воздуха скоростным напором, но и его сжатие
с помощью компрессора.
Применять для сжатия воздуха поршневые компрессоры
оказалось нецелесообразным, так как им свойственны те же не-
достатки, что и поршневым двигателям (большой вес и малая
производительность по расходу воздуха). Успешное решение за-
дачи стало возможным лишь после разработки эффективных ло-
паточных компрессоров, в которых сжатие воздуха осуществля-
ется газодинамическими методами, что делает их высокопроиз-
водительными и легкими. В этих компрессорах сжатие происхо-
дит в воздушном потоке, причем необходимая работа сообщает-
19
ся воздуху перегораживающими поток вращающимися лопатка-
ми. Различают два основных типа лопаточных компрессоров —
осевые и центробежные; в последних в отличие от осевых для
сжатия используются и центробежные силы, возникающие во
вращающемся (закрученном) воздушном потоке.
Использование компрессора влечет за собой необходимость
располагать источником потребляемой им работы. Единствен-
ным рациональным решением явилось применение для этой це-
ли тоже лопаточной, но расширительной машины — газовой тур-
бины, которая при малом весе может пропускать большие расхо-
ды газа. В газовой турбине поток расширяется и, воздействуя на
вращающиеся лопатки, создает на валу турбины крутящий мо-
мент. Поскольку лопаточные компрессоры и турбины действуют
на основе одних и тех же физических явлений, то они могут вы-
полняться с одинаковой частотой вращения и тем самым разме-
щаться на общем валу без каких-либо промежуточных передач,
что очень важно для получения более легкой и простой конструк-
ции двигателя. Производимая турбиной работа используется
также для вращения агрегатов двигателя и компенсации потерь
из-за трения в его механизмах.
4
Рис. 1.6. Принципиальная схема турбореактивного двигателя:
Н—fl—входное устройство; в—к—компрессор; к—?—камера сгорания; с -т—
турбина; т—т'—выходной канал; Т—с—выходное сопло
Воздушно-реактивные двигатели с компрессором и турбиной
называются турбореактивными двигателями (ТРД).
Как видно на рис. 1.6, ТРД отличается от ПВРД двумя допол-
нительными элементами — компрессором (в—к) и турбиной
(г—т); кроме того, у многих двигателей выходное сопло (т'—с)
связано с турбиной выпускным каналом (т—т'), служащим для
перестройки выходящего из турбины кольцевого газового потока
на цилиндрический.
Применение компрессора и турбины приводит к тому, что
процессы сжатия и расширения происходят в два этапа соответ-
ственно во входном устройстве и компрессоре и в турбине ai вы-
ходном сопле. При этом давление за турбиной должно быть та-
ким, чтобы получаемый в ней перепад давлений позволял иметь
требуемую мощность.
20
При дозвуковых скоростях полета даже в первых образцах
ТРД давление воздуха повышалось в компрессоре не менее чем
в три-четыре раза, тогда как в ПВРД оно возрастает не более
чем в 1,75 раза. Таким образом, в ТРД основное значение имеет
сжатие воздуха в компрессоре, что делает рабочий процесс дви-
гателя относительно мало зависящим от скорости полета. Вмес-
те с тем достаточно высокое повышение давления позволило уже
в первых образцах получить приемлемую экономичность. По
этим причинам ТРД явился основным типом ВРД, который обес-
печил новый этап развития авиационных силовых установок.
Успешному созданию первых ТРД в немалой степени способ-
ствовал накопленный громадный опыт проектирования и изготов-
ления высокосовершенных поршневых двигателей, в которых
уже использовались в качестве вспомогательных агрегатов дос-
таточно эффективные лопаточные компрессоры и газовые тур-
бины.
В ТРД лопатки компрессора и турбины вращаются в корпусе
двигателя с зазором и при надлежащей балансировке не порож-
дают существенных неуравновешенных сил инерции; это позво-
ляет иметь очень высокие скорости их движения — сотни метров
в секунду, тогда как в поршневых двигателях максимальная
скорость поршней не превышает 20 м/с. В результате ® лопаточ-
ных машинах газодинамические процессы могут протекать при
больших скоростях газового потока, что обеспечивает их доста-
точную интенсивность. Кроме того, использование высокоско-
ростного непрерывного потока и больших проходных сечений
делает возможными расходы воздуха, в десятки раз превышаю-
щие достигнутые в наиболее мощных поршневых двигателях.
Вместе с тем процессы сжатия и расширения в лопаточных
машинах происходят с большими потерями, чем в цилиндрах
поршневого двигателя (из-за перетекания воздуха в зазорах,
повышенных потерь на трение потока и пр.). Трудности охлаж-
дения горячих элементов двигателя (в основном вращающихся
деталей турбины) намного снижают допустимую температуру
газов по сравнению с используемой в поршневых двигателях.
Все это делает тепловой процесс ТРД менее совершенным.
Кроме того, очень большое значение имеет и то обстоятель-
ство, что в ТРД тяга получается путем разгона только того воз-
духа, который участвует в его рабочем процессе, тогда как Li-
поршневом двигателе с винтом тяга создается разгоном дополни-
тельной, намного большей массы воздуха, проходящего через
винт. Поэтому <в ТРД воздушный поток разгоняется больше, чем
при поршневом двигателе. В результате большая скорость и, сле-
довательно, кинетическая энергия выходящего газа обусловли-
вает значительное увеличение требуемой для получения той же
тяги работы, что и является основной причиной худшей эконо-
мичности ТРД. Вследствие влияния ®сех этих факторов при оди-
наковой тяге и дозвуковых скоростях полета расходы воздуха
21
и топлива в ТРД получаются более высокими, чем в поршневом
двигателе (особенно на старте и при малых скоростях полета).
Первые образцы ТРД имели на старте при одинаковой тяге
в три-пять раз больший расход топлива и в 15—20 раз боль-
ший расход воздуха, чем поршневые двигатели. Однако вес ТРД,
отнесенный к единичному расходу воздуха, получался в 30—
40 раз более низким. Это обстоятельство, а также отсутствие
винта и специальной системы охлаждения позволили при исполь-
зовании ТРД снизить стартовый удельный вес силовой установ-
ки (без учета топлива) более чем в два раза. В условиях поле-
та выигрыш в удельном весе получался еще значительней, так
что максимальная скорость самолетов смогла быть увеличена на
40—50%—примерно от 600—700 до 900—1000 км/ч. Поскольку,
однако, силовые установки с ТРД требовали существенно боль-
шего расхода топлива, то первоначально они использовались
только в скоростной авиации при небольшой продолжительности
полета (в основном на истребителях).
Рис 1.7. Принципиальная схема двухкаскадного турбореактивного дви-
гателя:
1 -каскад низкого давлении; 2—каскад высокого давления; Н'—в—входное уст-
ройство; в—Ку—компрессор низкого давления; К[—к—компрессор высоко.о давле-
ния; к- v—камера сгорания; г т; -турбина высокого давления; г,—I—турбина
низкого давления; т-т'—выходной канал; т'—с— выходное сопло
Дальнейшее развитие ТРД шло в направлении повышения
экономичности и снижения веса, что потребовало увеличения
давления и температуры газов. Многолетние исследования осе-
вых компрессоров позволили поднять давление в конце сжатия
в стартовых условиях от (З-е-4) *'105 до (154-20) • Ю5 Па. Приме-
нение более жаропрочных материалов и воздушного охлаждения
турбин сделало возможным повысить температуру газа перед
турбиной от 1000 до 1500—1550 К-
х Использование высоких давлений сжатия затруднило сохра-
нение эффективной работы компрессоров в различных условиях
эксплуатации, главным образом при переменных частотах вра-
щения^}Для решения этой задачи в ряде случаев стали приме-
нять так называемый двухкаскадный ТРД .(рис. 1.7), который
22
образован двумя коаксиально расположенными кинематически
несвязанными турбокомпрессорами — каскадами: каскадом низ-
кого 1 и каскадом высокого 2 давления. В таком .двигателе воз-
дух последовательно сжимается в двух компрессорах—-сначала
низкого в—zq, а затем высокого ;ct—к давления, каждый из кото-
рых вращается своей турбиной — низкого п—т и высокого г—п
давления. В зависимости от режима работы двигателя соотно-
шение между частотами вращения обоих каскадов автоматичес-
ки изменяется и обеспечивает достаточную эффективность дей-
ствия компрессоров.
Требования к повышению располагаемой тяги обусловили
создание двигателей со все большим расходом воздуха, который
в настоящее время доходит в стартовых условиях до 200 кг/с
против 20—-40 кг/с у первых образцов.
Для получения все более легких и компактных конструкций
были разработаны более совершенные приемы конструирования
с использованием новых материалов и способов изготовления.
В результате современные мощные ТРД развивают в стартовых
условиях тягу до 150 кН против 10—20 кН у первых образцов,
причем их удельный вес снизился от 0,4—0,7 до 0,20 Н/Н*'тяги,
а часовой массовый расход топлива на 1 Н тяги (удельный рас-
ход топлива) уменьшился от 0,11—0,135 до 0,085 кг/Н-ч.
В начальный период своего развития ТРД обеспечивали бо-
лее высокие скорости полета, но для разгона скоростных само-
летов до необходимой для взлета скорости требовалась большая
длина взлетных полос на аэродромах. Этот недостаток мог быть
устранен при возможности хотя бы кратковременного увеличе-
ния тяги (на период взлета) без существенного утяжеления дви-
гателя, т. е. путем форсирования тяги.
Основным способом увеличения тяги при неизменном расхо-
де воздуха является повышение температуры газа, что увеличи-
!вает работу расширения, а следовательно, и скорость вытекаю-
щего потока газов. В этом отношении рабочий процесс ТРД
обладает большими возможностями, поскольку при полном
использовании кислорода воздуха для сжигания топлива тем-
пература газа может быть повышена до 2500—2800 К. Однако
допускаемая температура намного меньше, поскольку она огра-
ничена конструктивно-технологическими возможностями обеспе-
чения надежной работы турбины. Поэтому в камере сгорания
для сжигания топлива используется лишь небольшая часть
имеющегося в воздухе кислорода.
Хотя выходное сопло работает при более низкой температуре
газа, чем турбина, по своему устройству оно может, наоборот,
допускать более высокую температуру, поскольку не имеет вра-
щающихся нагруженных элементов конструкции и по своей кон-
фигурации более доступно для охлаждения. Вместе с тем повы-
шение температуры газа может увеличить работу расширения
23
в сопле, а следовательно, скорость истечения газа и тягу двига-
теле
^Повышение температуры газа перед соплом (при неизмен-
ной температуре перед турбиной)_ может быть получено только
путем.„.сжш:дш1я дJLклме-
ре сгорания, расположенной-Ашжду турбиной ^соплом. Подоб-
ная камера сгорания получила название форсажнойГс ней для
сжигания топлива служит кислород воздуха, не использованный
в основной камере сгорания^
Рис. 1.8. Принципиальная схема турбореактивного двигателя с фор-
сажной камерой:
Н'—в—входное устройство: в—к—компрессор; к—г—’камера сгорания; г—т—
турбина; т—форсажная камера; ф~с—выходное сопло
Принципиальная схема ТРД с форсажной камерой—ТРДФ—
показана на рис. 1.8. В большинстве случаев применение фор-
сажной камеры т—ф требует устройства выходного сопла с ре-
гулируемой (изменяемой) площадью проходного сечения. Это
объясняется тем, что при работающей форсажной камере вслед-
ствие роста температуры сильно повышается объемный расход
газа, для чего проходное сечение сопла должно быть увеличено
(сопло раскрывается).
Применение форсажных камер позволило поднять стартовую
тягу на 30—50% при относительно небольшом утяжелении дви-
гателя и тем самым решило задачу улучшения взлетных харак-
теристик самолетов. Вместе с тем сжигание в форсажной камере
дополнительного топлива при более низком давлении, чем ос-
новного, приводит к худшему преобразованию выделяющегося
тепла в работу, а более высокие скорости выходящего газа обус-
ловливают менее совершенное использование полученной работы
на создание тяги. Все это сильно снижает экономичность двига-
теля на взлетном форсированном режиме, так что выигрыш в
тяге достигается очень большим перерасходом топлива.
В дальнейшем форсажные камеры стали использоваться и
как мощное средство улучшения летных качеств самолетов —
максимальной скорости и высоты полета, маневренности и др.
В настоящее время ТРДФ является основным типом двигателя
для самолетов с большими сверхзвуковыми скоростями полета,
которые достигли порядка 3000 км/ч на высотах 18—20 км. По-
24
силовой
вес запаса топлива
установки при использо-
7/
двигателя:
сгорания:
Рис. 1.9. Принципиальная схема турбовинтового
входное устройство; в—к—компрессор; к—г—кам ера
г—-т—турбина, т—с—выходной канал
добные скорости полета и обусловленное ими высокое скорост-
ное сжатие позволяют сохранять удовлетворительную экономич-
ность и при работе двигателя на форсированном режиме.
' Как уже отмечалось, худшая экономичность ТРД, чем порш-
невых двигателей с винтом, делала невыгодным их применение
на пассажирских и транспортных самолетах, летающих на боль-
шие (без посадки) расстояния: снижение веса конструкции не
компенсировало сильно возрастающий
полет, поэтому удельный вес
вании ТРД увеличивался.
на
Поскольку основной причиной лучшей экономичности сило-
вой установки с поршневым двигателем, чем с ТРД, было при-
менение винта, то вскоре после создания первых ТРД с целью
использования преимуществ их более легкой конструкции были
разработаны на их основе газотурбинные двигатели, предназна-
ченные для вращения винта; эти двигатели получили название
турбовинтовых (ТВД).
В ТВД (рис. 1.9) рабочий процесс служит для получения ра-
боты, сообщаемой винту. Поэтому в ТВД в отличие от ТРД поч-
ти все расширение газа происходит в турбине г—т, и ее мощ-
ность получается больше потребляемой в самом двигателе (на
вращение компрессора и других агрегатов); избыток мощности
дередается на винт/ За турбиной расположен только выходной
канал т—с, служащий для отвода газа в атмосферу. Таким об-
разом, в ТВД получаемая из тепла механическая работа в ос-
новном потребляется винтом и лишь небольшая ее часть затра-
чивается на кинетическую энергию уходящих из двигателя газов.
25
Поскольку окружная скорость на концах лопастей винта ог-
раничена, а по соотношению расходов воздуха диаметр винта
во много раз больше диаметра компрессора, то привод винта
возможен только через редуктор частоты вращения. Применение
редуктора, снижающего п винта, является основной особенно-
стью ТВД.
Благодаря применению винта при одинаковом расходе воз-
духа (и соответственно топлива) через двигатели стартовая тя-
га ТВД с винтом в среднем в 3,5—4,5 раза превышает тягу
ТРД. Вместе с тем необходимость более сильного расширения
газов в турбине ТВД, чем ТРД, усложняет и утяжеляет ес кон-
струкцию. Наиболее сильно утяжеляет двигатель редуктор, вес
которого получается весьма значительным, поскольку он должен
понижать п в 10—25 раз (с таким же увеличением передавае-
мого крутящего момента)-. Большой вес имеет и сам воздушный
винт. В результате при одинаковом расходе воздуха ТВД вместе
с винтом получается в 3—4 раза тяжелее ТРД. Тем не менее си-
ловая установка с ТВД обеспечивала лучшие данные пассажир-
ских и транспортных самолетов, летающих с умеренными ско-
ростями (до 600—700 км/ч), и поэтому получила широкое рас-
пространение в 50-е годы. Ее основным преимуществом перед
установкой с поршневым двигателем был меньший вес конструк-
ции, а перед установкой с ТРД — меньший <вес запаса топлива.
Кроме того, применение ТВД позволило увеличить мощность
винтовых двигателей до 7000—10 000 кВт, что некоторое время
обеспечивало потребности выпускаемых все более крупных са-
молетов.
На основе ТВД созданы двигатели для других целей чем не-
посредственное вращение винта. Эти двигатели выпускаются
без редуктора, их мощность развивается на выводном валу тур-
бины, они называются турбовальными (ТВаД).
При выполнении ТВД или ТВаД по уже рассмотренной схе-
ме, при которой развивающая полезную мощность турбина рас-
положена на том же вале, что и компрессор, п компрессора всег-
да должна изменяться так же, как и п ведомого вала, связанно-
го с полезной нагрузкой. Это ограничение во многих случаях не
позволяет наиболее рационально использовать подобные двига-
тели и поэтому сильно ограничивает возможную область их при-
менения. Иля устранения этого недостатка разработаны двигате-
ли с двумя валами, на одном из которых расположен компрес-
сор и обслуживающая его (и весь двигатель) турбина, а на,
другом — вторая турбина, развивающая полезную мощность..j
Такие двигатели получили название двигателей со свободной
(силовой) турбиной; их можно рассматривать как ТРД, у кото-
рого выходное сопло заменено свободной турбиной; в обоих слу-
чаях турбокомпрессор представляет собой генератор сжатого
горячего газа, используемого или в выходном -сопле ТРД, или
26
J'J
£
в свободной турбине. Принципиальная схема ТВД со свободной
турбиной (тк—ст) показана на рис. 1.10.
Преимуществом двигателей со свободной турбиной является
независимость частоты вращения пТк турбокомпрессора от час-
тоты вращения пс.т свободной турбины. Так, при nTK=const
пс.т может изменяться от нуля до предельно допустимого для
свободной турбины значения в зависимости от величины полез-
ной нагрузки, т. е. от создаваемого ею крутящего момента сопро-
тивления.
Рис. 1.10. Принципиальная схема турбовинтового двигателя со
свободной турбиной:
Н'—в—входное устройство; в— к—компрессор; к—г—камера сгорания;
а—т к—турбина компрессора; т к~-с. т—свободная турбина; с. т—с—вы-
ходной канал
Разработанные ТВД послужили основой при создании газо-
турбинных двигателей и для вертолетов, так как замена ими
поршневых двигателей позволяла существенно снизить вес сило-
вой установки. Диаметр несущего винта вертолета намного
больше самолетного (он достигает 35 м), поэтому при газотур-
бинном двигателе частота вращения ротора п должна снижать-
ся в редукторе больше, чем в ТВД, — в 100 раз и более. Получа-
емый при этом редуктор настолько сложен, что он не включается
в конструкцию двигателя, а выпускается как отдельный агре-
гат — главный редуктор вертолета. Поэтому для вертолетов ис
пользуются ТВаД.
Для повышения безопасности полетов на вертолетах (кроме
самых легких) применяют силовые установки с двумя или тремя
ТВаД, которые присоединены к общему редуктору. При этом це-
лесообразно применение ТВаД со свободной турбиной, что по-
зволяет упростить всю установку и облегчает равномерное рас-
пределение поглощаемой винтом мощности между отдельными
27
двигателями. Поэтому ТВаД со свободной турбиной является
основным типом двигателя для вертолетов (рис. 1.11).
Газотурбинные двигатели, обеспечивая возможность созда-
ния более легких и мощных двигателей, чем поршневые, доволь-
но долго не могли конкурировать с ними при малых и средних
мощностях, при которых требуемый расход воздуха не превыша-
ет 3—5 кг/с. Это объясняется тем, что при уменьшении размеров
газовоздушного тракта ниже определенного предела (зависяще-
го от уровня проектирования и изготовления) их экономичность
начинает резко падать вследствие относительного возрастания
потерь. Кроме того, для поддержания тех же окружных скорос-
тей лопаток компрессора и турбины при уменьшении размеров
необходимо повышать частоту п, что вызывает дополнительные
конструктивные и технологические трудности. Однако по мере
совершенствования конструирования и изготовления минималь-
но целесообразная размерность двигателей снижалась. В насто-
ящее время ТВД и ТВаД успешно применяются и при небольших
мощностях (до 200—300 кВт), охватывая практически почти
весь диапазон мощностей, требуемых в авиации.
Рис. 1.11. Принципиальная схема турбовального двигателя со
свободной турбиной:
Н'—п—входное устройство; в—к—компрессор; к—г—’камера сгорания;
г—т «—турбина компрессора; т к—с. т—свободная турбина; с. т—с—
выходной канал
К середине 60-х годов непрерывное увеличение объема воз-
душных перевозок и улучшение условий эксплуатации сделали
целесообразным дальнейшее повышение пассажирских само-
летов и применение все более тяжелых (с большей грузоподъем-
ностью) машин, рассчитанных на 200—300 и более пассажиров.
Необходимые для подобных самолетов силовые установки с тя-
гами в сотни килоньютон оказались трудно выполнимыми при
использовании ТВД: требуемые большие размеры винтов увели-
чивали их вес и снижали допустимую частоту вращения винта
пв, что утяжеляло редуктор. Помимо этого, при повышении оп
снижается основное преимущество применения винта — выигрыш
в расходе топлива. По этим причинам в настоящее время полу-
чил широкое распространение третий основной тип авиационно-
28
го газотурбинного двигателя: турбореактивный двухконтурный
двигатель ТРДД (рис. 1. 12). Он имеет два кольцевых коакси-
альных газовоздушных тракта: внутренний, образующий первый
контур, и внешний, образующий второй контур.
Рис. 1.12. Принципиальная схема двухкаскадного двухконтурного турбореак-
тивного двигателя (с раздельным выходом):
Я'—в—входное устройство; в—Кц и Кц—кг—компрессоры низкого н высокого давления
I контура; Kj—e—камера сгорания; г—и ti—t—турбины высокого и низкого давления;
т—т'—-выходной какал I контура; т'— Cj—выходное сопло 1 контура; е—Кц—компрессор
II контура; Kjj— Kjj'—выходной канал II контура; Kj/—Cjj—выходное сопло II контура
Первый контур является основным и служит, как и газовоз-
душные тракты ТРД и ТВД, для получения работы при сжига-
нии топлива. Соответственно он содержит те же, необходимые
для выполнения этой задачи, основные элементы. Однако по
способу использования получаемой работы этот контур являет-
ся промежуточным между ТРД и ТВД. В ТРД вся располагае-
мая работа используется при расширении газа в выходном соп-
ле для увеличения кинетической энергии этого же газа; поэ-
тому мощность турбины обеспечивает лишь потребности самого
двигателя. В ТВД работа расширения газа в основном реализу-
ется в турбине, избыточная мощность которой передается на
винт, и лишь небольшая часть этой работы затрачивается на
кинетическую энергию уходящего газа. В первом же контуре
ТРДД расширение газа в турбине происходит в большей степе-
ни чем это необходимо для обеспечения потребностей самого
контура, поэтому турбина развивает избыточную мощность, но
давление газа за турбиной поддерживается настолько большим,
что обычно сохраняется выходное сопло, в котором происходит
дальнейшее расширение газа.
Второй контур служит лишь для разгона поступающего в не-
го воздушного потока, который не участвует в тепловом пронес-
се. Необходимая для этого работа сообщается воздуху вентиля-
тором или низконапорным компрессором, на вращение которого
затрачивается избыточная мощность турбины, получаемая в пер-
вом контуре. Поэтому вентилятор (низконапорный компрессор)
в данном случае выполняет ту же функцию, что и воздушный
винт, т. е. является движителем.
Таким образом, в ТРДД тяга создается совместным действи-
ем обоих контуров. Характерной его особенностью является то»
что он включает в себя и элементы ТРД, и элементы движителя.
Рис. 1.13. Принципиальная схема камеры смешения и
форсажной камеры двухконтурного турбореактивного
двигателя со смешением потоков обоих контуров:
9
к jI —сл<—камера смешения; см—ф—форсажнья камера;
ф—с—выходное сопло
Относительно большой диаметр лопаточных венцов, обслу-
живающих второй контур, ограничивает возможную частоту л,
поэтому ТРДД обычно выполняется по двухкаскадной схеме
(рис. 1.12), причем второй каскад (высокого давления) работа-
ет при более высокой п, чем первый. Лопаточные венцы второго
контура в—Кц служат также и для начального сжатия возду-
ха, поступающего в первый контур. Кроме них первый каскад
может включать и компрессор низкого давления первого конту-
ра, как это видно на рис. 1.12.
Выходные устройства ТРДД могут выполняться двумя спо-
собами: с отдельными выходными соплами в первом т'—и вто-
ром Кц'—си контурах и с расположенной за турбиной камерой
смешения воздуха и газа и единым выходным соплом.
Благодаря отсутствию винта и редуктора силовая установка
с ТРДД имеет намного меньший вес, чем с ТВД, но получается
более тяжелой, чем при ТРД. Однако в результате использова-
ния второго контура ТРДД при дозвуковых скоростях полета
обладает существенно лучшей экономичностью, чем ТРД, хотя
несколько худшей, чем ТВД. При высоких дозвуковых скоростях
30
полета (800—1000 км/ч) ТРДД позволяет достигать наилучше-
го соотношения между весами конструкции и запаса топлива,
обеспечивающего наименьший вес силовой установки.
В некоторых случаях оказывается целесообразным приме-
нять на ТРДД кратковременное форсирование тяги (для повы-
шения максимальной скорости полета и улучшения взлета). Для
этой цели, как и в ТРД, служит форсажная камера сгорания,
которая обычно применяется при объединенных контурах после
(или вместо) камеры смешения т—см (рис. 1.13) перед выход-
ным соплом ф—с. При использовании форсажной камеры см—
ф второй контур, как и первый, начинает выполнять функции
реактивного двигателя, поскольку проходящий через него воз-
дух также участвует в процессе преобразования химической
энергии топлива в кинетическую энергию выходящего газа.
Двухконтурный турбореактивный двигатель с форсировани-
ем обеспечивает кратковременное получение больших сверхзву-
ковых скоростей полета и, вместе с тем, высокую экономичность
(при выключенной форсажной камере) на длительных крейсер-
ских режимах при полетах с умеренными скоростями.
1.3. Краткая история отечественных работ по
созданию авиационных газотурбинных двигателей
Как уже отмечалось, первые авиационные газотурбинные
двигатели (ГТД) были созданы в начале сороковых годов и в
небольшом количестве применялись в конце Великой Отечест-
венной войны. В дальнейшем ГТД чрезвычайно быстро совер-
шенствовались, поэтому в 50-х годах газотурбинный двигатель
становится основным типом авиационного двигателя сначала
в военной, а затем и в гражданской авиации.
Быстрое развитие авиационных газотурбинных двигателей
явилось результатом очень большой, творческой работы многих
коллективов ученых, конструкторов и работников производства.
Оно оказалось возможным потому, что эти двигатели создава-
лись на базе большого опыта, который был накоплен в процессе
конструирования и изготовления последних образцов весьма
совершенных отечественных авиационных поршневых двигате-
лей. Большое значение имели и проведенные ранее исследования
по теории рабочего процесса газотурбинных двигателей, их схе-
мам и основным элементам, а также уже имевшиеся конструк-
торские разработки. Очень важной была и успешная деятель-
ность авиационных учебных заведений, в которых был быстро
перестроен учебный процесс, введены новые специальности,
обеспечившие промышленность молодыми специалистами, хо-
рошо подготовленными в этой новой области авиационного дви-
гателестроепия.
Советскими учеными и инженерами работы по авиационным
газотурбинным двигателям были начаты еще в двадцатых го-
31
дах. Принципиальное значение имели основные положения тео-
рии и расчета воздушно-реактивного двигателя, опубликован-
ные проф. Б, С. Стечкиным в 1929 г. в статье «Теория воз-
душно-реактивного двигателя».
Созданию теории газовых турбин во многом способствовали
работы проф. В. В. У в а р о в а. В 1935 г. им был опубликован
капитальный труд «Газовые турбины», который длительное вре-
мя являлся настольной книгой для всех работников в области
газотурбостроения; позднее им были разработаны методы про-
филирования длинных турбинных лопаток и ряд вопросов тео-
рии охлаждаемых турбин и газотурбинных двигателей в целом.
С середины 30-х годов проф. В. В. Уваров с группой молодых
научных работников и инженеров работал над созданием авиа-
ционного газотурбинного двигателя, сначала на Коломенском
заводе, а в дальнейшем — в Центральном Институте авиацион-
ного моторостроения (ЦИАМ). Ряд участников этой группы яв-
ляются в настоящее время ведущими специалистами по авиаци-
онным газотурбинным двигателям (проф. В. X. А б и а н ц, проф.
С. М. Шляхтенко и др.)
В процессе разработки агрегатов наддува авиационных пор-
шневых двигателей в опытно-конструкторских бюро (ОКБ) и в
ЦИАМ был накоплен большой опыт по теории и проектирова-
нию центробежных компрессоров небольшой производительнос-
ти и малоразмерных газовых турбин, работавших на выходя-
щих из цилиндров газах. Этот опыт был обобщен в монографии
проф. В. И. Дмитриевского и проф. К- В. Холщевник о-
в а «Нагнетатели и наддув авиационных двигателей», вышед-
шей в свет в 1939 г.
В 30-х годах был также получен первый опыт создания цент-
робежных компрессоров большой производительности (комп-
рессор проф. В. В. Уварова, компрессор проф. Г. С. Ску-
бачевского и канд. техн, наук С. А. Трескина).
В 20-х и 30-х годах был предложен и ряд схем авиацион-
ных газотурбинных двигателей. Так, в 1924 г. В. И. Базаров
предложил схему ТВД, близкую к современной, с двухсторон-
ним центробежным компрессором, камерой сгорания и многосту-
пенчатой осевой турбиной. В середине 30-х годов А. М. Люль-
ка (в последующем академик, генеральный конструктор ряда
современных ТРД) предложил схему ТРДД с осевым компрес-
сором и вентилятором и схему ТРД с центробежным компрес-
сором. Осуществление его проекта ТРД было начато на Ленин-
градском заводе им. С. М. Кирова, где был изготовлен первый
опытный образец; однако в 1941 г. работы по этому двигателю
были прекращены в связи с началом Великой Отечественной
войны.
После окончания Великой Отечественной войны (со второй
половины 40-х годов) в нашей стране был развернут широкий
фронт научно-исследовательских и опытно-конструкторских ра-
32
бот по созданию и дальнейшему усовершенствованию различных
типов газотурбинных двигателей, обеспечивающих необходимые
характеристики самолетов и вертолетов различного назначения,-
Основными задачами научно-исследовательских работ были
выбор рациональных схем и параметров рабочего процесса газо-
турбинных двигателей применительно к условиям использования
последних, разработка методов расчета и проектирования, ис-
следование путей усовершенствования как двигателей в целом,
так и отдельных их элементов. Эти работы проводились главным
образом в ЦИАМ. (ведущий в этой области институт) совместно
с ОКБ, а также в некоторых других научно-исследовательских
институтах и на специальных кафедрах высших учебных авиа-
ционных заведений.
На первоначальном этапе постановкой научно-исследователь-
ских работ по новой тематике и созданием соответствующей
экспериментальной базы руководил в ЦИАМ начальник инсти-
тута проф. Т, М. Мелькумов. В дальнейшем деятельность
ЦИАМ возглавлял чл.-кор. АН СССР Г. П. Свищев.
В результате совместной работы ЦИАМ, ОКБ и других орга-
низаций успешно разрешались все новые проблемы, возникав-
шие по мере развития газотурбинных двигателей. При этом раз-
рабатывались общие вопросы теории двигателей и направлений
их развития (проф. С. М. Шляхтенко, проф. К. В. Холщев-
ников, д-р техн, наук И. Ф. Флоров и др.), разделы газовой
динамики, относящиеся к газотурбинным двигателям (проф.
Г. Н. Абрамович, проф. Г. Ю. Степанов и др.), пути усо-
вершенствования, методы теплового и газодинамического расче-
та и проектирования осевых и центробежных компрессоров
(акад. Б. С. Стечкин, проф. Л. Е. Ольштейн, проф.
Л. А. Симонов, проф. Р. М. Федоров и др.), турбин (проф.
В. В. У в а р о в, проф. В. X. А б и а н ц, проф. П. К. Казанджап
и др.), основных и форсажных камер сгорания (проф.
Н. В. Иноземцев, проф. Б. П. Лебедев, проф. А. В. Та-
лантов и др.). Большое значение имели исследования путей
создания высокотемпературных охлаждаемых турбин (проф...
К. М. Попов, проф. Г. С. Ж и р и ц к и й, проф. В. И. Л о к а и*
и др.). Весьма важными являлись также работы в области сис-
тем двигателя, особенно систем топливопитания и регулирования
(проф. А. А. Шевяков, проф. В. А. Боднер и др.). Были раз-
работаны методы прочностных расчетов элементов двигателей’
и установлены нормы прочности (проф. Р. С. Кинасошвилщ
проф. И. А. Б и р г е р и др.).
В результате проводившихся опытно-конструкторских работ
в одном из ОКБ под руководством генерального конструктора
академика В. Я. Климова в 1947 г. был выпущен отечествен-
ный ТРД с центробежным компрессором ВК-1, который уста-
навливался на истребителе МиГ-15 и других самолетах. Боль-
шой заслугой ОКБ являлась разработка не только конструкции
2	2563
33
этого совершенного по тому времени двигателя, но и технологии
его производства. В дальнейшем на базе двигателя ВК-1 были
созданы еще более совершенные его модификации.
Одновременно велись работы и над ТРД с осевыми компрес-
сорами. Большую роль в их разработке имели работы ОКБ,
возглавляемых акад. А. М. Люлька, акад. А. А. Мику л и-
ным и д-ром техн, наук В. А. Добрыниным. В начале 50-х
годов в этих ОКБ были созданы мощные ТРД, оказавшие боль-
шое влияние на развитие отечественной скоростной авиации.
В частности, разработанный под руководством А. А. Микули-
на и Б. С. Стечкина турбореактивный двигатель АМ-3 в на-
чале 50-х годов был установлен на скоростном бомбардировщи-
ке Ту-16, а его модификация РД-ЗМ500 до сих пор эксплуатиру-
ется на первом пассажирском турбореактивном самолете Ту-104.
В дальнейшем в этом ОКБ под руководством генерального кон-
структора акад. С. К. Туманского был создан ряд высоко-
эффективных ТРД.
К 60-м годам были разработаны ТВД и ТРДД для транс-
портных и пассажирских самолетов, имеющих высокие дозвуко-
вые скорости полета (до 800—950 км/ч). Эти двигатели созда-
вались в ОКБ, возглавляемых учеными чл.-корр. АН СССР
Н. Д. Кузнецовым (самый мощный в мире ТВД НК-12),
акад. АН УССР А. Г. Ивченко (ТВД АИ-20 и АИ-24) и проф.
П. А. Соловьевым (ТРДД Д-20); они нашли широкое при-
менение на известных самолетах Ту-114, Ту-124, Ил-18, Ан-10
и др. В последующие годы в этих ОКБ было создано второе по-
коление более совершенных ТРДД: НК-8, АИ-25 и Д-30, уста-
навливаемых на самолетах Ил-62, Ту-154, Ту-134, Як-40. Для
сверхзвукового пассажирского самолета Ту-144 под руковод-
ством Н. Д. Кузнецова был разработан двигатель НК-144.
Во второй половине 50-х и начале 60-х годов были созданы
турбовальные двигатели для вертолетов. В 1957 г. совершил
первый полет самый тяжелый в мире вертолет Ми-6 с двигате-
лями Д-25В конструктора проф. П. А. Соловьева. Вслед за
этим ряд вертолетных двигателей средней мощности был выпу-
щен ОКБ, возглавляемым главным конструктором д-ром техн,
наук С. П. Изотовым, в том числе ГТД-350, установленный
на вертолете Ми-2, и двигатель ТВ2-117 для вертолета Ми-8.
Плодотворная работа авиационной промышленности была
бы невозможной без успешной подготовки для нее новых ква-
лифицированных кадров в авиационных вузах. В этом отноше-
нии выдающаяся роль принадлежит проф. Н. В. Иноземце-
ву, который, будучи ректором Московского авиационного
института, первый организовал в 1947 г. выпуск инженеров по
авиационным газотурбинным двигателям и возглавил вновь соз-
данную кафедру.теории этих двигателей. Конструкторская под-
готовка студентов была возложена на кафедру, руководимую
проф. Г. С. С к у б а ч е в с к и м.
34
Немалое значение в обучении студентов по новой специаль-
ности имело издание хороших учебников.
В 1949 г. проф. Н. В. Иноземцев выпустил (совместно с
доц. В. С. Зуевым) первый отечественный учебник «Авиацион-
ные газотурбинные двигатели». Этот учебник получил широкое
распространение и был отмечен Государственной премией.
В 1955 г. вышел второй переработанный и дополненный учебник
проф. Н. В. Иноземцева.
В 1953—1954 гг. Военно-Воздушная Инженерная академия
им. проф. Н. Е. Жуковского издала учебник «Теория реак-
тивных двигателей» (части I и II), написанный под руководст-
вом и научной редакцией акад. Б. С. Стечкина коллективом
авторов: проф. Ю. Н. Нечаевым, проф. П. К. К а з а н д-
жаном, проф. Р. М. Ф е д о р о в ы м и др.
Вопросы конструкции авиационных газотурбинных двига-
телей и расчета их на прочность наиболее полно были изложены
в учебнике проф. Г. С. Скубачевского «Авиационные газо-
турбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей», вышед-
шем в 1955 г. и в дальнейшем дважды переиздававшемся (в
1965 и 1969 гг). За этот учебник, получивший всеобщее призна-
ние, Г. С. Скубачевскому была присуждена Государствен-
ная премия.
По теории и расчету отдельных элементов и систем двигате-
лей были выпущены учебники и монографии проф. К. В. Хол-
щевников а, проф. Г. С. Жирицкого, проф. В. X. Абиан-
ц а, проф. А. А. Шевяковаи др.
В итоге за истекшее время в нашей стране сложилась и име-
ет свой богатый опыт и традиции отечественная школа проекти-
рования и расчета авиационных газотурбинных двигателей, спо-
собная создавать наиболее совершенные образцы их конструк-
ций и успешно решать все более сложные проблемы дальней-
шего развития этих двигателей.
Глава 2
идеальный цикл
2. 1. Общие сведения
Как уже отмечалось, основным назначением всех газотур-
бинных авиационных двигателей является получение работы,
необходимой для создания тяги, которая обеспечивает полет ле-
тательного аппарата. Помимо этого, большинство самолетных
двигателей (кроме ТВД), используя эту работу, сами развива-
ют всю получаемую тягу, т. е. совмещают в себе функции дви-
гателя и движителя. Выполнение этих функций осуществляется
с помощью рабочего тела — газов, которые претерпевают в дви-
гателе ряд изменений своего состояния (процессов), образую-
2*	35
щих в целом рабочий процесс двигателя. В течение рабочего
процесса происходит три основных преобразования энергии:
1)	химическая энергия топлива переходит в тепловую энер-
гию;
2)	выделившаяся тепловая энергия частично используется
для получения работы, совершаемой газами при их расширении;
3)	работа расширения газов преобразуется в форму механи-
ческой энергии, необходимую для выполнения двигателем его
функций. Так, в ТРД эта работа идет па увеличение кинетичес-
кой энергии тех же газов, а в ТВД в основном используется для
получения работы на валу, в дальнейшем потребляемой винтом.
Тепловая энергия получается из химической при сгорании
топлива в воздухе, т. е. в результате химико-физических процес-
сов. Для получения работы из тепла в рабочем процессе реали-
зуется термодинамический цикл, поэтому сообщение тепла дол-
жно происходить при повышенном давлении рабочего тела —
возлу-ха, а нагретые газы должны расширяться, развивая работу.
В газотурбинных двигателях повышение давления путем сжатия
и использование работы расширения достигаются газодинами-
ческими методами, т. е. с помощью соответствующих газодина-
мических процессов.
По своей сущности химико-физические и газодинамические
процессы служат лишь для практического осуществления про-
цессов, образующих термодинамический цикл. Характер этих
процессов имеет большое значение и во многом определяет уро-
вень совершенства рабочего процесса в целом. Однако принци-
пиальные свойства рабочего процесса в основном обусловлены
свойствами термодинамического цикла, положенного в его ос-
нову. Для выяснения этих принципиальных свойств целесообраз-
но заменять происходящие в двигателе действительные очень
сложные процессы соответствующими им простыми термодина-
мическими процессами. Образованный этими процессами цикл
называется идеальным циклом. Идеальный цикл пред-
щавляет собой как бы термодинамическую схему реального ра-
бочего процесса. Рассмотрение идеального цикла позволяет ус-
тановить ряд фундаментальных закономерностей, которые су-
ществуют и в реальных условиях, хотя в последнем случае на
них влияют дополнительные, действующие в рабочем процессе
факторы, возникающие при практическом осуществлении иде-
ального цикла.
2.2. Протекание и основные показатели
идеального цикла
Можно считать, что рабочий процесс любого газотурбинного
двигателя (без форсажной камеры) включает пять этапов из-
менения состояния рабочего тела (разд. 2).
I.	Сжатие во входном устройстве.
зб
Рис. 2.1. Идеальный
цикл газотурбинного
двигателя
из рассмотрения
кроме начального
2.	Сжатие в компрессоре.
3.	Сообщение тепла в камере сгорания в результате сжига-
ния топлива.
4.	Расширение в турбине с получением работы, обеспечива-
ющей потребности самого двигателя.
5.	Дальнейшее расширение газов с передачей части получае-
мой работы па вал двигателя или с полным использованием ее для
увеличения кинетической энергии газов.
При переходе от рабочего процесса
к идеальному циклу допускаются следую-
щие упрощения.
1.	За рабочее тело цикла принимается
воздух с постоянной теплоемкостью, т. е.
нс учитывается изменение состава газов
при сгорании топлива и зависимость теп-
лоемкости от температуры.
2.	Все процессы сжатия и расширения
считаются адиабатическими (изоэнтропи-
ческими) — без теплообмена с внешней
средой и при отсутствии каких-либо по-
терь.
3.	Сообщение тепла принимается про-
исходящим от внешнего источника при
постоянном давлении (но изобаре), поэтому
исключается весь процесс сжигания топлива.
4.	Допускается, что в течение всего цикла,
и конечного состояния, скорость газа пренебрежимо мала, чем
устраняется влияние кинетической энергии газа на его термоди-
намическое состояние.
5.	Давление газа в конце расширения берется равным дав-
лению в начале сжатия, хотя в рабочем процессе двигателя эти
давления могут отличаться.
При этих допущениях идеальный цикл образует следующие
простые термодинамические процессы (рис. 2.1).
1.	Адиабата сжатия на входе Н—в, в течение которой на-
чальная кинетическая энергия воздуха полностью используется
на работу сжатия. При полете летательного аппарата со скоро-
стью ап неподвижный относительно земли воздух поступает в
двигатель с той же по величине, но обратной по направлению, от-
носительной скоростью, поэтому удельная работа сжатия
(Дж/кг)

а1г> 2
Так как сжимается движущийся газ, то, как известно из тер-
модинамики, в -координатах р—v процесс сжатия изображается
кривой Я—в, а Lilr4z) —площадью 1—Н—в—2.
37
2.	Адиабата сжатия в компрессоре (кривая в—к), причем
затрачивается удельная работа £аДк; на диаграмме эта работа
характеризуется площадью 2—в—к—3.
3.	Изобара с сообщением тепла (fa (процесс к—г).
4.	Адиабата расширения в турбине г—т, при которой полу-
чается удельная работа £аДг, характеризуемая на диаграмме
площадью 3—г—т—4. В условиях идеального цикла (при отсут-
ствии потерь) £аДк ==£адкили соответственно на диаграмме
пл. 3—г—т—4=пл. З—к—в—2.
5.	Адиабата расширения перемещающихся тазов от давления
рт до давления Рс~Рн- Получаемая удельная работа (расшире-
ния не затрачивается в самом цикле и таким образом является
располагаемой (свободной) работой Аадр, характеризуемой на
диаграмме площадью 4—т—с—1. Однако, поскольку вначале
газ обладает кинетической энергией гп2/2, то получаемая за цикл
работа (Дж/кг)
Эта работа на рис. 2.1 показана заштрихованной площадью..
Характер использования Ц зависит от типа двигателя, при-
менительно к которому рассматривается идеальный цикл. В ТРД
Lt затрачивается на увеличение кинетической энергии газового
потока, поэтому АаЛр полностью идет на создание конечной ки-
нетической энергии газа, т. е. на увеличение его скорости до сс.
Таким образом
с2	е2 - v2
_ с „ I _ с
----™— л .-------------------- ...
2	1	2
Получаемое приращение скорости газа на величину сс—vn и
является источником возникновения тяги.
В ТВД основная часть £аЛр передается на воздушный винт,
т. е. служит для получения работы АаЛв-. Для этой цели исполь-
зуется турбина, которая может быть объединена с турбиной
компрессора или выполнена отдельно. Остальная часть ТаДр1
идет на создание скорости газа ес, т. е. преобразуется в его ки-
нетическую энергию:
38
Следовательно, в ТВД (получаемая за цикл работа (распреде-
ляется между работой, передаваемой на винт, и работой, иду- ,
щей на увеличение 'кинетической энергии газа.
В ТРДД располагаемая работа расширения также распреде-
ляется между работой, передаваемой по валу двигателя во вто-
рой контур, и работой, используемой на .кинетическую энергию
газов, покидающих первый контур. В этом 'отношении ТРДД
принципиально не отличается от ТВД, поскольку второй контур
(как и воздушный винт) выполняет функции движителя.
Получаемая за цикл работа применительно ко всем типам
газотурбинных двигателей при данной гп определяется £аДр,
(уравнение 2.1); величина последней при неизменном рн, а
следовательно, и рс зависит только от температуры Тт и давле-
ния рт газа после расширения в турбине
компрессора.
Поскольку работа, сообщаемая газам
при сжатии в компрессоре, равна работе,
получаемой от газов при расширении в тур-
бине компрессора, то в условиях идеального
цикла повышение температуры при сжатии
равно понижению ее при расширении.
В итоге турбокомпрессорная группа не
влияет на Тт, которая остается такой же,
как если бы q\ сообщалось газу после ско-
ростного сжатия при давлении ръ.
При одинаковом изменении температуры
перепад давления при расширении в тур-
бине компрессора всегда меньше, чем при
сжатии в компрессоре. Это объясняется тем,
Рис. 2.2. К опредепе-
нию работы идеально-
го цикла Lt
что удельный объем газа vr больше, чем удельный объем vK (по-
скольку Тт>Тк, а рг—рк), в результате одинаковая по величине
работа требует в случае расширения меньшего изменения давле-
ния. Более сильное повышение давления при сжатии, чем его
падение при расширении, приводит к тому, что рт больше ръ.
Таким образом, турбокомпрессорная группа представляет собой
генератор газа повышенного давления, что позволяет при том же
количестве затраченного тепла увеличить £адр, т. е. повысить
эффективность термодинамического цикла.
Получаемая за цикл работа Lt может быть выражена в более
удобной для дальнейшего анализа форме, чем это показано на
рис. 2.1. Поскольку по условию пл. 3—к—в—2 и пл. 3—г—т—4
одинаковы и имеют общую пл. 3—к—5—4, то очевидно, что пл.
4—5—в—2=пл. к—г—т—5.
Таким образом, работа Lt может характеризоваться, как
обычно, площадью Н—к—г—с идеального цикла (рис. 2.2). При
этом площадь цикла можно рассматривать как разность двух
площадей: 3—г—с—1 и 3—к—Н—1, которые соответственно
39
характеризуют всю адиабатическую |работу расширения ^ачрас
и всю адиабатическую работу, затрачиваемую на сжатие,
£аДс • Следовательно,
^адрас ^алсж*
Из термодинамики известно, что эти работы можно выразить
через соответствующие разности энтальпий:
£а, =со(Тт— Тс)\ L3„ =с (Тк—Ти).
’•рас Р ' *	“ сж	/г /
Входящие в эти выражения температуры
ем адиабаты. Поэтому для процесса сжатия
т г >ft~1
— = f—] А —Л *
Тц \Рн) с6
где Пов=Рк/Рн—общая степень повышения
Следовательно,
связаны уравнени-
давления за цикл.
алсж
Р к
1
ft-1
_ ft
Яоб
(2. 2)
Поскольку начальное и конечное давления при расширении
газов такие же, как и при сжатии, то можно написать, что
Zar( ~СгТг --------ь~Г 1
алрас Р г I	ft—1 1
'	ТГ	7
^об
и работа, получаемая за цикл (Дж/'кг),
L, = cp(T-TK)ll-------у.
4	„ ft
(2. 2а)
(2- 3)
Работа Lt является одновременно и удельной работой, -по-
скольку цикл рассматривается для 1 -кг массы рабочего тела.
Величина этой работы является первым основным показателем-
качества цикла, характеризующим его работоспособность. Для
авиационных двигателей требуется использовать циклы с высо-
кой работоспособностью, так как при этом расход воздуха для
получения заданной мощности получается меньшим, что позво-
ляет уменьшить размеры и массу двигателя.
Вторым основным показателем качества идеального цикла
является его термический (тепловой) коэффициент полезного
действия (к. п. д.)
•	(2.4\
91
40
Термический к. п. д. показывает, какая доля тепла, сооб-
щенного рабочему телу за идеальный цикл, преобразуется в ра-
боту.
Таким образом, термический к. п. д. характеризует тепловую
экономичность цикла, т. е. требуемое количество тепла для по-
лучения заданной работы, а следовательно, в 'действительных
условиях — требуемый расход топлива. Как и работоспособ-
ность, экономичность цикла, должна быть достаточно высокой,
иначе чрезмерно большой расход топлива приведет к недопусти-
мому утяжелению силовой установки.
Поскольку сообщение тепла происходит при постоянном дав-
лении, то
(2.5)
Разделив уравнение (2.3) на уравнение (2.5), получим
’1,= 1---и--	(2-6)
лоб
Следовательно, экономичность идеального цикла определяет-
ся только общей степенью повышения давления .за цикл лОб, по-
скольку она обусловливает и степень расширения газа после со-
общения ему тепла. При этом с увеличением экономичность
цикла возрастает.
Уравнение (2.4) можно написать в другом виде
(2.7)
Выражение (2.7) показывает, что работоспособность цикла в
общем определяется количеством тепла q^ сообщенного рабоче-
* му телу за цикл, и степенью использования этого тепла для .полу-
чения работы— Т](.
Наиболее эффективным средством повышения It является
увеличение поскольку возрастание rjt «принципиально ограни-
чено. Однако qi в основном определяет величину максимальной
температуры 7Г газов за цикл, которая при реализации послед-
него обусловливает требования к конструкции горячей части дви-
гателя (главным образом турбины). Поэтому следующим основ-
ным показателем качества цикла необходимо считать температу-
ру Тг- Преобразуя уравнение (2.5), можно записать, что
7’ _-г ।
,	* г * к~Г
СР
fe-1
Но так как Тк=Тилс^ , то
&-1
Т,=ТН*£ +^--	(2.8)
ср
41
Общая оценка качества идеального цикла должна также
учитывать, насколько при осуществлении на базе этого цикла
реального рабочего процесса будут ухудшаться его работоспо-
собность и экономичность, т. е. насколько велика чувствитель-
ность этих показателей к потерям энергии, связанным с практи-
ческим осуществлением образующих цикл термодинамических
процессов. Характеристикой этого качества цикла можно считать
степень подогрева
тк гк ти	v }
т. е. соотношение между перепадом температуры (подогревом)
газа в результате сообщения ему тепла qi и исходной температу-
рой Тк.
Разделив уравнение (2.3) на уравнение (2.2), получим
. (2.9а)
£адсж
Следовательно, ft показывает также соотношение между по-
лучаемой работой за цикл Ц и работой сжатия ^сж- .
Кроме того, поскольку по характеристическому уравнению
/ к и / г —	, а рк рг, то
/Хр	/\г
&=-Vr—Vk- ,	(2.96)
VK
поэтому ft характеризует и соотношение между приращением
объема газа при сообщении ему тепла <71 и объемом газа в кон-
це сжатия (см. рис. 2.2), т. е. относительную «толщину» диаграм-
мы цикла: с увеличением ft разность между объемами газа при
расширении и сжатии — «толщина» диаграммы — будет возрас-
тать и соответственно будет расти и Lt.
Легко видеть, что с увеличением ft влияние реальных потерь
на работоспособность и экономичность рабочего процесса сни-
жается. При этом достаточно ограничиться учетом лишь потерь
при сжатии и расширении газа, которые являются основными и
которые можно характеризовать в наиболее общей форме.
Из-за наличия потерь действительная работа, затрачиваемая
на сжатие, больше адиабатической работы сжатия (ЛС1К^>£алсж).
Соотношение между этими работами может учитываться вели-
чиной к. п. д. сжатия ?]сж (меньше 1): £Сж=^аДСж/т1сж- Потери
при расширении, наоборот, снижают получаемую работу £рас
по сравнению с адиабатической, поэтому Lvac~£адрас Лрас (где
т)рас — к. п. д. расширения).
42
Таким образом., при учете потерь получаемая работа
I___г _ /	— / ri — ^аЛс*
£>рас -ьСж г*аДрас1’рас	•
г	чсж
Так>ак ^аДрас=Л+^адс1К, т«
L = Z./'Прас — (—	'Прае') ^а*сж .
\ Чсж	/
ИЛИ
(2.10)
_£_~-П — \ —_______Y1 \-L
Ц ЛрЭС I Чсж П₽а7 & ’
Рис. 2.3. Влияние степени подогрева О на L/Lf и Тг
Изменение L/Lt в зависимости от fl при двух уровнях потерь
показано на |рис. 2.3. Там же приведены соответствующие изме-
нения Тг (при Тк=550 К= const) и формы идеальных циклов
при fl=0,3 и fl=2,0. Как видно, при одинаковом уровне потерь
соотношение L/Lt сильно возрастает по мере увеличения fl, т. е.
при повышении Тг. При этом существует предельно малая fl, при
которой £—0, т. е. работа Lt полностью поглощается имеющи-
мися потерями. С повышением уровня потерь (т. е. со снижени-
ем 'Прае и т)Сж) получение того же L/Lt возможно лишь при уве-
личении fl, а следовательно, и TV-
43
Соотношение между L и Lt (уравнение 2.1'Э) было получено
при условии одинаковой в обоих случаях Тт. Однако при учете
потерь температура в конце -сжатия будет выше, чем Тк в иде-
альном цикле, поскольку дополнительно затрачиваемая на сжа-
тие работа вызывает более сильный нагрев газа. В результате
тепло qi при учете потерь будет несколько меньше, чем в идеаль-
ном цикле (уравнение 2.5). Получаемая же работа снижается
намного сильнее, чем поэтому влияние '& на экономичность
процесса имеет качественно такой же характер, как и на работо-
способность.
Зависимость работоспособности и экономичности от О объяс-
няется тем, что величина реальных потерь определяется работой
сжатия и работой расширения по отдельности. Поэтому чем бли-
же работа расширения к работе сжатия (чем меньше '&), тем
сильнее влияние потерь на разность этих работ, т. е. на получа-
емую работу L.
2.3. Зависимость основных показателей цикла
от важнейших факторов
Влияние на показатели цикла количества
сообщаемого рабочему телу тепла
Влияние 91 удобно рассматривать, считая неизменными дру-
гие независимые параметры цикла: лОб и начальное состояние
газа — давление рн и температуру Тн. При этом очевидно оста-
ются постоянными температура Тк и работа сжатия -^адсж. Тер-
мический к. п. д. цикла тр также изменяться не будет — по урав-
Рис. 2.4. Зависимость
основных показателей
идеального цикла от qi
Рис. 2.5. Влияние qi на форму идеального цикла
нению (2.6) он зависит только от величины лОб- Максимальная
температура Тт связана с уравнением (2.8). Так как rK=const,
то Тт с увеличением возрастает по линейному закону исходя
из 77= Гц при <7t = 0. Поскольку rjf=const, то согласно уравне-
нию (2.7) работа цикла Lt возрастает прямо пропорционально
44
количеству qt. Степень подогрева О, как это видно из
уравнения (2.9, а), возрастает прямо пропорционально работе
цикла Lt, а следовательно, подводимому теплу <?i. Зависимости
основных показателей цикла от приведены на рис. 2.4, а на
рис. 2.5 — совмещенные три цикла, отличающиеся количеством
тепла t/i, т. е. температурой Гг. Как видно, процесс сжатия
И—к во всех случаях остается неизменным. Увеличение количе-
ства тепла <71 вызывает лишь рост температуры Тг, а следова-
тельно, работы расширения.
Хотя в условиях идеального цикла тр остается постоянным,
повышение О снижает влияние реальных потерь (см. рис. 2.3).
Поэтому практически увеличение qi (путем (большей подачи топ-
лива) приводит к росту не только работоспособности, но и эко-
номичности рабочего процесса. Однако происходящее увеличе-
ние Тг обусловливает повышение требований к конструкции и
материалам горячей части двигателя. Следовательно, такой путь
усовершенствования рабочего процесса всегда ограничен пре-
дельными значениями Тг, допустимыми по конструктивно-техно-
логическим и эксплуатационным условиям для рассматриваемо-
го типа двигателя.	*
Влияние на показатели цикла степени
повышения давления
Влияние Лоб целесообразно рассматривать при условии
77= cons-t, поскольку, .как указывалось выше, предельно допу-
стимая величина этой темпера-
туры всегда ограничена практи-
ческими соображениями, а более
низкую температуру иметь невы-
годно. Кроме того, как и ранее,
удобно считать pH=const и Тн —
= const.
Зависимость щ от Лоб, выра-
жающаяся уравнением (2.6), по-
казана на рис. 2.6. Как видно,
с увеличением лое Л* непрерывно
возрастает, начиная от тр = 0 при
Лоб—К При этом по мере повы-
шения значений лОб рост гр за-
медляется так, что при лоб» стре-
мящемся к бесконечности, тр->1.
Увеличение щ с возрастанием лоб объясняется тем, что при этом
одновременно увеличивается и степень расширения газа после
сообщения тепла. При лОб= 1 (так что рс—рг) газ не расши-
ряется, поэтому сообщенное ему тепло не преобразуется в рабо-
Рис. 2.6. Зависимость основных по-
казателей идеального цикла от лОб
при Гг—const
45
ту; при лоб —00 бесконечно большое расширение газа приводит
к полному преобразованию тепловой энергии в механическую.
Как видаю из уравнений (2.5) и (2.8), ори постоянной Гг и
увеличении лОб, а следовательно, и Тк количество сообщаемого
газу тепла должно снижаться по следующему закону:
fe—1
).	(2.11)
Таким образом, при некотором предельном значении лОб=
==Лобпр, ’соответствующем условию получения ТК=ТГ, будет
равно нулю.
Величина лоб1|р определяется из соотношения
fe-t
e,(r,-r„^w)=0
ИЛИ
, _ , fe
п —(.ъ V--I
°6rfp \ТИ )
Изменение <71 в зависимости от лОб приведено на рис. 2.6.
Получаемая за цикл работа выражается уравнением Ц—
=<7iTp- Следовательно, Л=0 в двух случаях: при лОб=1
(т]«=0) и при лоб= лоб11Р (<71=0). Поэтому имеется значение
Лоб=л0бн, при котором Lt~it макс и, следовательно, dLt/dn^^
=0. Заменяя в уравнении (2.3) Тк равной ей величиной"Г*
получим:
—1 / 1 \
— ср (Тг ) /1	;
' яоб
.	-	2/1—1	1_
* ~ТиПк)-
2fe—1	1
При лоб^ло3м7>0бм & -7\лобй =0 и, следовательно,
м
I	(2. 12)
Соответствующее этим условиям изменение Lt в зависимости
от Лоб показано -на рис. 2.6. Там же приведено изменение $ сог-
ласно уравнению (2.9). Как видно, с увеличением лОб $ непре-
рывно снижается, обращаясь в ноль при Лоб=яоб1(р (когда
Т и= Тг).
Для получения более полного представления о влиянии дОб
на показатели цикла на рис. 2.7 показан ряд совмещенных иде-
46
а л иных циклов при различных значениях лоб. Поскольку приня-
то рн—const и TH=iconst, начальная точка цикла Н остается
во всех случаях неизменной; все точки конца подвода тепла к
рабочему телу расположены на
одной изотерме Тт—const.
Первый предельный цикл
соответствует условию лоб=1.
В этом случае сжатие и расши-
рение отсутствуют, поэтому
изобары подвода к рабочему
телу тепла и его отвода совпа-
дают и расположены на линии
рн=const. По мере увеличе-
ния лоб перепады давлений в
цикле растут, а разница в объ-
емах сокращается, так как vr
приближается к vK. Второй
предельный цикл получается
при Ук=рг (ПРИ 7к=7г)- При
этом адиабаты расширения и
сжатия совпадают. Величина
v
Рис. 2.7. Влияние лОб на форму
идеального цикла при T^const
Лоб становится равной Лобм, когда совместное влияние изменения
давлений и объемов приводит к максимальной площади цикла.
Следовательно, при ограниченной величине температуры Тг
имеется некоторое значение лобм> при превышении которого ра-
ботоспособность идеального цикла начинает падать. Величина
лобм тем больше, чем выше допускаемая температура Тт (урав-
нение 2,12). Аналогичные соотношения наблюдаются и в реаль-
ном рабочем процессе, хотя уровень целесообразных значений
Лое получается намного меньшим.
Непрерывное возрастание тр происходит замедленно, а Ф сни-
жается ускоренно, что приводит к прогрессирующему увеличе-
нию влияния практических потерь на показатели цикла. В ре-
зультате тепловая экономичность реального рабочего процесса
возрастает лишь до ’определенного' значения Лоб= лсбэ’ так как
в дальнейшем положительный эффект от роста лос оказывается
меньшим, чем ухудшение экономичности из-за усиления влия-
ния потерь.
Значения лОбэ всегда больше, чем л:обм, поскольку на работо-
способность цикла отрицательно влияет уменьшение Qi при уве-
личении Лоб. При этом с ростом температуры Тг лобэ растет так
же, как и лсбы.
Практическая значимость использования лобм или зави-
сит от того, что важнее — масса конструкции двигателя или мас-
са запаса топлива на летательном аппарате. В первом случае
выгоднее иметь лс6м , а во втором ло6а. Кроме того на выбор це-
47
лесообразного значения лОб очень большое влияние оказывает
ряд проблем, возникающих при осуществлении-реального рабо-
чего -процесса в двигателе (особенно процесса сжатия).
Влияние Тг и Лоб на основные показатели цикла показывает
важность величины допустимой Тг. Использование более высо-
кой Тт не только повышает работоспособность и экономичность
рабочего процесса при неизменной лОб, но увеличивает целесо-
образные значения Лоб и тем самым позволяет получать допол-
нительный выигрыш в работоспособности и экономичности. Та-
ким образом, полное использование преимуществ, даваемых
высокими значениями Тт, возможно лишь при реализации целе-
сообразного повышения давления в компрессорах с достаточно
малыми потерями.
Основные закономерности идеального цикла объясняют, по-
чему при разработке первых практически ценных образцов газо-
турбинных двигателей наиболее важными проблемами были:
1.	Создание конструкции тазовых турбин, работоспособных
при достаточно высокой температуре газа.
2.	Создание легких компрессоров, обеспечивающих достаточ-
ное повышение давления воздуха.
3.	Получение достаточно малых потерь энергии при сжатии
и расширении (в основном в компрессорах и турбинах).
Влияние на показатели цикла
начального состояния воздуха
Значения рн и Тн, характеризующие начальное состояние
воздуха, практически определяются атмосферными условиями,
так что они между собой функционально не связаны. Поэтому
их влияние целесообразно рассмотреть по отдельности, считая
величины Лоб и Тт неизменными.
Влияние д а® ления рн- Как это видно из уравнений
(2.6), (2.7), (2.9) и (2.11), при принятых условиях (TH=const,
7r=const и Лоб=соп&1) все рассматриваемые показатели цикла
остаются одинаковыми независимо от величины Рн.
Однако при одинаковых показателях форма'идеального цик-
ла будет изменяться. Это объясняется тем, что при принятых ус-
ловиях температуры в одноименных точках цикла остаются по-
стоянными, а давления изменяются пропорционально начально-
му давлению рн. В результате все удельные объемы изменяются
по изотермическому закону, т. е. обратно пропорционально дав-
лению. Получающееся при этом изменение формы цикла показа-
но на рис. 2.8. Как видно, при уменьшении рп в два раза во
столько же раз снижаются все давления, а удельные объемы в
два раза возрастают. В результате площадь цикла, т. е. удель-
ная работа Lt остается той же, но она получается при более низ-
ком уровне давлений и соответственно при больших объемах
воздуха.
48
Увеличение удельных объемов воздуха ‘приводит к тому, что
работа, отнесенная к 1 м3 начального объема (Lt/vH), снижает-
ся пропорционально рн. В реальных условиях объемный расход
воздуха (м3/с) через двигатель от давления рн почти не зависит,
поэтому др и уменьшении внешнего давления развиваемая дви-
гателем мощность падает.
Рис. 2.8. Влияние р ц на форму идеального цикла
Рис. 2.9. Зависимость
эсновных показателей
идеального цикла от
Рис. 2.10. Влияние Тн на
форму идеального цикла
Влияние температуры Гн. Из уравнений (2.6), (2.7),
(2.9) и (2.11) видно, что характер изменения показателей цик-
ла при понижении Тн сохраняется тем же, что и при повышении
Тг. Различие состоит лишь в том, что в первом случае уменьша-
ется работа сжатия при неизменной работе расширения, а во
49
втором — увеличивается работа -расширения при одной и той
же работе сжатия. Изменение показателей цикла в зависимости
от Тн приведено на рис. 2.9. На рис. 2.10 изображены три совме-
щенных идеальных цикла при различных начальных темпера-
турах.
Таким образом, понижение начальной температуры повыша-
ет показатели идеального цикла Lt « О. Такое же влияние оказы-
вает Тн и на (реальный рабочий процесс, который, например, зи-
мой оказывается существенно более эффективным, чем летом.
2.4. Особенности идеального цикла при
двухступенчатом подводе тепла
Рис. 2.11. Идеальный цикл газотурбинно-
го двигателя с двухступенчатым подво-
дом тепла
Как уже отмечалось (разд. 1.2), для повышения работоспо-
собности процесса в ТРД применяется форсирование, при кото-
ром сжигание топлива, т. е. подвод тепла к рабочему телу, про-
изводится двумя ступе-
нями — в основной и в
форсажной камерах сго-
рания. Идеальный цикл
при двухступенчатом под-
воде тепла показан на
рис. 2.11. Как видно, при
давлении конца расшире-
ния в турбине по изобаре
т—ф к рабочему телу до-
полнительно подводится
тепло qi".
Степень преобразова-
ния подведенного к рабо-
чему телу тепла в усло-
виях идеального цикла
расширения газа после
степени понижения давле-
ния при расширении. Для тепла q\ она равна лОб, а для тепла
q"~Лс=Рф/рс. Поскольку лс<л:Об, то тепло q" используется
менее совершенно, чем q/, поэтому при двухступенчатом подводе
тепла экономичность цикла снижается.
Для определения работы и к. п. д. цикла с двухступенчатым
подводом к рабочему телу тепла удобно путем продления адиа-
баты расширения г~~т разделить цикл на два цикла с подводом
тепла при соответствующих давлениях, как это показано на
рис. 2.11. Тогда к. п. д. циклов
определяется только интенсивностью
подвода к нему тепла, т. е. величиной
’i;=1----Ёг ит,;=1------
«об	«с*
50
получаемые (работы
полная работа всего ’цикла
i,=z;+z;=?;n; (1+4 4);	(2- 13)
\	01 Ч/ /
термический к. п. д.
(Tf Tf \	IT	*
1J 01 *1/1	, , 01 ъ
1 —- —~ I	1 —- —
, я\ ' -=ч; —4г-=сч;.	(2-14)
01+ 01	01
1 + ~
01
где
Рис. 2.12. Влияние относи-
тельного количества допол-
нительно подводимого к газу
тепла на работу и к. п. д.
цикла
Так как т]/7л/<1, то 'при q"lq{>Z -величина С<1 и харак-
теризует снижение T]t исходного цикла вследствие подвода к ра-
бочему телу дополнительного тепла q".
Изменение It и л* в зависимости от q"lqt при <7/—const и
'—const показано на рис. 2.12. Как видно, возрастание ра-
боты цикла в результате увеличения тепла q” сопровождается
непрерывным снижением к. п. д., поскольку повышается доля
всего затрачиваемого тепла, сообщаемая газу при более низком
давлении.
51
Глава 3
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
3.1.	Энергия газового потока
Уравнение энергии движущегося газа
Рабочий (Процесс турбореактивных, как и вообще газотурбин-
ных двигателей, осуществляется в непрерывно движущемся по-
токе газов, в котором происходит трансформация энергии, соп-
ровождающаяся внешним энергообменом. Поэтому для анализа
и расчета рабочего процесса
L |	необходимо знать, какие со-
	 ставляющие образуют энергию
|z потока и какова связь между
	___|_	этими составляющими энергии
'--------------------------и параметрами состояния двй-
—-	|	жущегося газа. Выяснение
।।	этих вопросов возможно путем
? 1	|2	рассмотрения баланса энергий
при движении газа через ка-
рие. 3.1. К выводу уравнения энер- кую-либо систему, ограничен-
гии газового потока	ную сечениями 1—I и 2—2
(рис. 3.1).
Уцрощая вопрос, можно допустить состояние газового пото-
ка в системе установившимся, когда в каждой точке системы па-
раметры состояния газа (давление, температура, скорость) не
изменяются по времени. При установившемся состоянии потока
количество газа и запас энергии в системе остаются постоянны-
ми. Следовательно, в этом случае должны быть равны как коли-
чества поступившего в систему и ушедшего из нее газа, так и ко-
личества подведенной и отведенной энергии. Поэтому общий ба-
ланс энергии для 1 кг поступившего в систему (и соответственно
ушедшего из ’лее) газа может быть написан в следующем виде:

(3.1)
где Et — энергия, внесенная в систему газовым потоком через
сечение /—/;
q и L — полученная газом тепловая и механическая энергия;
Ez—энергия, отведенная из системы газовым потоком
через сечение 2—2.
В случае, когда газ не получает, а отдает энергию, q и L в
уравнении (3.1) надо принимать отрицательными.
Энергия, которую вносит в систему движущийся 1 кг газа
E^U.+W. + L,,
где Ut—cv7\— внутренняя (тепловая) энергия газа;
W\= —----кинетическая энергия газа;
52
Z-i — работа, совершаемая потоком при перемещении в
систему 1 кг газа.
Совершаемая потоком работа Ц вызвана тем, что при входе
в систему он должен преодолеть противодействующую силу
давления pt на площадыканала Pi в сечении 1—/:
Р\ ~ Р\Р V
При поступлении в систему 1 кг газа поток должен перемес-
титься при противодействии этой силы на расстояние при ко-
тором через площадь Р\ пройдет объем газа, равный его удель-
ному объему Vi в сечении 1—1. Поэтому
Lx—PySy — PiPyPi—Pi'Vr
Следовательно
с;
Ei=cJ\+—+PM-
Аналогично энергия, уносимая газовым потоком из системы
через сечение 2—2:
fg ~ С^\ -ф- ~ р Д2^2>
где р2О2=1г — работа, затрачиваемая на перемещение 1 кг газа
при выходе из рассматриваемой системы.
Заменяя в уравнении (3.1) энергии потока Ei и £2 их выра-
жениями, можно получить развернутое уравнение энергии дви-
жущегося газа:
с2	с2
с£\+-у+PiVi+q+L = cvT2 + ~~->r p2v2.	(3.2)
В этом уравнении рассматриваются по отдельности все три
формы энергии, образующие в совокупности энергию потока:
тепловая, кинетическая и работа перемещения.
Как известно из термодинамики, согласно характеристиче-
скому уравнению
PiVi^PJi И Р№=ЯГ1\.
Таким образом, совершаемая потоком работа при его пере-
мещении для газа неизменного состава однозначно определяет-
ся его абсолютной температурой, как и внутренняя (тепловая)
энергия. Поэтому эти две формы энергии потока удобно объеди-
нять;
С-Д\^Г	— СрРр> СгТ^ 1“А?Г7'3— СрРъ-
53-
Последние величины 'представляют собой энтальпию (или
теплосодержание) газа, которая в случае рассмотрения движу-
щегося газа, характеризует скрытую, не обусловленную скоро-
стью движения, энергию потока. При этом следует иметь в виду,
что энтальпия объединяет по существу две качественно раз-
личные формы энергии — тепловую, содержащуюся ‘в газе, и ра-
боту, совершающую газом при его движении.
При использовании понятия энтальпии уравнение (3.2) при-
нимает следующий вид:
2	2
c7i+v+^+z=c^+v	(З-З)
или
2	2
9+£=Ср(Л-Г1)+-^- .	(3. За)
Это соотношение показывает, что -сообщаемая потоку энер-
гия приводит к росту его энтальпии или кинетической энергии,
т. е. к увеличению температуры или скорости газа.
Если система энергоизолирована (<7=0 и 1 = 0), то уравне-
ния (3.3) и (3.3 а) принимают вид:
_	(9 1	(? Г)
cZi+v==c/2+—=const;	(3. 4)
Хг
2	2
^(Л-Т2)=-^р-.	(3.4а)
Таким образом, если система энергоизолирована, то полная
энергия потока остается постоянной; поэтому увеличение кине-
тической энергии может происходить только -за счет энтальпии
газа и наоборот.
Уравнения (3.3) и (3.4) представляют собой внешний -баланс
энергии для рассматриваемой системы. Поэтому все процессы,
происходящие внутри системы (например, трение'потока, сжатие
или расширение газа), не могут повлиять на число членов этого
баланса энергии; они приводят лишь к перераспределению энер-
гии между теми же членами, составляющими -баланс.
Роль отдельных составляющих энергии потока удобно более
детально рассмотреть на характерных примерах.
Пример 1. Изменение состояния поступающего из атмосферы воздуха
после заполнения им изолированного сосуда, в котором начальное давление
равно нулю (рис. 3.2). Для этого случая полученные ранее уравнения энергии
полностью неприменимы, поскольку они относятся к установившемуся непрерыв-
ному газовому потоку. Так как сосуд изолирован, то количество энергии Еь
внесенное в него 1 кг поступающего воздуха, должно быть равно энергии £з.
содержащейся в нем после окончания заполнения, когда давление в сосуде рг
стало равным атмосферному давлению pi.
54
Поскольку можно принять, что а атмосфере скорость воздуха щ=0, то
Ei=cl!T1+/;‘iOi = Cp7,i. Содержащаяся в сосуде энергия £2=ст7,2+с22/2. При
этом кинетическая энергия обусловлена только беспорядочным движением
поступившего воздуха, которое под влиянием сил трения будет затухать с пе-
реходом кинетической энергии в тепловую. Поэтому при достижении устано-
вившегося состояния воздуха в сосуде можно считать с2=0. Тогда сР7\=
—с»Тг, т. е.
Рис. 3.4. К определе-
нию работы, совершае-
мой потоком жидко-
сти
Рис. 3.2. К оп-
ределению па-
раметров воз-
духа при запол-
нении им изоли-
рованного со-
суда
Ppc. 3.3. Схема истече-
ния жидкости из сосу-
да
Таким образом, при заполнении сосуда в рассматриваемых условиях тем-
пература, а следовательно, и внутренняя энергия воздуха увеличиваются в
k раз. Это объясняется тем, что при заполнении сосуда атмосферное давление
совершает работу, которая в конечном счете вся переходит в тепло, нагрева-
ющее воздух (поскольку воздух остается в сосуде и работа на его выход не
затрачивается). Можно вообще считать, что величина
,	, ср “cv /?гГ pv
к — 1 ““---------= —ХГ & ——
Ср	СрТ*
показывает относительную величину совершаемой движущимся газом работы
в долях его внутренней энергии. Так, например, для воздуха при /г=1,4 рабо-
та, совершаемая движущимся газом, составляет 40% его внутренней энергии.
Поэтому при рассмотрении всех вопросов, связанных с энергией газового по-
тока, роль совершаемой движущимся газом работы достаточно велика.
Пример 2. Истечение жидкости из сосуда. Совершаемая потоком работа
наиболее важна в случае движения несжимаемой жидкости, что можно ви-
деть хотя бы из рассмотрения истечения жидкости из сосуда. Если исходить
из схемы, показанной на рис. 3.3, то для системы, ограниченной сечениями
1—1 и 2—2, можно применить общее уравнение (3.2) энергии движущегося
газа при следующих допущениях.
1.	Рассматривать систему энергоизолированной, т. е. принять <?=0 и Л=0.
2.	Считать, что трение отсутствует, а так как жидкость несжимаемая,
то работа сил упругости также отсутствует, поэтому внутренняя (тепловая)
энергия жидкости не изменяется, т. е. cvTi =cvTz.
3.	Исходя из условия несжимаемости жидкости, принять и2=щ = г>.
55
4.	Учитывая, что площадь F\ в сечении 1—1 значительно больше площа-
ди Г'г в сечении 2—2, т. е. Fi^>Fz и, следовательно, с^Са, можно пренеб-
речь величиной
При этих допущениях уравнение (3.2) принимает вид:
cl
PlV = p2V + —— ,
откуда
С2
— = V (Р! ~ р2).	(3.5)
Правая часть уравнения (3.5) представляет собой работу, которую раз-
вивает жидкость при ее движении через рассматриваемую систему с перепа-
дом давлений pi—р^. Эта работа эквивалентна заштрихованной площади на
рис. 3.4 и полностью обусловлена только разностью работ, совершаемых по-
током при поступлении жидкости в систему и при выходе ее из системы.
Рис. 3. 5.
Схема исте-
чения газа
из сосуда
Рис. 3.6. К определению ра-
боты, совершаемой потоком
газа
С-2
Поскольку в рассматриваемом примере развиваемая работа из системы не
отводится, то она преобразуется в кинетическую энергию (сг2/2) жидкости,
покидающей систему. При этом скорость истечения
с2 = -/2 (pi — p2)v.
Но, так как pi=po+hg/v и рг=Ро (где ро—давление внешней среды,
hgiv — гидростатическое давление), то
-1	Л	Л---
= 1/	— v = /2gh.
•'	V
Последнее соотношение представляет собой обычное уравнение гидрав-
лики.
Пример 3. Истечение газа из сосуда. В этом случае, как и ранее можно
выделить систему, ограниченную сечениями 1—1 и 2—2 (рис. 3.5) и, считая ее
знергоизолированной, написать для нее уравнение (3.2):
С?	Си
СгТ1 "4*P1V1 Н	+ /?2^2 +	•
•£r	JL
Если допустить, как и в предыдущем примере, что CtWO, то
с!
— =	- />21>2 + с„ (Ti-T2).
(3.6)
56
Уравнение (3.6) отличается от полученного для несжимаемой жидкости
уравнения (3.5) прежде всего тем, что при уменьшении давления от pt до р2
удельный объем v не остается постоянным, а возрастает от Di до v2, т. е.
происходит расширение газа как упругого тела. При расширении газа силы
упругости производят работу. Количество преобразованной при этом тепловой
энергии в механическую характеризуется в уравнении (3.6) членом Cu(7i—
Т2), в котором T2<Ti.
Таким образом, правая часть уравнения (3.6), как и уравнения (3.5),
представляет собой работу, которую развивает поток при понижении давле-
ния от pi до р2. При этом различие в форме обоих уравнений показывает вли-
яние упругих свойств движущейся среды на получаемую работу.
Изменение состояния газа при расширении может быть представлено кри-
вей ]—2, показанной на рис. 3.6. При этом работа, развиваемая силами упру-
2
гости, будет выражаться площадью pdv.
i
2
В рассматриваемом случае при отсутствии трения и теплообмена pdv~
i
=Cu(Ti—Тг) и процесс является адиабатическим. Вся развиваемая потоком
работа представляет собой работу адиабатического расширения, уже опреде-
ленную выше при рассмотрении идеального цикла (см. уравнение 2.2а):
2
^ал = Р^1+\ pdv— p2v2 = ср (Г i — 7\) = ср1\ fl — —J »
1	лТ
где л=Р1/рв — степень понижения давления.
Так как
CpRr	Ср	/г
Ср =	~	~ /?г,
Ср — с е,	к — 1
то
7	1 > k Л 1 \
£ал~ k_ 1	1— fe-1 ) ~ _ J I 1 ~ ~	) •
Л *	Л к
2
Как видно (рис. 3.6), развиваемая силами упругости работа pdv час-
i
тично идет на работу, затрачиваемую на выход газа повышенного объема из
системы. Поэтому дополнительно получаемая работа выражается площадью
диаграммы /—2—2'. Для ее оценки получаемую от упругого газа работу £ад
следует сопоставить с работой L, которую можно было бы иметь, если бы газ
был неупругим, т. е. если бы при уменьшении давления от pi до р2 удельный
объем газа Vi оставался неизменным. Тогда, как и при несжимаемой жидко-
сти,
/	Рч\	7	1 \
£ = pxvv — p2vx = PiVt ( 1---=/5^ 1 — --------
\	Pl )	V	Л /
и, следовательно,
______л *
L ~~ k - I * у
л
57
I
С увеличением л=Р1/рг это соотношение возрастает и при л=оо достига-
I ст наибольшего значения:
1&
L 1макс А 1
Таким образом, упругие свойства газа приводят к росту работы не более
k
чем в --граз. При Л=1,4 это дает увеличение в 3,5 раза. В то же время ра-
к — I
бота, получаемая от 1 кг газа при обычных условиях, в сотни раз больше, чем
работа, получаемая от 1 кг жидкости. Это объясняется тем, что основное зна-
чение имеет не упругость газа, а его малая плотность. Поэтому 1 кг газа,
занимая намного больший объем, чем 1 кг жидкости, производит соответст-
венно большую работу при своем перемещении.
Заторможенный поток
Во хМ'ногих практических случаях важно знать при сохране-
нии энергетических качеств газового 'потока лишь общую его
энергию, без разделения на ее составляющие: энтальпию и кине-
тическую энергию. С этой целью вводится понятие о затормо-
женном потоке.
Заторможенный поток представляет собой состояние газа,
полученное в результате условной остановки потока с использо-
ванием всей его кинетической энергии на работу адиабатическо-
го (изоэнтропического) сжатия перемещающегося газа.
Так как при переходе к заторможенному состоянию энергия
потока в целом не изменяется, то энтальпия заторможенного
потока или полная энтальпия газа
срТ* = срТ + ^-,	(3.7)
где Г*—температура заторможенного потока или полная тем-
пература газа.
Разделив обе части уравнения (3.7) на ср, получим
Т* _ j , с2
Т ~~ ~^2срТ
По условию такое повышение температуры происходит при
адиабатическом сжатии, поэтому
ь	ъ
р \ Т ]	\ 2срТ)	'
где р*— давление заторможенного потока или полное давление
газа.
Процесс перехода воздуха от действительного состояния к
заторможенному в координатах р—v изображен на рис. 3.7.
58
Поскольку cp=~—^Rri то
__fe-l с2	1 с2 к— 1
2с РТ ~~ ' 2 kRrT “2 д2 “ 2
где a=V kR^T — скорость звука в газе;
М=с/а—число М потока, показывающее соотношение
между скоростью потока и скоростью звука
в потоке.
Следовательно, относительное -изменение температуры и дав-
ления при торможении потока будет равно:
р*
k— 1
2
М2;
р*
Р
k— 1
2
к
М2^"1.
(3. 10)
Р
Рис. 3. 7. К определе-
нию параметров затор-
моженного газового
потока
Таким образом, величины относительного изменения темпе-
ратуры и давления газа (а следовательно, и его удельного объ-
ема) при торможении потока определя-
ются только числом М. Поэтому число М
называется критерием сжимаемости.
При торможении потока его кинетиче-
ская энергия аккумулируется в виде ра-
боты, затраченной на сжатие перемещаю-
щегося газа, т. е. одна форма механиче-
ской энергии переходит в другую, не из-
меняясь по величине. При расширении
газа и падении давления от р* до р эта
энергия освобождается и теоретически
может быть использована так же, как и
кинетическая энергия реального потока.
Поэтому энергетические свойства затор-
моженного потока сохраняются теми же ,что и при его действи-
тельном состоянии.
Температура заторможенного потока (или очень близкая к
ней) практически может достигаться при потере скорости в энер-
гоизолированной системе. Давление же заторможенного потока
практически получить нельзя; при уменьшении скорости газа не-
избежна потеря части кинетической энергии на вихреобразова-
ние и трение, так что на сжатие газа используется не вся кине-
тическая энергия *. Поэтому заторможенное состояние потока в
* Давление газа, близкое к полному, может практически получаться толь-
ко в отдельных местах у поверхности обтекаемых потоком тел. Так, напри-
мер, если в канал поместить трубку, один конец которой закрыт, а другой
находится под действием набегающего потока, то при дозвуковой скорости
потока замедление и отклонение струй газа при встрече с трубкой происхо-
дит без заметных потерь, и в трубке устанавливается почти истинное полное
давление. При сверхзвуковой скорости избежать существенных потерь
нельзя, и давление в трубке оказывается меньшим полного давления.
59
действительности недостижимо. Использование параметров за- 1
торможенного потока представляет собой лишь способ рассмот-	I
рения энергии реального потока, который в ряде случаев упро-	3
щает расчеты.	•'
Газовый поток может приниматься заторможенным ib любом у
сечении канала, по которому он течет. Поэтому можно рассмат-
ривать изменение -по длине канала не только действительных, но ।
и полных параметров газа.	I
В эН'ертоизолирО|Ванном канале полная энергия потока изме- 1
няться не может (см. уравнение 3.4). Поэтому согласно уравне-
нию (3.7) постоянной будет и полная энтальпия газа T* = con&t,	1
т. е. полная температура газа по длине канала остается неизмен-	|
ной. Однако полное давление будет сохраняться только при от-	|
сутствий гидравлических потерь. В действительности гидравли-	J
ческие потери имеются и течение газа сопровождается необра-	I
тимой затратой механической энергии, т. е. полное давление по	|
длине канала непрерывно уменьшается. При этом интенсивность	|
падения полного давления может служить характеристикой сни- '
жения работоспособности газа под влиянием потерь.

3.2. Изменение параметров газового потока
на отдельных этапах рабочего процесса
Как уже было установлено (разд. 2.2), рабочий процесс
ГРД включает пять этапов, в течение которых реализуются от- ,
дельные термодинамические процессы. Изменение параметров
газового потока за каждый этап может быть определено из об- ।
щих энергетических соотношений без рассмотрения газолинами- г
ческих условий протекания этих процессов в двигателе. При
этом состояние газа (кроме начального и конечного) наиболее	<
удобно характеризовать его полными параметрами, считая по-	«
ток заторможенным. Это позволяет вести энергетический анализ, I
не зная скорости -газа, величина которой в сильной степени опре-
деляется газодинамическими условиями.
Изменение состояния воздуха во входном устройстве
Входное устройство (воздухозаборник), как отмечалось ра-
нее (разд. 1.2), должно обеспечивать возможно полное использо-
вание располагаемой скоростной энергии набегающего воздуш-
ного потока для повышения давления перед компрессором. Кро-
ме того, входное устройство позволяет получать величину и нап-
равление скорости воздуха, наиболее благоприятные для исполь- ?
зования компрессора.
Входное устройство во многих случаях включает не только
входную часть двигателя, но и элементы конструкции самолета.
Однако независимо от способа его выполнения происходящее в '
60
нем изменение «состояния воздуха может быть установлено с по-
мощью общих для всех случаев энергетических связей.
Поступающий в двигатель воздух с относительной скоростью
с?п имеет в исходном состоянии атмосферные давление рн и
температуру Тн. Допуская, что во входном устройстве теплооб-
мен отсутствует, и используя уравнения (3.4), можно установить
следующую связь между скоростью св и температрой Тв воздуха
в сечении в—в (см. 'рис. 1.5):
с т 4- —
р 2
2 ’
откуда
2	2
vn~CB
2
и
2	2
~ СВ
2Ср
(3.11)
Как видно, температура Тв может быть и больше и меньше,
чем Тн, в зависимости от соотношения скоростей vn и св. Перво-
начально следует рассмотреть
наиболее важный случай, когда
с!п>Св- Происходящее при этом
повышение температуры возду-
ха обусловлено уменьшением
его кинетической энергии и не-
посредственно не характери-
зует рост давления. Послед-
ний определяется не только
уменьшением кинетической
энергии, но также и тем, ка-
ким путем кинетическая энер-
гия преобразуется в тепловую
в результате сообщения воз-
духу работы сжатия или вслед-
ствие гидравлических потерь.
При неизменных значениях ип
и св нагрев воздуха во всех
случаях будет одинаков, но по-
вышение давления будет тем
большим, чем меньшая часть
кинетической энергии затрачи-
вается на потери и переходит
у
Рис. 3.8. Процесс сжатия воздуха
во входном устройстве
в тепло трения.
Теоретически максимально возможное повышение давления
при данном изменении скорости будет тогда, когда воздух сжи-
мается без потерь. В этом случае при отсутствии внешнего теп-
лообмена процесс сжатия получается адиабатическим (изоэнт-
61
ропическим), поэтому наибольшее возможное давление (ри-с.
3.8)
/ т \ —
а адиабатическая работа сжатия движущегося воздуха
„,2 л
^ср{Т,-Тн^-^—^ .
£
В действительности давление в конце сжатия рв из-за неиз-
бежных гидравлических потерь всегда меньше давления рВад-
Это снижение давления может характеризоваться коэффициен-
том давления
Тогда
Дв
°вх
р*к
Рн	У
(3.12)
Таким образом, при одинаковом увеличении температуры от
Тн До Тв давление в реальных условиях повышается менее силь-
но, чем по адиабатическому закону (см. рис. 3.8).
Полученный характер изменения давления и температуры
воздуха показывает, что при наличии гидравлических потерь
процесс сжатия в термодинамическом отношении представляет
собой политропу с сообщением воздуху тепла. При этом тепло
получается не от внешнего источника, а за счет затрачиваемой
на потери кинетической энергии, переходящей в тепло трения
В результате,, как это видно на рис. 3.8, при сжатии затрачива-
ется политропическая работа £иол, которая вместе с работой,
израсходованной на гидравлические потери и характеризуемой
теплом поглощает всю кинетическую энергию, отдаваемую
воздухом при снижении его скорости:
V2-?
Таким образом, гидравлические потери оказывают двойное
влияние на процесс сжатия: они приводят к нагреву 'сжимаемого
воздуха теплом трения и, как следствие, обуслогвливают полит-
ропический характер повышения давления.
При рассмотрении заторможенного потока вместо действи-
тельных величин давления и температуры следует брать их пол-
ные значения. Переход от действительного состояния потока к
заторможенному показан на рис. 3.8 пунктирными линиями (ади-
62
абаты Я—вад—-Н* и в-в*). Как это следует из уравнений (3.8),
полные температуры воздуха 'будут:
В соответствии с уравнением (3.11), поскольку поток энерго-
изолирован, правые части этих равенств одинаковы, поэтому
*
н*
(3.13)
при этом для воздуха ср=1005 Дж/кг-К и
и и ' 2010 '
(3. 13а)
Согласно уравнению (3.9) полные давления воздуха равны:
_*	„ I Н |ь__1
Рн— Ph\~z— I
/ г* \
Учитывая, однако, уравнения (3.12) и (3.13), можно напи-
сать, что
_ л / Т* \	у* \
7* ==	(7^" Г-1 (~Т~~ Г”1 = авх^Н ( ~т Г-1 ~ РнПт> “°ь*Рн » (3’14)
V Я/ \ТВ J	\ Tjr J
*
jP ту
где Др==’вх —----степень скоростного повышения давления.
Рн
При k— 1,4 и ср—1005 Дж/кг- К
/т** \3>5	/	f/2 \3»5
» __ /	I „„ hi п |
Рн Ри\ти) Ри\ ^20107я/
(3. 14а)
Таким образом, коэффициент давления оВх характеризует
снижение не только действительного, но и полного давления воз-
духа, так как переход от действительного давления рв к полно-
му рв* происходит по адиабате при том же повышении темпера-
туры от Тъ до ^* = 7^*, что и переход от Аая до рн*. Поэто-
му на снижение полного давления -влияет лишь менее сильное,
чем по адиабате, возрастание действительного давления при
реальном уменьшении ‘скорости воздуха от до св.
63
Значения овх зависят от величины скорости полета. При до-
звуковой скорости можно принимать, что Овх=0,96-4-0,99. Одна-
ко при сверхзвуковых полетах вопрос сильно усложняется. По-
скольку сЕ не превышает 200—'220 м/с, то при сверхзвуковой
скорости полета скорость воздуха во входном устройстве долж-
на снижаться от сверхзвуковой до дозвуковой. Такое снижение
скорости связано с дополнительными большими готерями, поэто-
му оЕХ получаются намного меньшими и их значения сильно за-
висят от скорости полета и способа выполнения входного уст-
ройства.
Рис. 3.9.
состояния
входном
при
Изменение
воздуха во
устройстве
Рис. ЗЛО. Политропическое
(в—к) и адиабатическое
(в—к3д) сжатие в компрес-
соре
Рассмотренные соотношения были получены для скорости по-
лета рп>св. Однако, неизбежны случаи, когда ^п<св, а на стар-
те Уц=0. В этих случаях во входном устройстве кинетическая
энергия воздуха увеличивается, поэтому происходит его расши-
ренье (вместо сжатия при ^п>св) и согласно уравнений (3.11)
и (3.12) температура и давление-воздуха перед компрессором
становятся меньшими, чем атмосферные. Пониженное давление
создается компрессором, который и обеспечивает засасывание
воздуха. Диаграмма изменения состояния воздуха при расши-
рении во входном устройстве приведена на рис. 3.9.
Наиболее сильное расширение воздуха происходит при
г?п=0. При этом рп* = рн и ТН* = ТН и соотношение между пол-
ным давлением воздуха перед компрессором и атмосферным (на-
чальным) давлением определяется лишь величиной овх (см. урав-
нение 3.14).
Сжатие воздуха в компрессоре
Энергетически сжатие воздуха в компрессоре отличается от
его сжатия во входном устройстве в основном тем, что на сжа-
тие воздуха используется работа, получаемая с вала компрессо-
ра. Теплоотдача во внешнюю среду составляет лишь неболь-
64
шую часть энергии, получаемой 'воздухом в компрессоре, так
что -ею можно пренебрегать. При этом условии уравнение (3.3)
энергии движущегося газа, написанное для сечений в—в и к—к
(см. рис. 1.6), имеет следующий вид:
с2	с2
где LK — затраченная в компрессоре работа, 'сообщенная
1 кг сжимаемого воздуха;
Тк и ск — температура и скорость воздуха на выходе из
компрессора,
откуда
с2-с2
4=сД7-к-Г»)+-!^.	(3.15)
Уравнение (3.15) показывает, что затрачиваемая в компрес-
соре работа идет на увеличение энтальпии воздуха и при
ск>св «а повышение его кинетической энергии. Если ск<сЕ, то
снижение кинетической энергии воздуха в компрессоре приводит
к дополнительному росту энтальпии.
Как и при сжатии во входном устройстве, повышение энталь-
пии воздуха обусловлено двумя причинами (рис. 3.10):
сообщением перемещающемуся воздуху политропической ра-
боты /-пол!
нагревом сжимаемого воздуха теплом трения <7/, на которое
идет часть затрачиваемой работы LK.
Следовательно,
cP(TK—TB)=LIttj;]Jrqf
и
с2-с2
^=^+9,+^^- •	О- 16)
В результате сжатия воздуха достигается степень повыше-
ния статического давления лкстат=Рк/рв, которая представляет
собой один из основных характеризующих компрессор показа-
телей.
При оценке экономичности процесса сжатия реально затра-
чиваемую работу сопоставляют с работой, минимально необхо-
димой при отсутствии потерь для получения той же лкстат ПРИ
прочих одинаковых условиях. Такой подход более удобен, чем
принятый для -входного устройства, где исходят из одинаковой
располагаемой для сжатия кинетической энергии. Объясняется
это тем, что Дкстат является важным параметром рабочего про-
цесса, который выбирают при проектировании, тогда как распо-
3	2563
65
латаемая во входном устройстве кинетическая энергия опреде-
ляется скоростью полета и, следовательно, для двигателя явля-
ется заданной.
При отсутствии 'гидравлических потерь и теплоотдачи в стен-
ки процесс сжатия можно считать адиабатическим. Поэтому зат-
рачиваемая в этом случае работа будет:
с2 - с2
(3-17)
где работа, используемая на адиабатическое сжатие воздуха,
й-1
Как видно из рис. 3.13 (где в—кад —адиабата), Апол=
— Аад+А£, поэтому
с2-с2
L.~Lu+iL+q/+^—-i-=Z +д£+?/.	(3. 18)
•Последнее соотношение показывает, что затрачиваемая рабо-
та увеличивается из-за гидравлических потерь больше чем на
работу, теряемую на эти потери и переходящую ® тепло qp. до-
полнительный нагрев сжимаемого воздуха этим теплом обуслов-
ливает менее сильное уменьшение объема воздуха при повыше-
нии давления и тем самым требует сообщения воздуху дополни-
тельной работы сжатия ДА.
При рассмотрении заторможенного потока имеют в виду сте-
пень повышения не действительного (статического), а полного
давления воздуха, поэтому
»
л:=—.	(з.19)
рл
Соотношение между лк* и лкстат может быть установлено,
если выразить рк* и рв* через их действительные значения с по-
мощью уравнений (3.9) или (3.10):
Значения Мк бывают ниже, чем Мв, поэтому лк* получается
несколько меньшим, чем якстат-
Изменение параметров заторможенного потока для всего
компрессора в целом без учета характера их протекания в от-
66
дельных его элементах можно условно представить также поли-
тропой сжатия. Сопоставление политропических -процессов сжа-
тия для ’случаев заторможенного и действительного потоков по-
казано на рис. 3.11.
Оценка экономичности действия компрессора с использова-
нием параметров заторможенного потока производится путем
сопоставления практически затра-
чиваемой работы £1{ и работы
требуемой для адиабати-
ческого сжатия воздуха от тех же
начальных параметров до того же
полного давления:
(3.20)
При А=1,4 и ср —1005 Дж/кгХ
хк
кос сжатие в компрессоре
при рассмотрении дейст-
вительного и заторможен -
пого состояния воздуш-
ного потока
L\= 1005Г (я^-1).
(3.20а.)
Значения Тв* определяются
уравнениями (3.13) и (3.13 а).
Соотношение между адиабатической и действительной рабо-
той-называется а л и а б ат и чески м коэффициентом по-
лезно го действия компрессора
(3.21)
Как видно, адиабатический к. п. д. показывает, какую долю
составляет адиабатическая (т. е. минимально .необходимая при
отсутствии потерь и теплообмена) работа сжатия от затрачива-
емой в действительности при одинаковом начальном состоянии
потока и том же повышении полного давления.
При расчетах величины исходят из адиабатической рабо-
ты и адиабатического к. и. д.:
^ад
(3.22)
Чадк
В современных ТРД в зависимости от их назначения вели-
чина Лк*—44-15 (и более), поэтому при Тв* —288 К £*д =
= 150 3004-350 003 Дж/кг. Значения Чпк для центробежных
3*
67
компрессоров равны 0,76—0,83, а для осевых 0,80—0,86. Соот-
ветственно возможные величины £к= 183 000—530 000 Дж/кг,
т. е. могут сильно отличаться для отдельных компрессоров.
В случае рассмотрения заторможенного потока уравнение
(3.15) принимает следующий вид
с2 / с2 \
Щ,+ тН(?:-(3.23)
Уравнение (3.23) показывает, что при отсутствии внешнего
теплообмена сообщенная воздуху работа может идти только на
увеличение его полной энтальпии.
Поскольку работа £к определяется уравнением (3.22), то
уравнение (3.23) позволяет рассчитать полную температуру сжа-
того воздуха;
При Ср—1035 Дж/кг-К
(3.24)
(3.24а)
При £к==500 000 Дж/кг повышение температуры воздуха при
его сжатии в компрессоре может достигать величины около 500
градусов.
Полное давление воздуха за компрессором находится из соот-
ношения:
/>:=ХХ-	(3- 25)
Система уравнений (3.20), (3.22), (3.24) и (3.25) позволяет
определить затрачиваемую на сжатие воздуха работу и полные
параметры состояния воздуха после компрессора.
Как уже отмечалось выше, вся работа £к сообщается сжи-
маемому воздуху, увеличивая его полную энтальпию. Работа,
потребляемая 'Компрессором, несколько больше, чем работа £к,
вследствие потерь на трение в подшипниках и на вращение ба-
рабана или дисков ротора. Однако эти потери (не вызывающие
нагрева сжимаемого воздуха) при подсчете затрачиваемой ком-
прессором мощности можно не учитывать, а относить к общим
потерям работы в механизмах двигателя в целом. Поэтому пот-
ребляемая компрессором мощность в киловаттах
(3.26'
к 1000
где 6В — секундный расход воздуха через компрессор (кг/с) без
учета небольшого количества воздуха, отбираемого
для охлаждения и создания подпора в уплотнениях.
68
Сообщение газовому потоку тепла в камерах сгорания
При рассмотрении процесса сообщения газовому потоку теп-
ла для общего энергетического анализа рабочего процесса доста-
точно' установить количество подаваемого <в камеры сгорания
топлива и состояние тазов на (выходе из камер перед турбиной.
Температура газов Тг перед турбиной выбирается, исходя из
конструктивных соображений с учетом назначения двигателя.
При известной температуре Тт 'количество расходуемого топлива
может быть получено с помощью уравнения (3.3), написанного
для -сечений к—к и г—г (см. рис. 1.5). Однако в данном случае
это уравнение должно быть несколько уточнено, так как из-за
большого повышения температуры нельзя принимать теплоем-
кость газа постоянной.
Уравнение энергии потока для камеры сгорания, отнесенное
к 1 кг поступающего воздуха, может быть написано в следую-
щем виде (без учета небольшого количества тепла, поступаю-
щего в камеру с подаваемым жидким топливом):
с2	/ с2 \
Ас 4—тг 4~	(Дк.сг—(I+£т) (А 4—)
или, рассматривая поток заторможенным,
1+gT) гг.	(з. 27)
где	—энтальпия заторможенного потока поступаю-
2 щего в камеру воздуха при Г*;
энтальпия заторможенного потока уходящих
2 из камеры газов при Т*;
gT —относительный расход топлива, т. е. количест-
во топлива, подаваемое на 1 кг воздуха;
Ни — низшая теплотворная способность топлива,
Дж/кг;
Вк.сг-коэффициент выделения тепла;
1 -j—g"T — количество килограммов газов, получающихся
в результате сгорания gT кг топлива в 1 кг
воздуха.
Коэффициент выделения тепла Вк.сг показывает, какая доля
Ни используется на повышение энтальпии газов. Остальная
часть Ни теряется из-за теплоотдачи во внешнюю среду или ос-
тается нереализованной вследствие неполного сжигания топли-
ва и выносится из камеры в виде химической энергии продуктов
неполного сгорания.
Величина g-T определяет также количество воздуха LBt
приходящееся на 1 кг топлива, поскольку LB—i/gT.
69
Обычно Ав сопоставляют с количеством воздуха £в,0 теорети-
чески минимально необходимым для полного сжигания 1 кг топ-
лива, т. е. для полного окисления входящих в его молекулы го-
рючих элементов, обычно углерода С и водорода Н, при кото-
ром образуются углекислота СО2 -и водяной пар Н2О.
Соотношение между LB и Ав.о называется коэффициен-
том избытка воздуха (при сгорании) а, поэтому
а=^-=—— .	(3.28)
Если а> 1 (£В>АВ.О), то имеется излишнее для сгорания ко-
личество воздуха, поэтому теоретически сжигание топлива
должно быть полным. Однако практически всегда имеется неко-
торая неполнота сгорания, обусловленная неидеальным переме-
шиванием топлива и воздуха. При а<1(Ав<£в0) даже теорети-
чески, учитывая использование всего кислорода воздуха, полное
сжигание топлива невозможно.
Общий (отнесенный ко всему расходу воздуха) .коэффициент
а в камерах сгорания всегда намного больше единицы. Посколь-
ку неполнота сгорания топлива очень невелика, то ее влиянием
на состав газов можно пренебречь. Поэтому уходящие из каме-
ры сгорания газы можно рассматривать как смесь (на 1 кг воз-
духа):
где g? (1 + Z в.о) —количество продуктов полного сгорания £ткг
топлива при а = 1;
1—gTAB.o—оставшееся количество воздуха (от 1 кт), не-
использованное для сгорания.
Поскольку теплоемкость продуктов сгорания не равна (боль-
ше) теплоемкости воздуха, то энтальпия уходящих газов
(1 + gT) ? = Ят (1 + J	1 - ёЛ J
где -энтальпия 1 кг продуктов сгорания при а=1 и Т*\
z*B — энтальпия 1 кг воздуха при Т*.
. При использовании последнего соотношения уравнение ба-
ланса энергии (3.27) может быть написано -в следующей форме:
% + ^/Ук.сг == £т (1	i “ й'Л.о) £в’
откуда
В правой части этого уравнения числитель представляет со-
бой количество тепла, которое следует затратить для нагрева
70
1 кг воздуха от Тк* до Тг*, а знаменатель— располагаемое для
этого количество тепла от сжигания 1 кг топлива. Последнее
получается путем уменьшения количества тепла, используемого
при сжигании 1 кг топлива (Ии&к.сг), на энтальпию дополнитель-
но образующегося 1 кг газов с температурой Тг* при а=1 и на
затрату тепла, обусловленную тем, что из-за большей теплоем-
кости энтальпия полученных при этом ТБ.о кт продуктов сгорания
превышает энтальпию использованных для сгорания £в,0 кг воз-
духа при той же Тг*.
Значения входящих в уравнение (3.29) энтальпий следует
брать с учетом условий определения Ни. Как известно, под Ни
понимают количество тепла, которое следует отвести при р~
=const от продуктов полного сгорания 1 кг топлива для их ох-
лаждения до начальной температуры TQ горючей смеси (273—
293 К). Обычно используется Ни, называемая низшей, посколь-
ку при ее определении не учитывается тепло, которое выделяет-
ся при конденсации образующихся при сгорании водяных паров.
Поэтому при использовании уравнения (3.29) следует брать не
абсолютные значения энтальпий, а их приращения в интервале
от исходной температуры TG (допустимо всегда брать 273t*K)
соответственно до температуры Гн* или Тг*:
|гДГ-7'0)=]ср 1Г*(Г-273); Z* =|ср|г* (Г-273);
к I CbIj'p 1 к	| /’в|273ч r ' г,а ‘ Гв1273 v г J
ir =|с (г -273),
| pa-*li273V г	7
где Ы273’Ы373 и 1^=1,273 “средние УДельные теплоемкости
при /?=const соответственно для
воздуха и для продуктов сгорания
при а—1 в интервале температур
от 273 до Т* и Г;.
Используя полученные соотношения, можно написать
(3. 30)
При подсчете g? по этому уравнению для обычных авиацион-
ных топлив можно принимать Ни~43- 10е Дж/кг, Z.B-O=14,8 кг
воздуха/кг топлива, а ?к.сг= 3,95-4-0,98. Значения средних тепло-
емкостей можно брать по графикам, показанным на рис. 3.12.
Для современных значений Тг* и Тк* на основных рабочих режи-
мах большей частью gt =0,017-4- 3,023, что соответствует а—
= 3,04-4,0, так что через камеру сгорания проходит в 3—4 раза
71
больше воздуха, чем необходимо для полного сжигания топлива.
Следовательно, для сжигания и-спользуется лишь 25—30% рас-
полагаемого воздуха, а остальное его количество служит для
снижения температуры газов до значения, допускаемого конст-
рукцией двигателя.
Движение воздуха и газов через камеры сгорания сопровож-
дается падением полного давления (главным образом вследствие
гидравлических потерь), которое может характеризоваться ко-
эффициентом давления
(3.31)
°к.сг
Рг
Рк
Рис. 3.12. За исимость средних удельных теплоемкостей воз-
духа крв]2/з и продуктов сгорания топлива при а=-1—
от температуры Г*—273
Как видно, Он.сг показывает, какую долю полного давления
на входе в камеру сгорания составляет полное давление перед
турбиной; обычно Ок.сг—0,94-j-0,97. При известном значении
(Тк.сг давление перед турбиной определяется из соотношения
£г °к.сгРк‘
(3.31а)
Расширение газов в турбине
В идеальных условиях расширение газов в турбине может
рассматриваться как термодинамический процесс, обратный
сжатию его в компрессоре. Однако при учете гидравлических по-
72
терь эта закономерность нарушается, поскольку при расширении,
как и при сжатии, преодоление этих потерь требует затраты ра-
боты, которая в конечном счете переходит в тепло и в обоих слу-
чаях .нагревает газ.
Расширение газа в идеальных условиях ('без потерь и тепло-
отдачи во внешнюю среду) может быть только адиабатическим.
Применяя уравнение (3.3) для
сечений г—г и т—т на входе
в турбину и на выходе из нее (см.
рис. 1.6), можно написать:
е2	с2
+4,-
2	1 р г 2	” тад 1
(3. 32)
Таким образом, получаемая
в турбине при адиабатическом
расширении газа работа
й -
Рис. 3.13. Политропический
и адиабатический процессы
расширения в турбине
^л=сс{Т-Т^--------
где 71Тад —температура газов в
конце адиабатическо-
'	го расширения.
В последнем уравнении уменьшение энтальпии газа обуслов-
лено адиабатической работой Лад, совершаемой движущимся га-
зом при расширении (рис. 3.13), т. е.
^ад=^(Л~Лад)-
Следовательно,
с2-с2
Lan=La,----(3.33)
Как видно, получаемая в турбине при идеальных условиях
работа равна Лад за вычетом той ее части, которая идет на уве-
личение кинетической энергии газа в турбине (если, как обычно,
ст>сг) •
В действительности из-за гидравлических 'потерь получаемая
работа L? при прочих одинаковых условиях меньше, чем ЛаДт •
При этом, если пренебрегать теплообменом с внешней средой,
число членов в уравнении (3.32) сохраняется тем же, поскольку
обусловленное гидравлическими потерями преобразование энер-
гии происходит внутри рассматриваемой системы. Следователь-
но, уравнение энергии при расширении с потерями может быть
написано в следующем виде:
с2	с2
+ срТтср7\+Лт,	(3.34)
где 7\—действительная температура газа в конце расширения.
73
Поскольку работа LT меньше Аа;1т, а все остальные члены в
уравнении (3.32) и (3.34), .кроме температуры конца расшире-
ния, одинаковы, то температура 7\ должна быть выше, чем
^та1’ т. е. уменьшение отбираемой от газа работы приводит и к
меньшему снижению его температуры.
Уравнение (3.34) показывает, что:
2	2
v
L,*=cp(T-T,}------(3.35)
При 7т>Ла1 и рт—const конечный удельный объем возрас-
тает (см. рис. 3.13). Таким образом, при одинаковой интенсивно-
сти потерь весь процесс расширения будет .протекать при боль-
ших объемах, чем при расширении по адиабате, т. е. в термоди-
намическом отношении будет представлять собой политропу
расширения с сообщением тепла qt. Однако в данном случае теп-
ло нс подводится к газу извне, а является результатом перехода
в тепло 7/ той части работы расширения, которая затрачивается
на гидравлические потери.
Как видно на рис. 3.13, совершаемая газами работа политро-
пического расширения £пол из-за подогрева получается большей,
чем ^ад, но снижение энтальпии газа в результате расширения
обусловливает нс вся 7-пол, а лишь часть ее, которая отводится
от газа в виде механической работы. Остальная работа расшире-
ния переходит в тепло 7/, нагревающее газ, поэтому
г	^пол Qf
и, следовательно, уравнение (2.35) можно написать в следую-
щем виде:
2	2
г4 -— с
^-=L^~qf-------(3.36)
Уравнение (3.36) показывает, что получаемая в турбине ра-
бота представляет собой работу политропического расширения
движущихся газов за вычетом работы, затрачиваемой на гидрав-
лические потери и переходящей в тепло Qf, и работы, идущей на
увеличение кинетической энергии газов (если ст>сг).
Можно написать (см. рис. 3.13), что	Прира-
щение AL политропической работы по отношению к адиабатиче-
ской объясняется тем, что qj подогревает газ при повышенных
давлениях. Поэтому каждое бесконечно малое количество тепла
при дальнейшем расширении газа частично преобразуется в ра-
боту в соответствии с тем падением давления, которое происхо-
дит после сообщения газу тепла.
Таким образом, AL представляет собой вновь восстановлен-
ную в работу часть тепла трения, т. е. часть потерянной работы
расширения газа.
74
Если в уравнение (3.36) вместо работы £Пол подставить рав-
ную ей работу £ад + ЛД то
2	2
I —Г • ,/	Ст~сг
A/» Qj о ’
или, учитывая уравнение (3.33),
^*адт (*7/	Д^»)«
(3. 37)
Следовательно, обусловленное гидравлическими потерями
снижение получаемой работы LT по сравнению с £адг происхо-
дит на величину, меньшую работы, затрачиваемой на гидравли-
ческие потери, поскольку часть последней восстанавливается в
результате сообщения тепла трения расширяющемуся газу.
Ранее было показано (уравнение 3.1 8), что при сжатии до-
полнительно требуемая из-за гидравлических потерь работа,
наоборот, больше работы, затрачиваемой на эти потери. Это
обстоятельство является одной из причин того, что при одина-
ковом уровне потерь процесс расширения получается более эко-
номичным, чем процесс сжатия.
Для оценки экономичности турбины удобно рассматривать
заторможенный поток, параметры которого согласно уравнени-
ям (3.8), (3.9) и (3.10) будут:
(3. 38)
Отношение давлений есть степень понижения полного давле-
ния в турбине:
где лт
'пат
(3. 39)
= — — степень
pt
понижения действительного давления.
Так как Тт<Тг и ст обычно больше сг, то Мт>Мг и, следова-
тельно, степень понижения полного давления лт* получается не-
сколько (на 5—15%) меньшей, чем Дтстат-
75
Значения рг*, Тт* и рт*. Т?* характеризуют начальное и ко-
нечное состояние заторможенного потока при расширении; соот-
ветствующее им изменение его состояния при расширении мо-
жет быть условно представлено политропическим процессом.
Этот процесс и получение его из политропического процесса
г—г, соответствующего действительному состоянию потока,
показаны на рис. 3.14.
Рис. 3.14. Политропичес-
кие процессы расширения
в турбине при рассмотре-
нии действительного и за-
торможенного состояния
газового потока
Рассматривая заторможенный поток, получаемую от газа
работу Lr сопоставляют с работой £*аДт, которую можно было
бы иметь при его адиабатическом расширении и тех же .значе-
ниях Гг* и Пт*:
„)=^ /1------.	(3- 4°)
I /
или при средних значениях ср=1160 Дж/кг-К и Л =1,333
Г = 11607*
адт	г
Отношение £т к	называется коэффициентом
полезного действия турбины (по параметрам затормо-
женного потока)
(3.41)
^адт
Для современных турбин т|т*=0,874-0,92. Если известно (или
выбрано) .значение ти*» то получаемая работа определяется по
уравнению

(3.42)
76
Работа, развиваемая на выводном валу турбины,.., несколько
меньше работы £т, получаемой от газов, поскольку часть лослед-
ней теряется на трение в подшипниках и на вращение турбин-
ных колес. Эти потери работы учитываются при рассмотрении
всех потерь механической энергии в двигателе в целом.
Используя уравнение (3.7) для полной энтальпии газа, мож-
но уравнение (3.35) написать в следующем виде:
„2 /	„2 \
z1	I	С \
AT=r7„+^— C7T+-J- =с/г;-г;).	(3.43)
А-	\	А у
Как видно, .при заторможенном потоке уменьшение энталь-
пии газа обусловлено только отводимой от него работой.
Из уравнения (3.43) температуру Т?* можно определить как
или при ср=1160 Дж/кг-К
р»__рн 
т“ г 1160 ’
Полное давление за турбиной
Развиваемая в турбине мощность в кВт
GrL
1000
(3.44)
(334а)
(3.45)
(3.46)
где GT — секундный расход газа через турбину, кг/с.
Как известно, в ТРД
N^NK+N„,	(3.47)
где NK — мощность, затрачиваемая на вращение компрессора;
— мощность, затрачиваемая на механические потери (на
трение вращающегося ротора о воздух, на привод
вспомогательных агрегатов и на трение в механизмах
двигателя, в подшипниках и др.).
Обычно механические потери принято характеризовать ме-
ханическим к. п. д.
Пм=^,	(3.48)
который показывает, какую часть составляет мощность, потреб-
ляемая компрессором, от мощности, получаемой в турбине; мож-
но принимать рм=0,964-3,98.
77
Из уравнения (3.48), получаемая в турбине мощность
=	(3.49)
Заменяя в уравнении (3.49) мощности Л/т и Л/к (см. уравне-
ния 3.26 и 3.46) удельными работами, получим
	(3.50)
1м
Расход Gr отличается от расхода 6В; с одной стороны, часть
воздуха отбирается от компрессора на охлаждение турбины и
для создания подпора в уплотнениях с тем, чтобы исключить
прорыв горячих газов во внутренней полости двигателя. Следо- <
вательно, в камеры сгорания поступает не весь воздух, сжима-
емый в компрессоре. С другой стороны, массовый расход выхо-
дящих из камер сгорания газов возрастает на массу сожженно-
го топлива. Поэтому	'
Or=G„-AGB+Gt=GB(l-^. + ^),	(3.51)
где G-в — секундный расход воздуха через компрессор;
АОб — секундное количество отбираемого от компрессора
воздуха;
6Т — секундная подача топлива ib камеры сгорания.
Приближенно можно считать, что GT/G^=g7, тогда
Как уже отмечалось, gT обычно составляет порядка 2% от
расхода воздуха; примерно столько же воздуха отбирается от
компрессора. Поэтому при не очень точных расчетах можно по-
лагать, что снижение расхода газов из-за отбора воздуха ком-
пенсируется увеличением расхода в результате сгорания топли-
ва, т. е. принимать, что
Gr=GB.	(3.51а)
При этом условии
£Г=Д-.	(3.50а)
1м
Учитывая уравнения (3.40) и (3.42), уравнение (3.50а)
можно записать в следующем виде:
78
откуда
<=---------!-----—	(3.52)
(1 —
Ср^/Ы /
или при Ср~ 1160 Дж/кг-К и £=1,333
л*=-----------------.	(3.52а)
\ iieor^J
В наиболее типичных расчетных условиях лт* получается в
2—3 раза меньшей, чем лк*, что обеспечивает примерно такое
же возрастание давления рт* по отношению к давлению рв*-
В этом повышении давления и заключается полезный эффект,
Достигаемый с помощью турбокомпрессорной группы (разд. 2.2).
Расширение газов в выходном сопле
Выходное сопло т'—с (см. рис. 1.6) связано с турбиной "вы-
ходным каналом т—т', в котором происходит перестройка газо-
вого потока с кольцевой формы на
цилиндрическую. При этом вследст-
вие гидравлических потерь, теплоот-
дачи и стенки и изменения скорости
состояние газа в сечении т'—т' полу-
чается несколько отличным от со-
стояния газа в сечении т—т, что от-
ражается и на его параметрах
в сечении с—с (на срезе сопла).
Для выяснения основных термо-
динамических соотношений, показы-
Рис. 3.15. Адиабатический
процесс расширения в вы-
ходном тракте
вающих принципиальную взаимо-
связь отдельных параметров газа,
целесообразно не учитывать силы
трения и теплообмен с внешней сре-
дой, а рассматривать изменение состояния газа в сопле и в вы-
пускном канале, т. е. во всем выходном тракте, совместно, счи-
тая его адиабатическим.
А. Основные термодинамические соотноше-
ния. Используя уравнение (3.4) для сечений т—т и с—с и счи-
тая изменение состояния газа адиабатическим, можно написать
где сс^ и ГСа —скорость и температура газа на срезе сопла
при адиабатическом процессе,
79
откуда
ССад = К2ср(7’т-7'еал)+<2т-	(3.53)
Уменьшение энтальпии газа обусловлено работой адиабати-
ческого расширения (рис. 3.15), которая однако не отводится от
газа, как в турбине, а идет на увеличение его же кинетической
энергии.
Так как по уравнению адиабаты
1-1	к-~1
й	k ,
стат
где л_ — степень понижения действительного давления в соп-
‘-стат
ле (включая и выходной канал), то

Таким образом, скорость выхода (истечения) газа из сопла
определяется его начальными температурой и скоростью и про-
исходящим в сопле .понижением давления.
Для получения более простых соотношений следует началь-
ную энтальпию и начальную кинетическую энергию газа учиты-
вать совместно, считая поток заторможенным, т. е. рассматри-
вать истечение из сопла при начальном неподвижном состоянии
газа (см. рис. 3.15). В этом случае уравнение (3.53) принимает
следующий вид:
Сс =1/	7’с )=У2сЛ(Г*-Гс").	(3.55)
сад Г Р \ т 1 9р сад / r Рv г сад7	v 7
\ /
Т ак как
т* т 7*	•	ч*”1 я* Л"1 п* »-1
__т — , 7 г т —( Дг \~Т~ (	— / /т
сад ^сад	'» /’с /	\ Pt -	\ Pc J
где рт* — полное давление газа перед соплом, которое при от-
сутствии потерь равно полному давлению за турбиной, и лс —
полная степень понижения давления в сопле (здесь в отличие от
турбины конечное давление берется действительным), то, учи-
тывая, что
с _ ср р__________— р
СР- Ср-Ср
получим
80
По уравнению адиабаты плотность таза на срезе сопла
I
£
Л
с
(3.57)
1 *
с“ ’(J	RrT*
поэтому расход газа через выходное сечение сопла Fc равен
Полученные соотношения позволяют определять все теорети-
ческие данные, относящиеся к истечению газа через сопло, если
известны рт*, Т?* и лс (или рс). Состояние потока за турбиной
является следствием протекания предшествующих процессов в
двигателе, а величина рс обусловлена газодинамическими усло-
виями течения газа, без учета которых задача становится неоп-
ределенной.
Рис. 3.17. Изменение па-
раметров газового потока
по длине канала
Рис. 3.16. К рассмотре-
нию установившегося
движения газа
Б. Газодинамические условия протекания
термодинамических п роде с с о в. В случае установив-
шегося движения газового (потока расход газа через любое сече-
ние канала должен быть одинаков (ipw-c. 3.16), т. е.
Grl—Gr2=Gr3—<7Г.
(3. 59)
81
При нарушении этого соотношения, состояние потока стано-
вится неустанавившимся. Так, например, если Gr2 неравно Gr3,
то количество газа, заключенное в объеме между сечениями
2—2 и 3—3, будет изменяться и, следовательно, параметры газа
будут зависеть от времени.
Расход газа через единицу площади поперечного сечения ка-
нала называется плотностью тока 77, т. е. П= GT/F, поэто-
му Gr—FIl.
Используя понятие плотности тока, уравнение (3.59) можно
представить в следующей форме:
F 2П F 3П ^~G г,
и вообще для любого сечения
П =	(3.60)
Таким образом, при установившемся течении (при Gr—
“const) плотность тока должна изменяться обратно пропорци-
онально площади поперечного сечения канала.
Если допускать, что в каждом сечении параметры газа посто-
янны, то его расход можно выражать уравнением Gr=772C, где
0 и с — постоянные по площади сечения плотность и скорость
газа. Поэтому для каждого сечения
77=-^-=Сс.	(3.61)
Г
Следовательно, плотность тока определяет величину произ-
ведения qc. Однако как плотность, так и скорость газа зависят
от термодинамического изменения состояния газового потока.
Поэтому изменение плотности тока по движению газа наклады-
вает вполне определенное ограничивающее условие на характер
протекающих термодинамических процессов. В зависимости от
других условий эти процессы могут быть различными и приво-
дить к разным изменениям плотности и скорости, но во всех
случаях они должны удовлетворять тому закону изменения плот-
ности тока, которое диктуется формой канала, т. е. зависимо-
стью площади поперечного сечения от его длины.
Наиболее простые принципиальные зависимости можно по-
лучить, принимая все процессы адиабатическими. В этом слу-
чае полное давление р* и полная температура Т* газа по длине
канала остаются постоянными и параметры потока, а следова-
тельно, и плотность тока в любом сечении канала можно
рассматривать как результат перехода от одного и того же ис-
ходного заторможенного (неподвижного) состояния газа. В соот-
ветствии с понятием заторможенного потока этот переход осу-
ществляется путем адиабатического расширения, причем конеч-
ное состояние газа однозначно определяется любым одним его
параметром. За последний наиболее удобно брать действитель-
82
нос давление газа р или степень понижения давления ы—р*1р.
Так, например, для канала, .показанного на рис. 3.17, состояние
потока в сечениях 1—Л 2—2, 3—3 и т. д. при известных р* и 7*
определяется значениями ль лг, лз
(или pi, pz, рз), которые обусловли-
вают соответствующие величины рад
и сад, а следовательно, плотности тока
77ад, требуемые при существующем из-
менении сечения по длине канала.
Таким образом, характер процесса
в газе определяется соотношением
между л и Па!1, изменение величины
которой обусловлено формой канала.
Это соотношение может быть получено
с помощью приведенных ранее уравне-
ний (3.56), (3.57) и (3.61), если их
отнести к общему случаю адиабатиче-
ского расширения от неизменного на-
чального состояния с р* и Т* до конеч-
ного давления р. Следовательно, мож-
но написать, что
Рис. 3.18. Зависимость пара-
метров газового потока от л
(при р*= const и 7*=const)
где
И
(3.62)
(3.63)
(3.64)
Очевидно, что все возможные значения л лежат в пределах
от л=1 (при р — р*) до л — оо (при р=0). Соответствующие из-
менения Сад и рад показаны на рис. 3.18, где по оси абсцисс отло-
жена величина —, пропорциональная давлению р (при р*~
л
= CODOt).
Как видно из уравнения (3.64), увеличение л приводит к неп-
рерывному уменьшению рад от значения Q* при л=1 до нуля при
л= сю. Скорость газа при этом 'возрастает (о'на равна нулю при
л—1), однако даже при л=оо, т. е. при бесконечно большом
расширении газа, ее величина сохраняется конечной, равной пре-
дельному ее значению по уравнению (3.63):
СЯ1 „
адПр
поэтому
83
Это выражение показывает, что величина наибольшей пре-
дельно возможной скорости ограничена условием преобразова-
ния всей начальной (полной) энтальпии газа в его кинетическую
энергию и поэтому не может быть бесконечной.
Полученные закономерности изменения сад и рад показывают
(уравнение 3.62), что плотность тока /7ад дважды обращается в
нуль: при л=1, когда газ неподвижен (сад~0), и при л=оо,
когда 0ад=0, а скорость газа имеет конечную величину. Таким
образом, существует значение л, при котором 77ад достигает
максимума, т. е. когда совместное изменение сад и рад приводит
к наибольшей величине их произведения.
Состояние потока с неизменными р* и Т*, при котором плот-
ность тока является максимальной, называется критиче-
ски м. Очевидно, что в этом случае
или
(Салбац) Q
rfjt	(1Л
1 АПал  1 С?Сад ।	1 *	^(?ад
/7ад	Сад rfjt бад
(3.65)
Учитывая уравнения (3.63) и (3.64), можно написать, что
1__
Сад Ал 2
ъ	ъ 1
2-^-RrT*k—— я *
к — I	к
1
2fe—1
Я й — Л
I ____лн-i
Q*----Л Й
1	fe ________________1_
бад dft	-L	А’Л
Q*n ft
При критических условиях, когда л=лкр, согласно уравне-
нию (3.65)	/г — 1	1	__ 1 А’ЛКр Лкр -якр
поэтому	1 *** Г Л, °Нд 1 i—*
и	”кр=(4^г’-	(3-66)
84
Следовательно, параметры критического состояния газового
потока могут быть представлены следующими уравнениями:

Последнее соотношение показывает, что при критическом сос-
тоянии скорость потока становится равной местной скорости
звука акр, т. е. скорости звука при температуре газа Ткр, поэтому
сал„п
Mw=—2-=1.
акр
Следовательно, максимально возможная при рассматривае-
мых условиях (р*—const и T*=const) плотность тока
полу-
Общая зависимость плотности тока от л может быть
чека с помощью уравнений (3.63) и (3?64):
(3. 69)
Эта зависимость показана графически на рис. 3.18. При зна-
чениях л>лКр поток имеет ГсГкр и а<акр. Поскольку при
этом его скорость сад>Салкр, то, следовательно, она превышает
скорость звука, т. е. поток имеет число М> 1. При л<лкг, наобо-
85
рот, fl>aKp, а сад<ССадкр, т. е. газ движется со скоростью, мень-
шей скорости звука, и М<1.
Таким образом, величина лКр позволяет разделить все воз-
можные случаи течения газа на две области: дозвуковую, когда
л<лдр, где с увеличением п плотность тока /7ад возрастает, и
сверхзвуковую при л>л1(р, в которой увеличение л сопровожда-
ется падением /7ад.
Характер изменения /7ад приводит к следующим выводам.
При увеличении расхода газа через капал путем снижения ко-
нечного давления критические условия течения наступают в наи-
более узком сечении канала, так как в этом сечении плотность
тока всегда является наибольшей. По достижении критических
условий дальнейшее увеличение расхода газа этим путем невоз-
можно, поскольку плотность тока имеет предельную, максималь-
но возможную в рассматриваемых условиях, величину.
Увеличение плотности тока, а следовательно, и расхода газа
через данный канал при критических условиях течения возмож-
но только в случае изменения параметров заторможенного пото-
ка, а именно: при увеличении р* п снижении Т*, как это видно
из уравнения (3.68). Поскольку при этом лкр остается неизмен-
ной, то действительные значения давления дкр и температуры
Т’кр изменяются пропорционально п* и Т* (уравнение (3.67).
По достижении критических условий в наиболее узком сече-
нии канала состояние потока в этом сечении, как и во всем ка-
нале, расположенном до него, становится независящим от ко-
нечного давления, до которого в дальнейшем расширяется газ.
Это объясняется тем, что в минимальном сечении давление газа
не может быть меньше его критической величины pKV.
Характер изменения /7ад (см. рис. 3.18) показывает также,
что величина плотности тока в каком-либо сечении канала (при
известных значениях р* и Г*) еще не предопределяет действи-
тельное состояние газа в этом сечении, поскольку одна и та же
плотность тока может быть как при докритических, так и при
закритичекзких условиях течения. Состояние газа определяется
лишь одним из его параметров, например давлением р или л, и
в зависимости от его величины в начальном сечении рассматри-
ваемого канала происходящий в этом канале термодинамиче-
ский процесс может быть различным.
Так, в канале с увеличивающимся проходным сечением (рис.
3.19) при расходе газа ^Гал плотность тока должна уменьшать-
ся от = Gr.ajF1 в сечении 1—1 до FIa^=GFajF2 в сечении
2—2. При известных значениях р* и Т* газа зависимость /7ад от
л изображается кривой, показанной на рис. 3.20. Как видно, в
зависимости от состояния газа в сечении 1—1 требуемое измене-
ние /7ад может удовлетворяться двумя термодинамическими про-
цессами: если начальное состояние потока закритическос (л!>
>ЛкР), то газ будет расширяться, так как Л2>Л1; если же на-
86
чальное состояние потока докритическое (л/<лКр), то газ будет
сжиматься, так как Л2/<л/. Следовательно, возможны обрат-
ные по своему характеру термодинамические процессы, но в обо-
их случаях они должны приводить к одному и тому же измене-
нию П&д .обусловленному формой канала.
Рассмотренные закономерности относятся к адиабатическим
условиям течения газа. В действительности влияние сил трения
приводит к тому, что при одинаковом увеличении скорости (а,
следовательно, и снижении температуры) давление и плотность
газа падают более сильно, чем по адиабате. Благодаря понижен-
ным значениям плотности газа при тех же его скоростях макси-
мально возможная плотность то!ка в действительных условиях
получается меньшей, чем в идеальных. При этом она достигается
при более низкой скорости и при меньшем расширении газа.
В результате максимальная плот-
ность тока получается при дозвуко-
вой скорости газа, а разгон газа до
скорости звука требует более силь-
ного расширения, чем в случае мак-
симальной плотности тока.
Рис. 3.20. К рассмотрению
возможного процесса в уши-
ряющемся канале
Рис. 3.19. Схема уширяюще-
гося канала
срезе сопла. В действи-
В. Состояние газа на
тельных условиях движения газа по выпускному каналу (.при
теплоотдаче во внешнюю среду и гидравлических потерях) пол-
ная температура Тц*' и полное давление рт*' в сечении т'—т' пе-
ред соплом (см. рис. 1.6) меньше температуры Тт* и давления
рт* за турбиной.
Снижение полной температуры обычно невелико, поскольку
канал имеет относительно небольшую длину и кроме того покрыт
тепловой изоляцией. Поэтому без большой погрешности допу-
стимо принимать
_ .	(3. 70)
Падение полного давления более существенно и его можно
учитывать, используя коэффициент давления:
кан * ’
Рт
87
который характеризует относительное снижение полного давле-
ния в канале. Обычно <ткаы~0,97-?0,99. Следовательно,
р;'=^нр;.	(з.л)
Соотношение
Й'	Й
(3.72)
Рн	PH
представляет собой располагаемую степень понижения давле-
ния, которая характеризует наибольшее возможное уменьшение
давления заторможенного перед соплом потока при расширении
газа до внешнего давления рн.
При данных значениях рт и Гт состояние газа на выходе
из двигателя зависит от формы сопла и от величины лРасп.
В ТРД для скоростей полета до Мг«-1,5 используются сужа-
ющиеся сопла (см. рис. 1.6). В двигателях для больших уп .при-
меняются сопла с первоначально уменьшающимся, а затем уве-
личивающимся проходным сечением, т. е. уширяющиеся (типа
Лаваля). Условия истечения из этих сопел следует рассмотреть
по отдельности.
При сужающемся сопле проходные сечения по движению га-
за непрерывно уменьшаются и, следовательно, в таком сопле
могут происходить лишь процессы, сопровождающиеся увеличе-
нием плотности тока. При этом поскольку за турбиной состоя-
ние потока всегда докритическое, то в сужающемся сопле газ
может только расширяться.
При лРасп<Лкр газ в сопле может расширяться -полностью до
внешнего давления, так как при этом плотность тока все время
возрастает. Поэтому полная степень понижения давления в соп-
ле
яс=—= лрасп	(3.73)
Рс
и давление на срезе сопла рс=Рн-
Действительная среднемассовая скорость сс из-за гидравли-
ческих -потерь в сопле при том же понижении давления получа-
ется меньшей, чем адиабатическая, полученная по уравнению
(3.56). В результате полное давление газа на срезе сопла рс*
снижается по отношению к давлению р?*' так, что
р’=Ч>”>	.	(3-74)
где ос— коэффициент давления для сопла, который обычно ра-
вен 0,94—0,96, несколько уменьшаясь по мере увеличе-
ния лс.
Как и в выходном канале, теплообменом в сопле можно пре-
небрегать, считая Тс* = Тт*/=Тт*.
88
Исходя из параметров заторможенного потока на срезе соп'
ла, действительная скорость истечения определяется следуЮшим
уравнением:
с =
Так как согласно уравнениям (3.73) и (3.74)
*
Рс	Рт
~~ Зс	ссЛс 3сЛрасп
Рс	Рс
и	то
С тэ
fe-1
(°c^pacu)
(3. 75а)
При k =1,333 и /?г~2'90 Дж/кг-К
23207'* 1-
1
(°сЛрасп)0*
Используя обычные соотношения, можно также получить вы
ражения для остальных параметров потока на срезе сопла-

*
РС
1 =т* 1—\ й	’
С т f « I	-г-
\^с/	(ослраси)
1 *
Рс 1 Рт___________________________ОС .
1	дгт*	РгТ* , k ’	<3,76)
(сслс)	(°c^pacti )
2 k 1	I “Т
Яг А”1	~
.(бсЛрасп) (°с^расп) _ ) 
При k= 1,333 и Яг=290 Дж/кг-К
/7=-^3 1А76[	1___________L_
С Ут; ' V WO L (СсЛрасп)1’5^ (СсЛрасп)1’75
(3.76а)
При зТрасп>Лкр газ в сужающемся сопле может ра'ОширЯ'ть/ся
лишь до критического состояния, т. е. до достижения макси^аль-
но возможной при данных условиях плотности тока. Так как гид'
равличёские потери в сужающихся соплах невелики, то без
большой погрешности можно считать, что значение лкр сохРа'
няется таким же, как и при адиабатическом течении, т. е. соглас-
89
но уравнению (3.66)
Лкр —
При k—1,333	1,85.
Следовательно, .при лРасп>лкр независимо от величины лраСп
степень понижения давления в сопле лс=лКр, поэтому давление
на срезе сопла
* /	si- г	ф t
„	„ А	Рт
Рс — Рс ~~--------------------------------- •
кр лс лкр 1,85
(3.77)
Очевидно, что Рн и при сверхкригическом располага-
емом понижении давления в сужающемся сопле всегда имеет
место неполное расширение, т. е. недора'сширение газа. При
этом снижение давления до атмосферного происходит уже на
выходе газа из сопла.
Обусловленное гидравлическими потерями снижение средне-
массовой скорости может учитываться так же, как и раньше,
уменьшением полного давления, которое характеризуется коэф-
фициентом Ос. Параметры критического состояния потока опре-
деляются теми же уравнениями (3.75) и (3.76), что и для до-
критичсского течения, только вместо лрасп необходимо брать
Лкр!
Для указанных выше значений ос Кс= 17,53-5-17,90 и Кт—
= 3,862-5-0,868. В обычных условиях сСкр = 500-5-600 м/с.
Сужающиеся сопла просты в конструктивном отношении и
обладают относительно небольшими потерями 'в широком диа-
пазоне изменения лРасп. Однако недорасширение газа при
лРасп>Лкр снижает получаемую тягу по сравнению с возможной
при полном расширении. При лРасп/Дкр>3 уменьшение тяти по-
лучается очень существенным. Поэтому в двигателях применяют
конструктивно более сложные уширяющиеся сопла. Поскольку
в уширяющемся сопле (рис. 3.21) площадь выходного сечения
90
Fc на срезе сопла больше минимальной Гкр, то в таком сопле
возможна реализация сверхкритиче'ского .понижения давления.
Так как (см. уравнение 3.60) РСПС—Р^П^, то
1 кр	1 ‘ кр
с Г ‘' кр “
Ас
(3. 79)
где Дс — —£—степень уширения сопла.
Л-р
т'
кр
Рис. 3.21. Схема уширя-
ющегося сопла
Рис.
3.22. Зависимость коэффи-
циента <ТС ОТ Ле
сопле достигаемое сниже-
Таким образом, в уширяющемся
ние плотности тока при сверх'критичеоком расширении определя-
ется степенью уширения Дс, т. е. соотношением между площадя-
ми его выходного и минимального сечения. Поэтому в таком соп-
ле можно получить полное расширение газа при лрасп>лкр, т. е.
иметь лс=лрасп путем выполнения соответствующей степени
уширения, требуемая величина которой определяется соотноше-
нием:
Н кр
Ас =
Величины Пс и 77кр можно определить с помощью уравнения
(3.76), принимая в нем вместо лРасп соответственно лс и лкр и
учитывая разницу в коэффициентах давления ос и (W
°кр
Дс	——
Зс
1 1
2_ —	Й+1
(ЛкрСкр) (Лцр3Кр)
I
fe+1
(3. 80)
1
2
(Лс Ос)*
При расчетах можно принимать :
как и для сужающегося сопла (0,94—0,98). Величина пс зави-
яс=Лрасп, оКр такими же,
91
сит от размеров уширяющейся части сопла, т. е. от Лс, которая
при допущении Окр=ас==1 определяется только 'величиной лс-
Зависимость средних значений ос от яс показана на рис. 3.22.
Как видно, по мере увеличения лс значения <тс существенно
снижаются.
Для расчетных условий состояние потока в выходном сечении
сопла может определяться с помощью уравнений (3,75) и (3.76)
при соответствующем значении сгс.
Поскольку величина л.с=рт*7рс определяется исключитель-
но степенью уширения, то при одном и том же сопле изменения
Ярасп=Рт*7рн против расчетного (когда лс=лрасп) значения
приводит к тому, что давление на срезе рс становится неравным
внешнему давлению рн и может быть больше или меньше по-
следнего. При рс>рн наблюдается недорасширение газа. При
Рс<Рн происходит его перерасширение, при этом газ сжимает-
ся до атмосферного давления скоростным напором по выходе из
сопла.
В случаях, когда рс=7^ри, скорость истечения Сс полностью не
характеризует полезного эффекта от рабочего процесса двига-
теля. При недорасширении, когда рс>рн, выходящий из сопла
газ еще обладает возможностью расширяться и производить до-
полнительную работу. При перерасти рении, наоборот, сжатие
газа вне сопла до атмосферного давления требует затраты кине-
тической энергии вытекающей струи. Учет связанных с этим
потерь сильно усложняет общий анализ энергетических показа-
телей двигателя, не давая принципиально новых результатов.
Поэтому при рассмотрении общих энергетических показателей
двигателя можно условно принимать, что в сопле всегда проис-
ходит полное расширение газа до атмосферного давления, т. е.
что всегда рс=Рн. Получаемая при этом допущении условная
скорость истечения может быть выражена уравнением
При Лс=лрасп условная скорость CcQ равна истинной скоро-
сти истечения сс.
3. 3. Эффективные показатели двигателей
Под эффективными показателями любого двигателя пони-
мают данные, характеризующие его рабочий .процесс как источ-
ник полезной механической работы.
Рабочий процесс турбореактивного двигателя служит для
увеличения кинетической энергии газов и, следовательно, требу-
емую для этого работу можно считать полезной. Поэтому рабо-
тоспособность процесса характеризуется эффективной удельной
работой Lc, т. е. работой, полученной от 1 кг воздуха и могущей
92
быть использованной на повышение кинетической энергии газов
при их движении относительно двигателя.
При определении величины Le можно считать, что GB=Gr и
Рс~Рн. При этих допущениях работа Ье (Дж/кг) представляет
собой приращение кинетической энергии 1 кг газов при увеличе-
нии скорости их движения относительно двигателя от началь-
ной, равной скорости полета Ощ до скорости истечения Ссс, т. е.
2	2
(Г —
(3.81)
Развиваемая двигателем эффективная мощность Ne (кВт),
характеризующая всю его работоспособность, будет;
___бВ'-е
1000
(3.82)
Тепловая экономичность рабочего процесса оценивается эф-
фективным к. п. д. г)е, показывающим, какая доля затраченного
тепла преобразуется в эффективную работу. Следовательно,
Щ==—-	(3.83)
При этом под затраченным теплом q\ подразумевают количе-
ство тепла, которое может выделиться при полном сгорании ис-
пользованного топлива. Поскольку Le относится к 1 кг поступа-
ющего в двигатель воздуха, то (пренебрегая отбором воздуха из
компрессора) q\—gxtiu и
Ч,=-5-.	(3.83а)
Преобразуя уравнения (3.83) и (3.83 а), можно написать, что
L>e qffle ёх^ uPb'
Из этого уравнения видно, что работоспособность рабочего
процесса, характеризуемая работой как и в идеальных усло-
виях (см. уравнение 2.7), обусловлена удельным количеством
подведенного тепла (gtiiu) и степенью превращения этого тепла
в работу (т)е). Вместе с тем работа Le определяет величину ско-
рости истечения при данной скорости полета, так как по уравне-
нию (3.81)
Сс. = J/ 2Z. -t-t£= У 2НиёЛ+(3.84)
Уравнение (3.84) характеризует важную особенность рабоче-
го процесса турбореактивного двигателя. Поскольку в этом дви-
гателе получаемая работа от газа не отводится, а идет на увели-
чение его же кинетической энергии, то величина Ц однозначно
определяет и скорость истечения при данной скорости полета.
93
При этом повышение работоспособности процесса, т. е. увеличе-
ние Lc, неизбежно приводит и к росту скорости ссе.
Практическое значение имеет не тепловая, а топливная эко-
номичность рабочего процесса. Она при прочих равных условиях
обусловливает то количество топлива, которое необходимо
иметь на борту летательного аппарата.
Топливная экономичность характеризуется эффективным
удельным расходом топлива Се (кг/кВт-ч), которая представля-
ет собой количество топлива, расходуемое за 1 ч на 1 кВт эффек-
тивной мощности, т. е.
(3.85)
где 6Тчас—часовой расход топлива в кг/ч.
Если эффективный к. п. д. т|е определить для 1 кВт-ч работы
(3,6-106 Дж), то

3,6-106
CgH и
где С?Ни — количество тепла, затраченного на 1 кВт-ч работы;
тогда
С 3>6‘106
(3.86)
Как видно, снижение Се может достигаться не только увели-
чением тепловой экономичности рабочего процесса, но и приме-
нением более теплоценных топлив, т. е. топлив с более высокой
теплотворностью Ни.
Для современных двигателей в стендовых условиях (при
сп = 0) с с0 —6004-700 м/с, соответственно Le~ 180 0004-
250 000 Дж/кг; при этом т-ie^O,254-0,35, а Сс=0,2б4-
0,36 кг/кВт-ч.
3. 4. Тяговые показатели двигателей
Непосредственным назначением турбореактивных двигате-
лей является создание силы тяги. Однако в условиях полета, ког-
да двигатель вместе с летательным аппаратом перемещается в
пространстве, сила тяги совершает тяговую работу.
Сила тяги Д представляет собой воздействующую на двига-
тель в направлении его оси внешнюю силу, т. е. равнодействую-
щую проекций на ось двигателя всех сил (кроме силы веса),
неуравновешенных в самом двигателе. Они могут быть приложе-
ны как к внутренним, так и к наружным поверхностям элемен-
тов конструкции.
Силы, приложенные к внутренним поверхностям, .представ-
ляют собой силы реакции, возникающие при ускорении газово-
94
го потока. Непосредственное определение соевой равнодейству-
ющей этих сил РВц связано с практически непреодолимыми
Трудностями. Поэтому величина Рвн определяется с помощью
уравнения количества движения, согласно которому увеличение
секундного количества движения в каком-либо направлении рав-
но равнодействующей Ря всех приложенных к потоку сил в том
же направлении. Как видно на рис. 3.23 (водействующие на по-
ток силы показаны штриховыми стрелками).
F’s =	~ ’
где /’вх—рвх^вх — сила, действующая на поток во входном се-
чении;
Рп.и — сила, приложенная к потоку со стороны по-
верхностей внутренних стенок двигателя;
Рс=РсРс —сила, действующая на поток в выходном се-
чении сопла.
Рис. 3.23. К выводу уравнения силы тяги
Сила Ps увеличивает секундное количество движения части
потока, ограниченной сечениями Н'—И' и с—с, вследствие чего
скорость потока возрастает от свх до сс. Поэтому (считая расход
GB воздуха и расход газов Gr одинаковыми)
• •	(^С Свх) РпХ^вхИ- ^п.В Рс^с’
откуда
Рц.В ^в ( ^вх) Рс^ с Рвх^вх 
Обычно скорость воздуха начинает уменьшаться до поступ-
ления его во входное устройство двигателя с некоторого сечения
Н—Н, поэтому СвхС^п, а рвх>Рн. Такое соотношение скоростей
и давлений обусловлено соотношением площадей FBx и Fh и
способом выполнения входного устройства на самолете. При оп-
ределении тяги собственно двигателя удобно принимать свх=ап
и рвх~Рн, считая, что все торможение потока происходит в дви-
гателе (Fbx=Fh). При этом условии:
F„.B=GH (Сс - т/п)4- pcFc- p/fFBX.
Поскольку сила Рви является силой реакции, то она оавна
силе Рп.в по величине, но действует в обратном направлении
(см. рис. 3.23).
95
При определении тяги не рассматривают возможное влияние
обтекающего двигатель воздушного потока, т. е. воздействие на
двигатель внешних аэродинамических сил; эти силы учитыва-
ются отдельно для каждого частного случая размещения двига-
теля на самолете (как и влияние начального торможения возду-
ха). Поэтому принимают во внимание воздействие на наружные
поверхности двигателя лишь сил, обусловленных атмосферным
давлением.
Как это видно на рис. 3.23, при FBX<FC осевая слагающая
сил давления атмосферного воздуха не уравновешена и равна
Поскольку сила Рню направлена по движению газа, а сила
/’вн, как реактивная, против движения, то полная тяга двигате-
ля в ньютонах
^вн	®ii)4“^*cPc ^ътиРн
“ (Fc — Л*) Рн = °в ( Сс ~~ ®п) 4- Л (Рс — Рн) •
(3.87)
Уравнение (3.87) показывает, что тягу двигателя можно рас-
сматривать как сумму двух составляющих;
Н~^?стат»	(3.87 а)
ГДе /?дин—(Сс ^п)
7?ст=г^с (Рс Рн)
— динамическая составляющая, обуслов-
ленная увеличением скорости газов;
— статическая составляющая, которая
является следствием неодинаковой ве-
Свойство рабочего
ги характеризуется так называемой удельной тягой 7?уд
личины давления по внешнему конту-
ру двигателя.
процесса как средства для получения тя-
Н X
кг/с /’
которая представляет собой тягу, отнесенную к единице расхо-
да газа, т. е.
(3.88)
Учитывая уравнение (3.87 а), а также то, что ио уравнению
расхода газа Ob—Pcqccc=Pc ес> можно написать:
с
(3'89)
Как видно, при данных условиях полета величина /?уд опре-
деляется только параметрами рабочего процесса, что и позволя-
/ ет ее использовать как характеристику его тяговых свойств.
96
Преобразуя уравнение (3.88), можно написать:
>г_ 4
(Следовательно, тяга 7L зависит от двух основных
(3. 90)
. __	_	факторов:
1) секундного расхода воздуха GB, величина которого при
прочих равных условиях определяется размерами двигателя;
2) удельной тягой Дуд, обусловленной характером протекания
рабочего процесса.
Очевидно, что для снижения массы и размеров двигателя
желательно иметь Дуд возможно более высокой, так как это поз-
воляет получить требуемую тягу при меньшем секундном рас-
ходе воздуха GB.
В условиях полета, когда сила /? перемещается вместе с ле-
тательным аппаратом, она совершает работу

где S — расстояние, на которое переместилась сила в нап-
равлении ее действия.
Если считать, что тяга действует в направлении полета и по-
лет равномерный, то S=t?nT, где т—время, в течение которого
пройдено расстояние S. Тогда при учете уравнения (3.90)
^в^удЦЛ ^^уд^и»
где G — количество воздуха, прошедшего через двигатель за
время т.
Таким образом, удельная тяговая работа Lr (Дж/кг), т. е.
работа, полученная с помощью 1 кг прошедшего через двигатель
воздуха, будет:
^=-^=₽уЛ-	(3.91)
U	3
Соответственно, развиваемая в полете тяговая мощность
в кВт,
__G$Lr
1000 ’
(3.92)
или, заменяя Lr по уравнению (3.91) на RypVn,
Св^?уд^1г
1000
1000 '
(3.93)
Источником получения тяговой мощности Nr является мощ-
ность, развиваемая двигателем в результате использования теп-
ловой (химической) энергии затрачиваемого топлива, т. е. эф-
фективная мощность Ne.
4	2563	97

Сопоставление используемой на полет мощности Nr с эффек-
тивной мощностью Ne делается с помощью полетного (тягового)
к. п. д.:
Заменяя в этом соотношении мощности удельными работами
согласно уравнениям (3.82) и (3.92), получим
’1« = -4£-.	(3.94)
Величина т]п в значительной мере определяет экономичность
двигателя в эксплуатации; чтобы выяснить основные факторы,
влияющие на тяговый к. п. д., следует считать, что газ в сопле
всегда расширяется полностью, т. е. вместо действительной ско-
рости истечения сс брать условную скорость сСо. Поскольку при
таком допущении рс—рп, то
^у^ЯУДлин=сСо~Ч(	(3.95)
и соответственно
^/?=(сс0~т?„)-г?п.	(3.95а)
Учитывая уравнение (3.95а) и заменяя величину Le ее вы-
ражением по уравнению (3.81), уравнение (3.94) принимает сле-
дующий вид:
П,=	=--------.	(3.96)
СС. +	; .J. Ч
Поскольку сСо>^п, то Т]п< 1, т. е. используемая на полет ра-
бота Lfi всегда меньше работы получаемой в двигателе с по-
мощью рабочего процесса. Для выяснения причин такой законо-
мерности следует рассмотреть изменение кинетической энергии
воздуха в его движении не только относительно двигателя, но и
относительно земли. Как видно из ,рис. 3.24, относительно двига-
теля скорость воздуха возрастает от оп до сСо, а относительно
земли вначале неподвижный (пренебрегая ветром) воздух под
воздействием двигателя приобретает скорость ceJ—оп, т. е. для
получения реактивной силы, перемещающей двигатель вперед,
воздух отбрасывается назад. Поэтому относительно земли 1 кт
воздуха приобретает кинетическую энергию
_ (ч-'М2
кин	п
98
которая, очевидно, не равна работе Le. Разность этих энергий
,	/ Ссо -	(% “ 2ЧГ" ~ 2vn_
Le ^кин	„	п
^с0 —'f.Jvj,
Л’
т. е.
(3. 97)
Уравнение (3.97) показывает, что работа, получаемая за
счет энергии топлива и характеризуемая Lc, в действительности
идет сразу на тяговую работу £я и на увеличение кинетической
энергии воздуха £К1Ш. Поэтому выражение получаемой работы
через £₽, т. е. как приращение относительной кинетической энер-
гии газа, является условным, позволяющим упростить получаю-
щиеся соотношения.
Рис. 3.24. Схема измене-
ния скорости проходяще-
го через двигатель потока
в относительном (сплош-
ная линия) и абсолютном
(штриховая линия) дви-
жениях
Рис. 3.25. Изменение удель-
ных показателей Lc, 1л и
/?уд и полетного к. п. д. ты
в зависимости от отношенин
скоростей CcofVn при гд’-
=const
Зависимость т)п от cCo/vn согласно уравнению (3.96) показа-
на на рис. 3.25, где приведено также изменение Rya, Le и Ln при
заданной постоянной скорости оп (увеличение ^с0/г)п характе-
ризует рост скорости сСо ). Эти зависимости описываются урав-
нениями (3.81), (3.95) и (3.95 а), которые для данного случая
принимают следующий вид:

Сс
1
t’ll
4*
99
2	2	9 г- ,
L - Cc°~Vn - Vn Г ( Сс» V i'll .
e 2	2 L \ vH )	) J ’
—- 1).
vn /
Как видно, т]п= 1 только при условии, 'когда сСо/ип— 1, т. е.
когда скорость газов не изменяется. При этом Яуд=0 и Lr=0,
т. е. двигатель перестает выполнять свои функции. По мере уве-
личения сСо/уп возрастают /?уд и Ar, но tin падает, поскольку
Ln растет менее сильно, чем Le. Эти закономерности позволяют
сделать следующие выводы.
1.	Практически можно иметь т]п близким к единице при соот-
ветствующих, близких к единице, отношениях Сс0/оп. Однако
малое увеличение скорости газов в двигателе возможно лишь
при использовании рабочего процесса с низкой работоспособно-
стью (с малой АР) и, следовательно, при небольших значениях
^Уд. Как уже было ранее установлено (2.2), при малой работо-
способности процесса влияние потерь возрастает. Снижение Le
приводит и к ухудшению эффективного к. п. д. т]Р, что обесцени-
вает .выигрыш в тяговом .к. п. д. т]п- Малые же значения /?уд обус-
ловливают увеличение размеров и массы двигателя для получе-
ния требуемой тяги. Поэтому получение очень высоких значений
т)п> хотя и возможно, но не выгодно, так как приводит к малоэко-
номичному, тяжелому и громоздкому двигателю. Практически
на основных режимах отношение. сСо /уп обычно не менее 2, что
соответствует г]п=0,667.
2.	Получение легких и компактных двигателей путем приме-
нения высоких /?Уд достигается ценой снижения т]п, что отрица-
тельно влияет на экономичность двигателя в целом.
3.	Улучшение тяговых показателей двигателя, достигаемое
путем повышения работоспособности процесса, т. е. увеличения
Le при постоянной скорости оп, частично обесценивается проис-
ходящим снижением т]п» и LR и /?уд возрастают относительно ме-
нее сильно, чем Ье.
Общее использование в полете тепловой энергии оценивается
с помощью общего к. п. д. rjoo, показывающего, какая доля зат-
раченного тепла преобразуется в тяговую работу:
где под затраченным теплом Qi, как и раньше, подразумевается
количество тепла, которое может выделиться при полном сго-
рании использованного топлива.
На основании уравнений (3.83) и (3.94) можно написать:
Ч1б =	-4- П.= W	(3.98)
100
Общая энергетическая (топливная) экономичность характе-
ризуется общим удельным расходом топлива Соб (кг/кВт-ч):
G-,
f'  'час
Заменяя величину NR равной ей величиной Л^т)п и используя
уравнения (3.86), получим
Q	__ 3,6'106	gg
<;6 Л^П
Очевидно, что показатели общей энергетической экономично-
's «ти двигателя всегда хуже, чем эффективной, поскольку т]п<П.
| Поэтому всегда Лоб<Лр и СОб>Се.
Тяговые энергетические показатели практически не исполь-
зуются, поскольку они непосредственно зависят от fn- В услови-
’ ях старта или при стендовых испытаниях, когда ^п=0,
и A^=0, СОб равно бесконечности (так как Лп=0). Поэтому тя-
говые качества двигателя всегда характеризуются лишь силовы-
ми показателями /?уд и R. При этом для оценки топливной Эко-
номичности используется так называемый силовой удельный
/ кг топлива \	„
расход топлива с —------, представляющий собой коли-
• \ Н ТЯГИ-4 /
чество топлива, расходуемое на 1 Н тяти за 1 час, т. е.
Суд=—(3. 100)
Этот показатель не характеризует энергетической экономич-
ности работы двигателя, поскольку сила тяги, как всякая сила,
не является энергетическим -критерием.
Часовой расход топлива Стчас =3600GB£T, а сила тяги R—
=7?уд6в, поэтому
q __3600GngT  3600gT	/2 юр
ул 7?удОв — яул ‘	1
Таким образом, величина Суд определяется количеством топ-
лива, расходуемым на каждый килограмм воздуха, и тягой, по-
лучаемой при расходе одного килограмма воздуха в секунду.
Соотношение между общим (энергетическим) удельным рас-
ходом топлива Соб и силовым Суд можно выяснить, если в урав-
нении (3.100) силу R выразить через Аг7; по уравнению (3.93):
GT
гчас
1000
nr—
06 1000
(3.102)
В уравнении (3.102) величина
мощность (в кВт), развиваемую 1
^п/ЮОО представляет собой
Н тяги в полете. Так как эта
101
мощность пропорциональна гп, то при одинаковой энергети-
ческой экономичности, т. е. при Co6==const, силовой удельный
расход возрастает также пропорционально гп.
Следует иметь в виду, что поскольку СОб практически не ис-
пользуется, то Суд обычно называют просто удельным расходом
топлива, опуская слово силовой.
Современные турбореактивные двигатели в стендовых (стар-
товых) условиях обычно имеют /?уд=600-?700 Н-с/кг, а Суд=
— 0,385-7-0,11 кт-ч/Н.
3.5. Зависимость удельных показателей двигателя
от основных параметров рабочего процесса
Изменение эффективных показателей
При рассмотрении идеального цикла газотурбинных двигате-
лей (разд. 2.3) была выяснена зависимость его работоспособно-
сти и экономичности от 7’г и Лоб. При этом было отмечено, что в
сравнении с идеальным циклом на показатели реального рабо-
чего процесса влияет не только уровень потерь, но и степень чув-
ствительности рабочего процесса к этим потерям, характеризуе-
мая величиной О. Имеются оптимальные значения лОб, при
которых работоспособность или экономичность процесса макси-
мальны. Поскольку этот вопрос имеет важное практическое зна-
чение, его следует рассмотреть более подробно.
Рис. 3 26. Зависимость Le и Се от Лк при
Т* = const и vn = О
102
На рис. 3.26 показана зависимость Le и Се от лк* при оп=0
и невысоких значениях коэффициентов потерь (Па\ =0,82,
т]т* = 0,89; Ок.сг=0,95 и £к.сг=0,97) для двух постоянных темпе-
ратур Тг*.
Как видно, при Тт*~ oon&t с увеличением лк* кривая измене-
ния удельного расхода топлива Се имеет минимум. Это объясня-
ется влиянием двух противоположно действующих факторов:
1) увеличением повышения давления при сжатии, что в тер-
модинамическом отношении улучшает использование тепла для
«превращения его в работу;
Рис. 3.27. Зависимость Le и Се от
Тг при лк — const и и„ = О
2) приближением работы сжатия к работе расширения, т. е.
уменьшением степени подогрева Ф, что приводит к более сильно-
му влиянию на Се реальных потерь.
По мере увеличения лк* интенсивность влияния первого фак-
тора снижается, а второго — возрастает. В результате при неко-
тором значении оптимальном по экономичности, т]е имеет
максимум и соответственно Се — минимум.
Величина £₽ зависит не только от т|е, но и от удельного коли-
чества тепла <7i. С увеличением Гк* возрастает, поэтому при
7'r*=const величина </i уменьшается. В области относительно
невысоких значений лк* ее увеличение приводит к росту LPt по-
скольку при больших перепадах температур Тг*—Тк* влияние
повышения Т1(* на величину невелико. Однако с возрастанием
як* увеличение т]е замедляется, а снижение <71 становится все бо-
лее интенсивным; в итоге при некотором значении л*м , опти-
мальном по работоспособности (т. е. по мощности), Lv достигает
максимального значения.
ЮЗ
При неизменной Тг* значение л* всегда меньше, чем л**;
это объясняется тем, что Le начинает снижаться, когда т|е еще
возрастает, но менее сильно, чем падает qi.
Таким образом, условия получения максимальной работоспо-
собности и максимальной экономичности рабочего процесса не
совпадают. Это обстоятельство оказывает свое влияние на конеч-
ные тяговые показатели ТРД.
Использование более высокой Тг* приводит к увеличению ра-
боты расширения газа, что повышает работу Д и уменьшает
значимость влияния работы сжатия и температуры Тк*. Следо-
вательно, использование более высокой Тт* дает два преимуще-
ства:
1) улучшает эффективные показатели двигателя при данном
значении лк*;
2) позволяет иметь более высокие лк* и получать дополни-
тельный выигрыш в работе Le и особенно Се.
Преимущество применения более высоких 7Г* иллюстриру-
ется рис. 3.27, где показано изменение Le и G? при изменении
температуры Тг* для двух постоянных значений лв* (10 и 20) и
тех Же прочих условиях, что и раньше (см. рис. 3.26).
Кроме температуры Тт* на характер изменения L? и С? при
изменении лк* влияет уровень потерь. При уменьшении потерь
л*м и л*Кэ возрастают.
В условиях полета при тех же параметрах рабочего процес-
са (лк*, Тт* и др.) значения Le и Се получаются иными, чем при
vn=0, вследствие увеличения рн* и Тн*. При этом степень по-
вышения давления Лоб возрастает, поскольку она определяется
не только лк*, но и скоростным напором. Так как эффективность
рабочего процесса обусловливается общим повышением давле-
ния, то в результате наличия скоростного сжатия зависимости
Le и Се от лк* при Тг* —const сохраняются в основном такими
же, как и при t'n—0, но смещаются в сторону меньших лк*. Со-
ответственно снижаются и л* и л*
км кэ
Изменение тяговых показателей
Как уже упоминалось ранее (разд. 3.4), тяговые энергетиче-
ские показатели на практике не используются, поэтому достаточ-
но ограничиться рассмотрением изменения лишь -силовых пока-
зателей.
Связь между удельными силовыми тяговыми показателями
и эффективными получается довольно сложной, поскольку она
определяется двумя условиями:
1)	-соотношением между энергетическими тяговыми и эффек-
тивными показателями, характеризуемыми полетным к. п. д.
(уравнения 3.94 и 3.99);
104
2)	изменением соотношения между силовыми и энергетиче-
скими тяговыми показателями при изменении скорости полета
(уравнения 3.91 и 3.102).
Используя уравнения (3.91), (3.94), (3.99) и (3.102), можно
написать:
____£	^11
1000 ~ * 1000^'
(3.103)
Выражения (3.103) неприменимы для общего анализа, так
как при vn—0 связь между тяговыми и эффективными показате-
лями становится неопределенной, поскольку в этом случае и
т]п=0. Для ’получения общих, более простых соотношений мож-
но рассматривать условную скорость истечения Ссо и заменить
2vn
г)тт величиной ——тту согласно уравнению (3.96). Тогда
^уд _ 2vu	12	
с + vn	с_ 4- t'n ’	
	(3. 104)
Суд _ Cco+v”	
Се	2000	’	
где согласно уравнению (3.84) сСо
В стендовых (стартовых) условиях, когда ип~0,
*уд	2	
Le Суд	с ’ С0 Ср со	(3. 104а)
се	“2000'	
Уравнения (3.194) показывают, что с увеличением скоростей
Ссо и соотношение между удельными тяговыми (силовыми)
и эффективными показателями ухудшается, т. е. /?уд снижается
по отношению к Le и Суд растет по отношению к Се. Такое влия-
ние Сс0 на соотношение между тяговыми и эффективными по-
казателями объясняется тем, что кинетическая энергия уходя-
щих газов изменяется пропорционально квадрату, а их количе-
ство движения — пропорционально первой степени скорости
Сс0- Поэтому при увеличении сСо работа Le возрастает более
быстро, чем /?уД. В условиях полета с постоянной скоростью
^?уД пропорциональна LR, так что в этом случае относительное
снижение Яуд и возрастание Суд может рассматриваться, как
следствие падения г]п при увеличении сс., (уравнение 3.96).
Влияние сСо на соотношение между тяговыми и эффектив-
ными показателями в полете смягчается наличием начальной
105
кинетической энергии ^п2/2 и начального количества движения
поступающего в двигатель воздуха. Поэтому оно наиболее силь-
но в стендовых условиях (ори vn=0). В этом случае (уравнения
3.104 а) соотношение ^уд/Ае изменяется обратно пропорциональ-
но, а Суд/Се — прямо пропорционально скорости сСв.
При изменении скорости уп> а следовательно, и Le меняется
и скорость Сс0. Однако изменение Le относительно невелико и
сСо (уравнение 3.84) меняется менее сильно, чем vn- Поэтому в
условиях полета Дуд (уравнение 3.95) всегда меньше и соответ-
ственно Суд больше, чем при оп—0. При этом с увеличением
соотношение между Дуд и L? непрерывно ухудшается, несмотря
на рост т]п в результате ‘снижения ccJun. Это объясняется тем,
что по мере повышения скорости оп 1 Н тяги развивает все
большую работу и соотношение между Дуд и LR уменьшается
обратно пропорционально скорости полета (уравнение 3.103).
Рис. 3.28. Зависимость и
СуЛ от л* (ип = const, 7® =
»= HOOK)
Рис. 3.29. Зависимость ^уд и
Судет 7® (л* = 20 и ин =: const)
Полученные закономерности показывают, что зависимости
/?уд и Суд от лк* и Тт* при vn—const могут резко отличаться от
зависимостей Le и Се. При этом различие в изменении тяговых
и эффективных показателей будет тем больше, чем сильней изме-
няется LP и чем меньше скорость полета. Наиболее сильное раз-
личие в обоих зависимостях получается в стендовых (стартовых)
условиях, когда vn—0.
Для примера на рис. 3.28 показана зависимость /?уд и СуД
от Лк* при 7'г* = 1100 К и ^п=0, соответствующая изменению
эффективных показателей, изображенному па рис. 3.27. Как вид-
но, изменение 7?уд имеет тот же характер, но происходит менее
сильно, чем Le. Так, при лк*—20 Le уменьшается против своего
106
максимального значения на 45%, а 7?уд—только на 26%. При
оп=0 величина 7?уд однозначно определяется Le (уравнение
3.84); поэтому максимальное значение 7?уд достигается при том
же значении лк* (як Ь чт0 и ^е. В отличие от 7?уд, изменение
Суд имеет другую закономерность, чем G?. Благодаря тому, что
с уменьшением затрата работы на получение тяги падает, Суд
непрерывно снижается, и не имеет минимума, как Се. На рис.
3.28 показано также изменение /?уд и Суд при уп=300 м/с и не-
изменных прочих условиях. Как видно, в этом случае /?уд полу-
чается меньшей, а Суд — большим, чем при ^п=0. Изменение
7?уд и Суд становится более близким к изменению Le и Се, поэто-
му имеется лк*, при которой Суд минимален.
Влияние Тг* на удельные тяговые (Показатели при ^п—0 вид-
но на рис. 3.29, где показано изменение 7?уд и Суд при лк*~20,
соответствующее зависимостям Lc и СР, приведенным на рис.
3.27. Сильное увеличение Ц при повышении Тг* приводит к тому,
что СУд возрастает несмотря на то, что Сс весьма существенно
снижается. В условиях полета при ь’п=ЗЭ0 м/с, когда влияние
увеличения Le на тяговые показатели становится более слабым,
СУд вначале уменьшается, как и Се, и лишь в дальнейшем начи-
нает возрастать.
Приведенные примеры показывают, что не имеется общих
значений лк* и Тг*, которые во всех случаях были бы оптималь-
ными. Поэтому практически целесообразные значения лк* и Тт*
выбираются применительно к каждому конкретному случаю,
учитывая условия использования двигателя на самолете.
При малой продолжительности полета масса силовой уста-
новки в основном определяется массой двигателя, поэтому наи-
более важным является высокая /?уд, позволяющая иметь задан-
ную тягу при более легком двигателе. По мере увеличения
продолжительности полета приобретает все большее значение
возрастающая масса запаса топлива на самолете и может ока-
заться выгодным снижение Суд, хотя при этом |#уд и будет
уменьшаться.
3. 6. Тепловой расчет двигателя
Тепловым (или энергетическим) расчетом называется вычис-
ление данных двигателя, величина которых непосредственно оп-
ределяется условиями протекания рабочего (теплового) процес-
са. К этим данным относятся 7?, /?уд, Суд, 6В, полные пара-
метры потока в характерных сечениях газовоздушного тракта
и др.
Тепловой расчет представляет собой первый этап проектиро-
вания двигателя. Являясь в основном термодинамическим, он не
служит для определения форм и размеров элементов двигателя,
необходимых для практического получения требуемых данных.
107
Последняя задача решается путем газодинамического расчета
двигателя, который делается на базе данных теплового расчета.
Обычно тепловой и газодинамический расчеты выполняют по-
следовательно несколько раз с тем, чтобы путем постепенных
уточнений получить согласованные результаты, т. е. чтобы па-
раметры рабочего процесса и коэффициенты потерь, принимае-
мые в тепловом расчете, были бы такими, которые реально мо-
гут быть получены в спроектированной .конкретной проточной
части двигателя при установленном уровне скоростей. Парал-
лельно возможность. выполнения проточной части проверяется
прочностными расчетами соответствующих деталей конструк-
ции.
Тепловой и газодинамический расчеты первоначально дела-
ются для одного исходного режима работы двигателя, называ-
емого расчетным. В дальнейшем проверяется пригодность по-
лученных данных для всех возможных .режимов работы двигате-
ля в эксплуатации на летательном аппарате, для которого он
предназначен.
Часто за расчетный режим принимают режим работы двига-
теля в условиях испытательного стенда, т. е. при ип—О и стан-
дартных земных атмосферных условиях (Тн—288 К и Рн—
= 1,013-105 Па), поскольку в этих условиях производится про-
верка и доводка до требуемых значений данных как отдельных
элементов двигателя, так и всей конструкции в целом.
Задачи теплового расчета могут быть различными. Как один
из наиболее типичных можно рассмотреть случай, когда задана
тяга двигателя R и ограничен максимально допустимый удель-
ный расход топлива Суд. Требуется установить параметры рабо-
чего процесса и расход воздуха через двигатель, при которых
эти требования удовлетворяются.
Весь расчет производится в следующем порядке.
1.	Учитывая соображения, изложенные ранее (разд. 3.5), и
ориентируясь на предполагаемую конструктивную схему двига-
теля и отдельных его элементов (компрессора, камеры сгорания,
турбины), выбирают ли* и Тг*.
2.	На основании имеющегося опыта и экспериментальных
данных устанавливают значения коэффициентов потерь: овх,
Лт*, Он.сг, ^к,сг и .пр. Наиболее надежными являются, оче-
видно, экспериментально обоснованные коэффициенты, получен-
ные на близких по своему выполнению конструкциях. При этом
учитывается также ТО' обстоятельство, что чем выше заложен-
ные в расчет коэффициенты, тем более сложным и длительным
будет процесс их получения в проектируемом двигателе. Воз-
можные значения коэффициентов потерь для отдельных элемен-
тов двигателя были уже указаны ранее (разд. 3.2).
3.	Последовательно определяют состояния газового потока в
характерных сечениях газовоздушного тракта (в—в, к—к, г—а,
108
т—т, с—с), соответствующих завершению отдельных этапов ра-
бочего процесса. Поскольку требуемые по газодинамическим ус-
ловиям скорости потока при тепловом расчете неизвестны, то
удобно во всех сечениях, кроме начального (Н—Н) и конечного
(с—с), рассматривать поток заторможенным. При этих расчетах
следует пользоваться уравнениями (3.13), (3.14), (3.20), (3.22),
(3.24), (3.25), (3.31 а), (3.50 а), (3.52 а), (3.44 а), (3.45), (3.71)
и (3.72). Далее расчет зависит от принятого типа сопла. При
сужающемся сопле и Лрасп>Лкр параметры в сечении с—с опре-
деляются по уравнениям (3.77) и (3.78). При сверхзвуковом соп-
ле с расширением газа до атмосферного давления (Рс~Рн) ис-
пользуются уравнения (3.75 б) и (3.76).
4.	Исходя из полученных данных о состоянии газового пото-
ка на срезе сопла, по уравнению (3.89) подсчитывают /?уц, пос-
ле чего с помощью уравнения (3.90)—требуемый секундный
расход воздуха GB.
5.	По уравнению (3.30) определяют £т, после чего, используя
уравнение (3.101), находят Суд. Если величина последнего полу-
чилась больше максимально допускаемого заданными услови-
ями, то тепловой расчет .повторяют, изменяя в возможных пре-
делах параметры рабочего процесса в направлении повышения
экономичности.
Как уже отмечалось, результаты тепло вето расчета являют-
ся исходными для выполнения газодинамического расчета, кото-
рый позволяет установить формы и размеры проточной части и
частоту вращения ротора, при которых обеспечивается получе-
ние требуемых данных двигателя ,на одном расчетном режиме.
Однако при неизбежных в эксплуатации нерасчетных условиях
(отличающихся высотой, скоростью полета, частотой вращения
и пр.) все элементы двигателя работают при других газодинами-
ческих соотношениях, которые предопределяют и другие пара-
метры рабочего процесса, обусловливающие, в свою очередь, и
новые данные двигателя. В этом отношении основными элемен-
тами двигателя являются компрессор и турбины, т. е. лопаточ-
ные машины; поэтому для выяснения методов определения дан-
ных двигателя в нерасчетных условиях необходимо предвари-
тельно рассмотреть газодинамические основы работы лопаточ-
ных машин.
Глава 4
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЛОПАТОЧНЫХ МАШИН
Как уже упоминалось ранее (разд. 1.2), в турбореактивных
(и, вообще, в газотурбинных) двигателях сжатие или расшире-
ние газов (с затратой или с получением работы) осуществляет-
ся в лопаточных машинах, в которых происходит передача
механической энергии от вращающихся лопаточных венцов га-
109
зовому потоку или, наоборот, от потока лопаточным венцам.
Передача механической энергии достигается с помощью газоди-
намических сил, возникающих при взаимодействии потока и
движущихся лопаток.
Поскольку величина газодинамических сил определяется
скоростью газа, то действие лопаточных машин становится эф-
фективным только при достаточно больших скоростях движения
газового потока и лопаток. Это делает лопаточные машины вы-
сокопроизводительными, а следовательно, легкими и компакт-
ными, что особенно важно для авиационных двигателей. Вместе
с тем необходимость иметь большие скорости вращающихся ло-
паток при небольших диаметрах лопаточных венцов обусловли-
вает высокую частоту вращения, которая может достигать
50 000 об/мин и более. Помимо уровня скоростей эффективность
действия лопаточных машин зависит главным образом от на-
правлений движения потока, которые определяются формой
межлопаточных каналов. Эти вопросы и являются основным
предметом рассмотрения в теории лопаточных машин.
4.1. Осевые компрессоры
Общее устройство и принцип действия
Основными принципиальными элементами устройства осево-
го компрессора являются расположенные попарно венцы вра-
щающихся и неподвижных лопаток^ Каждый венец вращающих-
ся лопаток образует так называемое рабочее колесо (РК), а
каждый венец неподвижных лопаток — спрямляющий аппарат
(СА) (рис. 4.1). Каждая пара РК и СА представляет собой сту-
пень компрессора, т. е. секцию, в которой полностью реализу-
ется его принцип действия с соответствующим повышением дав-
ления.
Сочетание ступеней в осевом компрессоре осуществляется
конструктивно сравнительно просто, поскольку в нем каждая
частица воздуха движется по траекториям, почти равноотстоя-
щим от оси компрессора (отсюда компрессоры и получили наз-
вание осевых). При допустимом уровне гидравлических потерь
возможное повышение давления в одной ступени относительно
невелико, поэтому осевые компрессоры всегда выполняются
многоступенчаты ми.
Благодаря сжатию воздуха плотность его в каждой ступени
возрастает и при неизменном массовом расходе объемный рас-
ход воздуха падает. Поскольку осевая скорость движения возду-
ха в компрессоре изменяется несильно, то это приводит к необ-
ходимости уменьшения проходных сечений, поэтому высота ло-
паток по ходу движения воздуха сокращается.
Для придания воздуху нужного направления движения при
поступлении его в первую ступень компрессора перед ней распо-
лагают входной направляющий аппарат (ВНА) (см. рис. 4.1).
НО
В конструктивном отношении компрессор состоит из двух
основных частей: ротора и статора. Ротором компрессора
называется его вращающаяся часть, состоящая из рабочих ко-
лес и вала (или барабана); неподвижная часть ком-
прессора, статор, включает корпус компрессора с укреп-
ленными в нем спрямляющими и входным направляющим ап-
паратами.
Поскольку принцип действия компрессора реализуется в
каждой ступени, то для его выяснения достаточно рассмотреть
порядок работы одной ступени. На
рис. 4.2 показана схема одной ступени
компрессора.
Рабочие и спрямляющие лопаточные
венцы образуют так называемую про-
странственную решетку профилей, воз-
действующую на воздушный поток.
Рис. 4.2. Схема сту-
пени компрессора и
плоская решетка
профилей на сред-
нем диаметре
Рис. 4.1 Сехма устройства осевого
компрессора
Если рассечь все лопатки цилиндром, расположенным соос-
но рабочему колесу, и развернуть все сечения на плоскость, то
получается плоская решетка профилей, показанная (частично)
на рис. 4.2. Такое условное рассмотрение устройства ступени
наиболее просто для выяснения принципа ее действия.
Воздушный поток поступает к рабочему колесу со скоростью
сь которая (в большинстве случаев) отклонена от осевого на-
правления в сторону вращения, т. е. имеет окружную составля-
ющую С1ц. Характер движения этого потока по высоте h межло-
паточных каналов неодинаков, так как с увеличением h окруж-
ная скорость лопаток возрастает. Однако для выяснения прин-
ципиальных зависимостей достаточно рассмотреть движение
воздуха в сечениях, расположенных на середине высоты лопаток,
т. е. на среднем диаметре 4?ср, где окружная скорость и (см.
рис. 4.2).
111
Относительная скорость Wi определяется, как обычно, путем
придания всей системе скорости —и; получаемый при этом тре-
угольник скоростей на входе показан на рис. 4.2.
Благодаря соответствующей форме межлопаточных каналов
воздушный поток в относительном движении поворачивается в
сторону вращения колеса; кроме того, межлопаточные каналы
обычно выполняются диффузорными, поэтому относительная ско-
рость на выходе
Абсолютная скорость воздуха с2 на выходе из колеса опреде-
ляется треугольником скоростей выхода; при этом в результате
поворота потока на колесе окружная составляющая C2u>ciu;
обычно это приводит к тому, что и C2^>Ct.
Таким образом, на рабочем колесе происходит уменьшение
относительной скорости w при увеличении абсолютной скорости
с. Уменьшение скорости w означает снижение кинетической
энергии относительного движения, которое приводит к возрас-
танию энтальпии воздуха; при надлежащем профиле лопаток
рост энтальпии обусловлен в основном использованием кинети-
ческой энергии на работу сжатия и лишь в небольшой степени
потерями на трение. Увеличение скорости воздуха с показывает
на повышение его кинетической энергии.
Следовательно, на РК происходит увеличение как энтальпии
(в основном в результате сжатия), так и кинетической энергии
воздуха. Необходимая для этого работа подводится воздуху
только в результате сообщения ему лопатками количества вра-
щательного движения, т. е. в результате того, что воздушный
поток вовлекается во вращение колесом. Поэтому не может быть
случая, когда воздушный поток двигался бы в осевом направ-
лении как до, так и после колеса.
Полученная на колесе кинетическая энергия используется
(при частичной потере на трение) для дальнейшего сжатия воз-
духа в СА, межлопаточные каналы которого также делаются
диффузорными.
В результате скорость воздуха падает от с2 до с3, которая
по величине и направлению обычно близка к cif т. е. tg«Ci
и
Таким образом, в ступени компрессора сжатие воздуха обыч-
но происходит двумя этапами: на РК и в СА, вследствие сниже-
ния соответственно относительной скорости w и абсолютной
скорости с. Кинетическая энергия сжатого воздуха сохраняется
при этом почти такой же, как и перед ступенью, поскольку
€д»С1.
План скоростей и удельная работа ступени
Характер изменения состояния воздуха в ступени компрессо-
ра в основном определяется треугольниками скоростей на входе
рабочего колеса и выходе из него. Эти треугольники скоростей
112
удобно рассматривать совмещенными в виде диаграммы, назы-
ваемой планом скоростей.
План скоростей позволяет более просто анализировать роль
отдельных кинематических параметров ступени и помогает вы-
бирать их рациональные соотношения. Установленный для дан-
ной ступени план скоростей определяет основные исходные тре-
бования к форме проточной части лопаточных решеток.
Как уже упоминалось ранее, осевая составляющая скорости
воздуха в компрессоре меняется не сильно, поэтому можно при-
ближенно полагать, что на колесе Ci а = С2а = са. Получаемый при
этом условии план скоростей показан на рис. 4.3.
Рис. 4.3. План скоростей рабочего колеса
При анализе плана скоростей удобно рассматривать все ско--
рости как результирующие двух составляющих — окружной
и осевой; при этом окружные составляющие, направленные в
« противоположную сторону, чем окружная скорость, считаются
отрицательными.
Приращение окружной составляющей абсолютной скорости
на колесе Дси=С2«—Сш представляет собой закрутку потока на
колесе. Из плана скоростей легко видеть, что поскольку относи-
тельные и абсолютные скорости входа и выхода отличаются на
одну и ту же величину и, то закрутка в относительном движении
При условии постоянства осевой скорости (са=const) план
скоростей полностью определяется любыми четырьмя его пара-
метрами. Обычно за эти исходные основные параметры берут
скорости w, С1и, Дсп и са. Все остальные параметры (см. рис. 4.3)
легко выражаются через них с помощью простых соотношений:
ИЗ
g=]/c2„+c«;
tgai=-^:
CJ«
wI£t=c1K—w=—(м —с]и);
= }/c2 + w]u = J/ C2 + (к - с1ю)2;
®^2u— ^1цН~ Д^ц — ’(и Сщ ДСИ),
(4.1)
= ]/^ + (u~ciu~ ДС«)2;
с2ц—®au4~ w — cju-f- Дсв;
c2^'|/c2-|-(c1u+ Aca)2;
^a2 = —~7“
c1m + Acu
Если поступающий на колесо поток закручен против направ-
ления вращения, то Ci?t отрицательна, и тогда в этих уравнениях
следует брать с1и с обратным знаком.
Если (как уже отмечалось) с^с3 и ccj«a3 (см. рис. 4.2).
то на плане скоростей треугольник с2—Лси—С1(сз) показывает
изменение скорости в спрямляющем аппарате, а треугольник
Wi—AwM—— на рабочем колесе (в относительном движении).
План скоростей не остается неизменным по высоте лопатки.
Это объясняется не только возрастанием окружной скорости по
высоте, но также и тем, что для повышения эффективности ра-
боты ступени оказывается необходимым изменять и другие па-
раметры плана (Асц, С\и и др.). Однако для получения простых
принципиальных зависимостей допустимо принимать план ско-
ростей по высоте лопатки неизменным, считая, что высота ло-
патки очень мала по отношению к диаметру рабочего колеса.
Поэтому в данном и следующем разделе все параметры плана
скоростей будут приниматься (без специальной индексации) по
высоте лопатки постоянными, равными их значениям на среднем
диаметре rfCp-
Увеличение закрутки воздуха Лси на колесе обусловливает
возрастание количества его вращательного движения. При от-
сутствии радиального перемещения воздуха соответствующее
изменение момента количества движения относительно оси вра-
щения колеса будет:
Л/м=Ов д с иг с р,
где гСр — средний радиус.
114
Для получения этого изменения момента количества движе-
ния на валу колеса должен действовать равный ему крутящий
момент.
Сообщаемая воздуху на колесе секундная работа зависит от
угловой скорости (о вращения колеса и равна:
^сек	— Ga^,Cull.
Это выражение дает всю работу, передаваемую воздуху в
ступени, поскольку в неподвижном спрямляющем аппарате' пол-
ная энергия воздуха остается неизменной. Поэтому удельная
работа ступени, т. е. работа, сообщаемая в ступени 1 кг воздуха,
будет:
Л„=-^-=Дс0«.	(4.2)
Уравнение удельной работы ступени может быть также по-
лучено, исходя из общих энергетических соотношений. Как уже
было выяснено ранее, сообщаемая на колесе работа идет на уве-
личение как энтальпии, так и кинетической энергии воздуха.
При этом возрастание энтальпии (обусловленное в оснотуюм
сжатием) характеризуется снижением кинетической энергии
воздуха в его движении относительно колеса. Поэтому можно
написать:
Однако согласно уравнений (4.1)
^-<4 __/4ц + 4~Мц + 4) _
2	2
_ (Ц-с1ц)2- (ц-с1ц-дСц)2	2(«-сы) Дсц-ДСц
2	~	2
4~4	- с1г (С1« + ДСд)2-4и _
2	2	2
_ 2с1ЫАси + ДСц
2
(4.3а)
Поэтому (как и ранее)
2 (и — с1н) Дси - \с2а + 2с1иДса + Д4
^ст	2	—ДСцМ.
Для оценки газодинамической эффективности использования
окружной скорости лопаток удельную работу LCT сопоставляют
с той, которая могла бы быть сообщена 1 кг воздуха при Дси =
115
— и, т. е. с работой м2. Отношение этих работ будем условно на-
зывать коэ ФФ ициентом теоретического напора
77,=-^.	(4.4)
U2
Следует иметь в виду, что на практике при определении Нт
большей частью берут окружную скорость не на среднем, а на
внешнем диаметре колеса икол. При этом, поскольку величина
£Ст обусловлена среднемассовым увеличением момента коли-
чества движения, ее находят с помощью более точных зависи-
мостей или экспериментальных данных. Получаемые значения
существенно меньше J/T, причем соотношение между ними
кол
зависит от отношения высотьгуюпаток к /Уср.
При известной величине Ят уравнение (4.4) позволяет найти
требующуюся окружную скорость (на dcp) для получения нуж-
ной LCT:
-i(4.5)
у?	т
Выражение для 77т может быть написано в другой форме,
если в формуле (4.4) величину £ст заменить величиной Дсмц со-
гласно уравнению (4.2):
77==-^-=-^-.	(4.6)
и2 и
Таким образом, коэффициент 77т показывает соотношение
между закруткой воздуха на колесе Дси и окружной скоростью
и. Следовательно,
Lcu=H^u.	(4.6а)
Уравнения (4.5) и (4.6 а) позволяют определить два исход-
ных параметра плана скоростей (из необходимых четырех).
Третий параметр—осевая скорость са устанавливается с по-
мощью так называемого коэффициента расхода ёа:
а
(4.7)
откуда
са = сай.	(4-7а)
Четвертый исходный параметр — зависит от выбранной
величины степени реактивности ступени рк, показывающей, ка-
кая доля работы ступени £ст используется на повышение энталь-
пии воздуха на рабочем колесе, т. е.
2	2
W1 ~ W2
2
•^ст
116
Остальная часть ДСт идет (при Сз==о) на увеличение энталь-
пии воздуха в спрямляющем аппарате.
Если в последнем уравнении в числитель и знаменатель под-
ставить равные им величины согласно уравнениям (4.2) и
(4.3 6), то
вх= 2^С1“)Дс“~Дс" = 1 _ SHL _	(4.8)
2иДсц	и
Как видно, величина рк определяется только кинематически-
ми параметрами ступени и по этой причине она часто называет-
ся кинематической.
При одинаковом уровне гидравлических потерь повышение
энтальпии на колесе и в спрямляющем аппарате пропорциональ-
но соответствующим работам сжатия. Поэтому можно прибли-
женно считать, что рк представляет собой отношение работы
сжатия на колесе ко всей работе сжатия в ступени компрессора.
Уравнение (4.8) позволяет получить выражение для с\и:
G0=(i-eK)«—(4.9)
При известных значениях и и это выражение позволяет
найти cJtt, при которой будет достигаться выбранная степень ре-
активности рк.
Анализ кинематических параметров ступени
Как это уже было установлено, основными кинематическими
параметрами ступени (при ca=const) являются скорости и»
Дси и Ci„. При этом значения и и Дсг( обусловлены требуемой
£ст, а при данных и и Дси величина с1и однозначно связана со
степенью реактивности рк.
Величина ри является одним из главных факторов, определя-
ющих форму плана скоростей, а следовательно, и условия дей-
ствия ступени. Поэтому следует рассмотреть планы скоростей
при наиболее характерных значениях рк.
1)	рк=0. В этом случае энтальпия воздуха на РК остается
неизменной, так как w2=wi. Поэтому вся работа ступени LCT
(см. уравнение 4.3) идет сначала на увеличение кинетической
энергии, а сжатие воздуха происходит только в СА. Подобные
ступени называются активными.
При р1{ = 0 согласно уравнению (4.9) с1а=и-—й. и Дси —
=2 (и—Ciu). Поэтому (см. уравнения 4.1)
= — (« — с1а— ^Си)=и — с1и= — wla.
Это равенство и обеспечивает (при са — const) удовлетворе-
ние условия ау2= Wi. Форма плана скоростей при рк = 0 показана
на рие. 4,4.
117
r	— w2
2)	рк=1. В этом случае —, т. e. вся работа
ступени идет на повышение энтальпии воздуха при его сжатии
 на колесе. При этом кинетическая энергия абсолютного движе-
ния не изменяется, т. е. С2~С\, и СА выполняет лишь функции
направляющего аппарата, обеспечивающего подачу воздуха к
следующей ступени в нужном направлении. Подобные ступени
называются чисто реактивными.
Из уравнения (4.9) видно, что при QK=1 с1а=---откуда
дси== 2с1ы.
Так как закрутка на колесе Дс„ всегда направлена в сторону
вращения, то отрицательная величина показывает, что в дан-
ном случае поток перед колесом закручен в обратном направ-
лении.
Рис. 4. 4. План скоростей
рабочего колеса при
Рк=0
Рис. 4.5. План скоростей рабочего ко-
леса при QK = 1
Поскольку согласно уравнениям (4.1) C2u = c!n+Acv, а Аси~
= — 2с1и, то C2u = CiM + ACu = Ciu—2ciu=— Ciu, и следовательно,
при ea=const скорость c2=Cj. План скоростей при рк— 1 показан
на рис. 4.5.
3)	рк = 0,5. При таком значении рк работа Лст используется
для равного увеличения энтальпии (т .е. на примерно одинако-
вую работу сжатия) на рабочем колесе и в спрямляющем аппа-
рате, поэтому
_ с2~ сг
2	~	2
Это условие удовлетворяется при wi=c2 W2=Ci-
Из уравнения (4.9) видно, что при рк = 0,5 с1а= .и~^Лси и>
следовательно, Дсы = п—2ciu. При таком значении Сн, (см. урав-
нения 4.1).
118
^2и—' с1и ^си)—	(Д^в-{-2С1В	^Т«’
®iu==	^1ц) ~	(Д^аЧ- ^1а ^1и) (Д^аЧ- ^1а)	^2а’
чем достигаются требуемые равенства скоростей. План скорое
тей при рк = 0,5 показан на рис.
получается симметричным, что
кально отображенные формы
лопаточных решеток.
Для получения более общих
результатов целесообразно рас-
сматривать все параметры ско-
ростей воздуха в долях окруж-
ной скорости. При этом _вместо
&си и са следует брать Пт и са
(см. уравнения 4.6 и 4.7),
<Ца
а вместо Ciu — —— — с1а.
и
4.6. Как видно, в этом случае он
позволяет иметь одинаковые зер-
Рис. 4.7. Изменение ос-
новных параметров пла-
на скоростей от ciu при
сп=0,6 и Ят=0,4
Рис. 4.6. План скоростей рабочего
колеса при р1( = 0,5
В этом случае план скоростей определяется значениями и»
Нт, са и Ciu. В результате при изменении одной скорости и пла-
ны скоростей остаются геометрически подобными, поэтому все
углы сохраняются постоянными.
Все полученные ранее выражения могут быть легко преобра-
зованы в функции этих исходных величин. Так, степень реактив-
ности (см. уравнение 4.8)
е	(4.10}
и 2и	2
поэтому
^ = 1-ек--у-	(4-11}
119
Используя уравнения (4.1), можно таким же путем получить
зависимости для всех кинематических параметров ступени и вы-
ражения скоростей воздуха в долях окружной скорости будут
иметь вид;
Изменение основных кинематических параметров в зависи-
мости от ciu при £(1 = 0,6 и Ят = 0,4 показано на рис. 4.7. На этом
рисунке, помимо уже рассматривавшихся ранее параметров, на-
несены значения Aa = ai—а2 и Д,р = р2—Pi, которые представля-
ют собой углы поворота потока соответственно в спрямляющем
аппарате и на рабочем колесе.
Как видно, с увеличением С\и Рк уменьшается. При этом Qk
изменяется от 1 до 0 при возрастании с\и от —0,2 до 0,8, т. е. на
1, что соответствует увеличению cju на и.
Н
При ciu<—0,2 (т. е. меньше —) значение qk>1, т. е. эн-
тальпия воздуха повышается на колесе более сильно, чем это
соответствует LCT. Объясняется это тем, что в данном случае
с2<с} (см. рис. 4.7) и, следовательно, снижается кинетическая
энергия абсолютного движения воздуха. Поэтому

- №2 т , с 1 - с2
При ciu2>0,8 (т. е. больше 1—значение рк<0. Отрица-
тельные степени реактивности обусловлены тем, что при таких
120
значениях с,\и	т. е. на колесе происходит не увеличена
а снижение энтальпии (расширение) воздуха, поэтому
2	2
С2~Н
2
2
симметрично; при этом в случае
Рис. 4.8. Изменение основных
параметров плана скоростей от
Ят при qk=0,5 и сп=0,6
Величина рк = 0,5 достигается при ciu = 0,3 (т. е. равном
——) и в этом случае относительные и абсолютные парамет-
ры плана скоростей получаются одинаковыми. Легко видеть, что
это значение civ представляет собой среднее арифметическое
из (С1и)ск=ои (ciu)iK=i.npH равных отклонениях ciM от (ciM)oK-o,&
в сторону увеличения или уменьшения относительные и абсо-
лютные параметры изменяются
увеличения ciM абсолютные ско-
рости и Др возрастают, а отно-
сительные скорости и Да сни-
жаются. Примеры получаю-
щихся при этом планов скоро-
стей для случаев Qr“0 и qk=I
уже были рассмотрены (см.
рис. 4.4 и 4.5).
При =0,5 условия тече-
ния воздуха для всей ступени
в целом получаются наиболее
благоприятными.
Зависимость основных па-
раметров плана скоростей от
параметра Ят (который при
и = const определяет величину
LCT) при Qk=0,5 и сс=0,6 при-
ведена на рис. 4.8. Как видно,
для сохранения = const
с увеличением Ят начальная закрутка ё\и должна уменьшаться
(см. уравнение 4.10), вследствие чего возрастает. Несмотря
на увеличение w\ (а следовательно, и w\u) повышение 77т при-
водит к снижению wz- В результате угол поворота потока на ко-
лесе Др сильно увеличивается. Поскольку при qk = 0,5 изменения
абсолютных и относительных параметров симметричны, то так
же возрастает и Да.
Таким образом, увеличение J7T приводит ко все более круто-
му повороту потока на рабочем колесе и в спрямляющем аппа-
рате. Однако допустимый поворот потока ограничен условиями
срыва, что в основном и определяет возможные значения Лт,
которые в большинстве случаев равны 0,25—0,45.
Полученные соотношения позволяют выяснить основные фак-
121
торы, ограничивающие возможную величину £ст, а следователь-
но, и возможное повышение давления в одной ступени компрес-
сора.
Используя уравнения (4.12), можно в уравнении (4.4) вы-
разить скорость и через и кинематические параметры ступе-
ни и получить выражение для удельной работы ступени:
Аст=м2/7т ~ wl----------2—7-----.
-2 I V2
са + \QK + “ /
(4. 13)
Характер течения воздушного потока через рабочую лопаточ-
ную решетку зависит от соотношения между его скоростью
и скоростью звука, т. е. от числа
М., =-^~,	(4. 13а)
где а1=И^//'1~скоР°сть звука в воздушном потоке на входе
в колесо при температуре 7\.
Таким образом,
£ст =а?М2 ,--------------.	(4.136)
”2	/	**т A
са + I 2к +	\
Работу LCT можно также выразить, как функцию числа Мг,
на входе в спрямляющий аппарат:
а2	/ Л/?гГ2
Однако обычно (на dcp) применяют рк не менее 0,5, поэтому
а в результате повышения энтальпии на колесе
Следовательно, МЮ1>МГ2 и его величина ограничивает наивыс-
ший уровень скоростей всей ступени.
Согласно уравнению (4.13 6) при ри^0,5 величина LCt при
данной Т1 определяется тремя параметрами: 77т, са и МК1. Как
уже отмечалось, Н-? не больше 0,45, а коэффициент са определяет
осевую скорость воздуха и, следовательно, он не может прини-
маться чрезмерно малым; обычно са = 0,50-?0,70.
Таким образом, основным фактором, который может сильно
влиять на LCT, является MW1,t. е. допускаемая в данных усло-
виях скорость W], которая (при установленных значениях рк,
Ят и са) в конечном счете и ограничивает возможную скорость и.
Значение MW1 мало влияет на относительные потери до тех
пор, пока ио всему сечению воздушного потока сохраняются до-
звуковые скорости. Однако по мере увеличения Мда, на отдель-
122
них участках профиля лопаток возникают местные зоны сверх-
звуковых скоростей. Сверхзвуковые скорости в дальнейшем
переходят в дозвуковые, что связано с появлением дополнитель-
ных гидравлических (так называемых волновых) потерь, ин-
тенсивность которых быстро возрастает с увеличением MWl.
Ступени, в которых MWl не превосходят величины, приводя-
щей к волновым потерям, называются дозвуковыми. В этих
ступенях на dcp MWf не допускается выше 0,70—0,85 (учиты-
вая, что на периферии колеса МЮ1 возрастает).
Как это видно из уравнения (4.13), наименее благоприятные
условия получаются для первой ступени компрессора, так как
у нее наиболее низка, а объемный расход воздуха наиболее
велик, что обусловливает повышенные требования к скорости
са. Для этой ступени при выполнении ее дозвуковой и при обыч-
ных значениях Т\ и параметров плана скоростей Лст==15000—
25 000 Дж/кг, что соответствует и—2404-280 м/с.
В некоторых случаях используют первые ступени с более вы-
сокими и и, соответственно, MW1, так что у нихМ№1 превыша-
ет указанные выше значения и может доходить до 1,04-1,1.
В зависимости от уровня MW1 такие ступени называются око-
лозвуковыми и сверхзвуковыми. В подобных ступе-
нях в межлопаточных каналах РК имеются более или менее
развитые зоны сверхзвуковых скоростей. Однако скорости по-
ступления воздуха в СА обычно сохраняются дозвуковыми.
В сверхзвуковых ступенях возможно иметь LCT = 350004-
50000 Дж/кг при повышенных осевых скоростях воздуха.
Сверхзвуковые ступени в конструктивном и технологическом
отношении обладают рядом недостатков, поэтому они имеют
ограниченное применение, обычно в качестве первых ступеней.
Получаемая при этом возможность повышения осевой скорости
воздуха и окружной скорости лопаток позволяет существенно
снизить массу и размеры компрессора в целом.
Изменение плана скоростей по высоте лопатки.
Углы профилей лопаточных решеток
План скоростей, определенный для сечения по середине вы-
соты лопаток (для dcp), не может оставаться одинаковым по вы-
соте из-за изменения окружной скорости. Поскольку окружная
скорость лопатки в рассматриваемом сечении пропорциональна
диаметру, на котором оно расположено, то на конце лопаток,
т. е. на б/кол (см. рис. 4.2),
1 +—Y	(4.14)
dtp	\ dcp J
Для сечения у основания лопаток, расположенного у втулки,
= =«ер (1 —(4. 14а)
123
Таким образом, относительное изменение окружной скорости
по высоте лопаток зависит от величины h/d^ и выражается со-
отношением
h
1 + “w
«кол _______СР
« вт	।
^ср
В первых ступенях компрессоров hldCTI доходит до 0,4, поэто-
му нкол может превышать нБТ более чем в два раза. Столь силь-
ное изменение окружной скорости коренным образом влияет на
форму плана скоростей и на сообщаемую воздуху работу.
Кроме того на величины скоростей воздуха оказывает су-
щественное влияние возрастание давления закрученного воз-
душного потока под действием центробежных сил. Так, напри-
мер, начальная закрутка потока на входе в РК приводит к по-
явлению центробежных сил, вызывающих повышение давления
в периферийной части ступени по отношению к давлению у втул-
ки. В результате скорость сх на диаметре б/Нол получается мень-
ше, чем на диаметре d^.
Изменение окружной скорости и центробежное сжатие при-
водят к тому, что план скоростей должен закономерно изменять-
ся по высоте лопаток. Это необходимо для того, чтобы избежать
дополнительных потерь вследствие большой неравномерности
воздушного потока и появления радиальных составляющих ско-
ростей. Практически используются разные закономерности, но
для всех них обязательно условие, чтобы сообщаемая воздуху
работа по высоте лопаток оставалась неизменной, т. е. чтобы
кдси=а2//т=const.
При несоблюдении этого условия последующее перераспре-
деление энергии между отдельными струйками воздуха за рабо-
чим колесом будет вызывать дополнительные потери.
Сохранение по высоте лопаток произведения иЛси неизмен-
ным приводит к тому, что работа £Ст, подсчитанная при допу-
щении, что по высоте лопатки ucp=const и ДеИср = const, равна
работе, в действительности сообщаемой воздуху в ступени, ког-
да эти параметры каждый по отдельности переменны.
Если исходить из данных плана скоростей на dCp при иСр, то
можно написать:
«дг„=исрдс„ер и «г/7т=в’р/71ср
Поэтому
«ср ,
Д£ц— ДСИ J
и *
(4. 15)
!24
Наиболее характерны два применяемых способа изменения
плана скоростей по высоте лопатки: при сохранении постоянной
циркуляции и при постоянной степени реактивности рк.
1. Условие постоянной циркуляции заключается в том, что
произведение окружной составляющей скорости на радиус ос-
тается постоянным, т. е. cur=const. Следовательно, в этом слу-
чае по высоте лопатки должны сохраняться соотношения:
const	const
^lu--	И ^2ц---------
U	U
и, следовательно,
. „	„	„ const
,
И
т. е. соблюдается условие постоянства передаваемой работы.
Исходя из параметров плана скоростей на dcp, можно также
написать:
«Ср
С] и —	Ciu	.
J“ и СР
. иср \2 _
или	с1и =—- с1и	(4.16)
\ и ) СР
Быстрое снижение с1и и 77т (уравнение 4.15) с увеличением
и приводит к тому, что по высоте лопатки степень реактивности
сильно возрастает (уравнение 4.10), а следовательно, повышает-
ся давление воздуха за колесом. В этом случае сохраняется са =
= const, так что
~ Са ~ «ср
Са=—==сОср--•	4. 17
и ср и
В результате снижения са и ci« угол входа на колесо pi по
высоте лопатки уменьшается (уравнение 4.12).
2. При условии рк=const и изменении Дси по уравнению
(4.15) ciu по высоте лопатки должна возрастать и более сильно,
чем и (уравнение 4.9). Поэтому с\и также увеличивается, что
видно и из уравнения (4.11). Так как С] должна к периферии
снижаться, то рост обусловливает снижение са. Изменение
са по высоте лопатки (по и) может быть получено (по Р. М. Фе-
дорову) с помощью следующего приближенного уравнения:
са = ]/'С«ср- 2 ( 1 ~0к)2 («3- “?р)‘
Поэтому
ё»=1/М—W	(4. 18)
125
Поскольку на снижение сп влияет угол pi более сильно, чем
рост ciu, то этот угол по высоте лопатки уменьшается, как и в
случае постоянной циркуляции.
Зависимости от и/пСр основных кинематических параметров
планов скоростей при постоянны?^ циркуляции cur=const и ре-
активности рк = const (изменение /7Т в обоих случаях происходит
одинаково) показаны на рис. 4.9. Там же показаны соответст-
вующие значения М^, , полученные с помощью уравнения
(4.13а), при условии иДси=const. Все зависимости построены
для следующих исходных условий:
-0,3; са — 0,6; п — 0,5 и иСр=280 м/с (что соответству-
Рис. 4.9. Зависимость ос-
новных кинематических
параметров осевой ступе-
ни компрессора от
при cur—const и QK =
= const
Значения параметров на окружности колеса и у втулки за-
висят от величины h/dcp и могут быть найдены по соответствую-
щим отношениям скоростей мКол/«ср и мВт/«ср (уравнения 4.14 и
4.14 а). При этом следует иметь в виду, что
^КОЛ  |	|   И нт 
«ср	«ср	^ср
126

поэтому относительное изменение и по сравнению с пср у втулки
всегда больше, чем на окружности колеса.
Соответствующие данным рис. 4.9 совмещенные планы ско-
ростей на окружности колеса и у втулки при иКолМср= 1,25
(Ubt/«cp=0,75) показаны на рис. 4.10 (cur=const) и 4.11 (при
Рис. 4.10. Совмещенные планы скоростей на окружности коле-
са И у втулки при СмГ««СОПЪс
Рис. 4.11. Совмещенные планы скоростей на окруж-
ности колеса и у втулки при const



Как видно на рис. 4.9, при cur=const с увеличением п/иср
МШ( возрастает. Это объясняется тем, что при са — const умень-
шение Cju и рост и приводят к повышению (см. рис. 4.10).
При pK=const Мщ,, в данном примере, наоборот, уменьшается,
поскольку увеличение С\и и падение са приводят к снижению Ш|,
несмотря на рост и (см. рис. 4.11). Однако при других значениях
127
исходных параметров (например, при более высоких рн) харак-
тер изменения MU1 может быть таким же, как и при cur=const
Тем не менее во всех случаях при pK=const МТО1 изменяется
менее резко, чем при cur= const, что является существенным
преимуществом этого способа изменения плана скоростей по
высоте лопатки.
При снижении ы/нСр и cur~const интенсивность падения рк
возрастает и при принятых исходных данных в области значений
и/«ср<0,725 рк становится отрицательной. Такой характер из- «
менения плана скоростей нежелателен, поскольку при этом по-
являются дополнительные потери вследствие расширения воздуха
на колесе и сильного возрастания с2 (см. рис. 4.7). Кроме того,
несмотря на снижение и, возможны случаи, когда Сг вт>йУ1 кол
и, таким образом, МС!! начинает ограничивать величину Лст.
Увеличение же с1ы. обусловливает быстрое падение ayju = l—ciu,
что в сочетании с возрастанием са приводит к сильному увели-
чению угла Pi (см. рис. 4.9), который приближается к 90°. При
этом скорость W2U становится положительной, что при большой
величине сги дает малые углы а2- Все это ухудшает форму меж-
лопаточных каналов ступени.
Для получения более благоприятных планов скоростей у
нижней части лопаток целесообразно брать (?Кср >0,5 (особен-
но при больших отношениях h/dcv) с тем, чтобы увеличивать
значения Qkbt- Поэтому во многих случаях принимается, что
Скср=0,6-^0,7.
В ступенях с pK=const интенсивность падения са с возрас-
танием и/иср в сильной степени зависит от величины рк, как это
видно из уравнения (4.18). При принятой для построения зави-
симостей на рис. 4.9 2кср =0,5 уже при и/иср=1,3 са снижается
от сЯср—0,6 до Соср =0,09, чем и обусловлено снижение МФ1.
Подобное снижение са приводит к очень малым углам 01 (и со-
ответственно ot2). Поэтому при pK=const, как и при постоянной
циркуляции, при чрезмерном уменьшении ёакол целесообразно j
принимать Ркср >0,5, что приводит к менее сильному падению
са и тем самым позволяет получать более благоприятную форму '•
межлопаточных каналов.
Для практической реализации расчетных параметров плана
скоростей и избежания повышенных потерь углы профилей ло-
паточных решеток должны соответствовать углам плана скорос-
тей. При этом углы Pi и 02 определяют входной и выходной углы
профилей лопаток РК, а углы а2 и cti— входной и выходной уг- ’
лы лопаток СА (если a3 = ai, см. рис. 4.2). На рис. 4.12 показана
решетка профилей лопаток РК дозвуковой ступени. Входной и i
выходной углы р/ и 02z — это углы между направлением враще- J
ния колеса и соответствующими касательными к средней линии
профиля, представляющей собой геометрическое место центров
128	।
।
Рис. 4.12. Решетка профилей лопа-
 ток рабочего колеса
'Д -М '
!»
, ’iwS-r
Ж-
мйз s'
•-ж Ь
1'
•;ГЙ
S<t<.
Ж;;: вписанных в профиль окружностей. Угол	Pi называется
углом атаки или углом набегания, а угол d — Рг'—р2—
||ж!-углом отставания потока.
ЯЖ В зависимости от угла I изменяются как Аси. (а следователь-
:-'Жтно, и LCt)j так и гидравлические потери. Увеличение i (в неко-
Ж&горых пределах) влечет повышение угла поворота потока на ко-
лесе и соответственно Асм, но сопровождается и возрастанием
^потерь; на практике значение I выбирается по опытным данным
Этаким, при котором соотноше-
. ние между сообщаемой рабо-
той и потерями близко к опти-
мальному. Обычно в расчетных
условиях угол I не превышает
2—3°. Угол отставания б яв-
. ляется следствием влияния сил
инерции воздушного потока,
“который при отсутствии стенок
стремится двигаться прямоли-
нейно; чаще этот угол бывает
не более 4—8°.
Углы профилей лопаток
СА выбирается так же, как и
углы лопаток РК, при этом
углы профилей лопаток СА дол-
жны соответствовать углам а%
и си плана скоростей.
Изменение углов плана скоростей по высоте лопаток влечет
за собой и соответствующее изменение углов профилей лопаточ-
ных решеток ступени. Так, например, передняя кромка рабочих
лопаток должна по высоте лопатки отклоняться в сторону вра-
щения колеса, поскольку угол pt уменьшается (см. рис. 4.9 и
4.11). Так как при этом падает и угол !Ъ, то задняя кромка ло-
паток должна смещаться в обратном направлении. В результа-
те применительно к схеме, показанной на рис. 4.12, профиль ло-
патки по ее высоте поворачивается по часовой стрелке. При
этом кривизна профиля уменьшается вследствие уменьшения
угла поворота потока Др.
Повышение давления в ступени и ее к. п. д.
Поскольку в одной ступени полностью реализуется принцип
действия компрессора, то общие энергетические соотношения,
полученные для компрессора в целом (разд. 3.2), применимы
и к каждой его ступени. Однако энергетические параметры от-
дельных ступеней необходимо рассмотреть дополнительно, по-
скольку они отличаются от параметров всего компрессора вслед-
ствие большой разницы в количестве подводимой к воздуху
работы и неодинакового состояния воздуха в начале сжатия.
5	2563
129
Как уже было установлено, при рассмотрении заторможен-
ного потока сообщаемая воздуху в компрессоре работа связана
с повышением его температуры уравнением (3.23).
Реальный процесс сжатия, сопровождаемый нагревом возду-
ха теплом трепия, можно рассматривать как политропический,
при котором
*	, , ч «=J
1 К I Рк 1 П „* п
----~ —Г"	—	’
TR \ Рв J
где п— показатель политропы, условно принимаемый неизмен-
ным в течение всего процесса.
Вследствие нагрева теплом трения температура растет более
сильно, чем по адиабате, поэтому при обычных условиях
«= 1,47-1,50.
Рис. 4.13. К рассмотрению завп-
С1ШОСТИ Чад от
к
Рис 4.14. Зависимость >}* и LK от
ад к
л* (л *= 1,48; 7* = 288К)
При использовании этой политропической зависимости, урав-
нение (3.23) может быть представлено в следующей фбрме:
лк=с/,(7-:-г:)=С7;(л> -1
Учитывая уравнение (3.20),
й-1
* _	Лк fe - 1
Ч LK л-1
* «
Лк " - 1
(4. 19)
(4. 20)
130
Величина показателя политропы п обусловлена только соот-
ношением между работой сжатия и потерями на трение, перехо-
дящими в тепло. Поэтому можно принимать, что при одинако-
вом уровне потерь п=const. Тогда уравнение (4.20) однозначно
показывает, что увеличение л1{* приводит к снижению Л*^.
Подобная закономерность обусловлена принятым способом оцен-
ки экономичности компрессора и объясняется тем, что с увели-
чением рк*, например до рк*' (рис. 4.13) при рЕ* = const, разница
Д между дополнительно требуемой политропической работой
й адиабатической по отношению к последней возрастает, по-
скольку действительная температура сжимаемого воздуха все
сильней отличается от адиабатической.
Зависимость Л* и LK от лк* при п=1,48 и Гв* = 288 К по-
казана на рис. 4.14. Как видно, с ростом лк* и соответственно
Л* снижается, хотя интенсивность потерь, т. е. газодинамичес-
адк
кое совершенство компрессора, сохраняется на одном и том же
уровне.
Учитывая, что вся работа сообщается воздуху на РК, и пре-
небрегая теплообменом с внешней средой, можно написать для
одной ступени (как и для всего компрессора):
ZCI = cp(7-’-7':);
£*	* -1);	(4.21)
адст Р 1 ' ст	/ ’	>
L&n
Л* =-----
Чт LCT ’
где л*т=р*/р*—степень повышения давления в ступени, т. е. от-
ношение полного давления р$* на выходе из СА
к полному давлению pi* перед РК.
Поскольку £ст обусловлена параметрами плана скоростей
ступени, то уравнение (4.21) служат для определения величины
^стг<алС1
~СрТ*1
(4. 22)
Полная температура на входе в ступень 7\* зависит от тем-
пературы Тв* перед компрессором и от повышения температуры
в предыдущих ступенях. Таким образом, для ступени с поряд-
ковым номером х
т=л—1
(4.23)
р. ——' z? л л
гп ст, ст2
5*
131
Уравнение (4.22) показывает, что по мере увеличения поряд-
кового номера ступени вследствие роста ?<* соотношение между
л*т и LCT все время ухудшается, т. е. при той же работе ступени
давление повышается менее сильно.
В дозвуковых ступенях 15 000-4-25000 Дж/кг и соответ-
ствующие им небольшие я*т дают относительно высокие значе-
ния к. п. д., как показано на рис. 4.14. При начальной темпера-
туре 288 К обычно = 1,154-1,3 и =0,864-0,89. В сверх-
звуковых ступенях я*т доходит до 1,6—2,0 при несколько пони-
женных к. п. д.
Рис. 4.15. Диаграмма
сжатия воздуха в много-
ступенчатом компрессоре
Очевидно, что параметры всего компрессора обусловлены
совместным действием всех его ступеней, поэтому при числе сту-
пеней г
т =z
т
(4. 24)
где
Г»  '7'»	.	__ „»
1	*2 А Рз /
т	т—1	т	/и—1
Если допустить, что показатели п для каждой ступени и для
всего компрессора одинаковы, то процесс сжатия в компрессоре
можно рассматривать в виде совокупности процессов сжатия в
отдельных ступенях, как это показано на рис. 4.15, где для боль-
132
шей ясности изображения принято 2 = 3 (практически г не менее
6—7).
Поскольку £*д для каждой ступени рассматривается при
начальной температуре воздуха перед этой ступенью, то только
адиабата сжатия для первой ступени совпадает с адиабатой
сжатия — Для всего компрессора (на рис. 4.15 адиабаты
показаны штриховыми линиями). Для всех остальных ступеней
больше, чем соответствующая часть так как при их
определении учитывается дополнительное повышение темпера-
туры при сжатии в предыдущих ступенях вследствие подогрева
воздуха теплом трения (разница в этих работах показана на
рис. 4.15 заштрихованными площадками). Следовательно,
’ ПОЭТОМУ к- в. Д. всего компрессора всегда мень-
ше к. п. д. образующих его ступеней.
Характеристика компрессора
Проточная часть компрессора, т. е. число, форма и размеры
лопаточных венцов его ступеней, а также окружная скорость
лопаток (частота вращения) определяются для одного режима
работы, называемого расчетным. К исходным данным рас-
четного режима относятся Гц* и рв* и требуемые значения GB,
лк*и С/
к
Учитывая погрешности расчетов, спроектированный компрес-
сор в дальнейшем подвергается экспериментальной газодинами-
ческой доводке, основной задачей
которой является получение необ-
ходимых данных каждой отдельной
ступени в системе компрессора при
существующем изменении парамет-
ров воздуха в предыдущих ступенях
и при общем для всех ступеней рас-
Рис. 4.16. Характеристика
компрессора
Рис. 4.17. Характеристика ком-
прессора
133
ходе воздуха, т. е. согласование работы всех ступеней
компрессора.
В эксплуатации в результате изменения скорости и высоты
полета и частоты вращения ротора двигателя компрессор рабо-
тает в широком диапазоне режимов, которые могут сильно от-
личаться от расчетного. При одной и той же проточной части
это приводит к нерасчетным условиям обтекания лопаточных
решеток и вследствие этого к изменению показателей компрес-
сора» Поэтому для использования компрессора в двигателе не-
обходимо иметь данные о его показателях во всем возможном
диапазоне режимов ого работы; эти данные изображаются в ви-
де так называемых характеристик.
В наиболее простом виде характеристика компрессора пред-
ставляет собой ряд зависимостей лк* и Л*л от GB при несколь-
ких постоянных значениях частоты вращения ротора п и рв* =
=const и Тв*=const.
Наиболее надежными являются характеристики, полученные
экспериментально. При испытаниях компрессор вращается ка-
ким-либо источником мощности, например электродвигателем,
с помощью которого поддерживается требуемая частота враще-
ния ротора /2, а расход воздуха изменяется путем регулирования
дроссельной заслонкой проходного сечения выпускного трубо-
провода при одних и тех же условиях поступления воздуха в
компрессор.
Характеристика компрессора изображается графически в ви-
де диаграмм, показанных на рис. 4.16 и 4.17. Диаграмма на
рис. 4.17 отличается от диаграммы на рис. 4.16 тем, что вместо
зависимостей "П* =f(GB) на сетку кривых jtk*=/(Gb) нанесе-
ны линии ЛД = const, исходя из значения (Л* ) которое на
алк	v адк7макс>
диаграмме отмечено точкой А. Диаграмма на рис. 4.16 дает бо-
лее ясную зависимость Л*д от GB. Однако в случаях, когда
Л* и лк* изменяется при GB = const, связь между ними уста-
новить невозможно. Для этой цели необходимо иметь диаграм-
му, изображенную па рис. 4.17 (она пользуется наибольшим
распространением).
На рис. 4.16 и 4.17 видно, что при каждой частоте вращения
ротора п кривые изменения Л*д и ли* ограничены минималь-
ным для данной п расходом GB. Это обусловлено тем, что при
уменьшении GB и n=const возникает неустойчивая работа комп-
рессора, при которой появляются колебания давления и скоро-
сти воздуха. Неустойчивая работа сопровождается повышенной
вибрацией лопаток, резким увеличением динамических нагрузок
на всю конструкцию и поэтому недопустима в эксплуатации.
В области больших п (например /?3 и гц на рис. 4.16) про-
пускная способность компрессора ограничена GB, максимально
134
возможным при данной п. По достижении этого расхода даль-
нейшее увеличение сечения выходного канала приводит лишь
к снижению рк*, т. е. лк*, при неизменном GB.
Из диаграмм видно, что для каждой п с увеличением GB, ис-
ходя из минимально допустимого (при сохранении устойчивой
работы) его значения, имеет максимум, а лк* непрерывно
уменьшается. При этом по мере роста п уровень кривых лк* по-
вышается а максимально достигаемые при данной п значения
сначала увеличиваются, а в дальнейшем начинают падать.
Эти особенности характеристики обусловлены изменением пара-
метров планов скоростей ступеней компрессора в результате
нерасчетных условий обтекания лопаточных решеток. При этом
на изменение показателей компрессора оказывает влияние два
основных фактора:
Рис. 4.18. Совмещенные планы скоростей воздуха в рас-
четных условиях и при Со<еОряСч
1) изменение GB (при постоянных ръ* и Тв*) влияет на вели-
чину скорости са и соответственно скорости Ci перед рабочим
колесом, а изменение п — на величину скорости и. Это непосред-
ственно отражается на форме плана скоростей и, следовательно,
на характере изменения давления и температуры в ступени;
2) нерасчетное изменение р* и Т* в каждой предыдущей сту-
пени оказывает дополнительное (помимо GB) влияние на ско-
рость воздуха, поступающего в последующую ступень. Так, на-
пример, при отклонении GB от расчетного значения, изменение
плана скоростей первой ступени повлияет и на другие ее пока-
затели, поэтому при одних и тех же значениях рв* и Тъ* на вхо-
де, р* и 7* на вь1ХОде будут отличаться от расчетных. В резуль-
тате изменения плотности начальная скорость воздуха во второй
135
ступени изменится по другому закону, чем в первой, и это ока-
жет дополнительное влияние на работу этой ступени.
Поскольку в конечном счете показатели неизменных по фор-
ме ступеней во всех случаях обусловлены скоростью поступаю-
щего воздуха и окружной скоростью колеса, то влияние этих
факторов следует рассмотреть более подробно. При этом воз-
можно ограничиться рассмотрением их влияния на РК, так как
основные закономерности в общем сохраняются и для СА. На
рис. 4.18 показаны два совмещенных плана скоростей (на rfcp):
в расчетных условиях и при си<сПрасч, сохраняя и=«расч-
При построении планов скоростей_ было принято, что в расчет-
ных условиях са=0,6, рк=0,6 и 77т=0,3, и сделано допущение,
что в нерасчетных условиях так же, как в расчетных, са в самой
ступени не изменяется.
При уменьшении са> а следовательно, и cf угол at остается
неизменным, так как он определяется формой лопаток СА или
для первой ступени — ВНА, поэтому вместе с са уменьшается
и ciu. Как это видно на рис. 4.18, снижение этих скоростей при
условии и — const приводит к уменьшению угла что при неиз-
менном входном угле лопаточной решетки 0/ обусловливает
возрастание угла атаки I (см. рис. 4.12). Угол выхода потока рг
остается примерно тем же, что и ₽2расч, поскольку он в основном
определяется формой лопаток рабочего колеса. В результате
угол поворота потока на колесе Лр = 02—Pi становится больше
и соответственно возрастает AwM=Acu. Очевидно, что при сп/>
>ейрасч будет обратная закономерность: угол i и закрутка
Awu будут уменьшаться. Таким образом, если при сохранении
устойчивой работы компрессора исходить из минимально воз-
можного GB (а следовательно, и са), то его увеличение будет
сопровождаться непрерывным уменьшением i и Дси.
Обтекание лопаток воздухом с большими углами атаки свя-
зано с повышенными потерями из-за ударного набегания потока
на вогнутую сторону профиля и отставания от выпуклой сторо-
ны. Поэтому уменьшение угла i вначале приводит к росту t]*
адст
до достижения наивыгоднейших условий обтекания. При даль-
нейшем уменьшении i потери начинают снова сильно возрастать,
обусловливая падение Л* .
яст
Уменьшение Аси при и = const приводит к монотонному сни-
жению Лст (уравнение 4.2) по мере увеличения скорости са.
Зависимость л*т от са является следствием совместного вли-
яния изменения Л* и Lcr (см. уравнение 4.22). Первоначаль-
но рост т|* частично компенсирует уменьшение Лст, но в даль-
d,UCT
нейшем снижение обоих этих показателей обусловливает быст-
рое падение л*т.
136
Же:.. При совместной работе ступеней уменьшение л*т, а следо-
Яя^вательно, и давления за ступенями приводит к тому, что скорость
Sfct в последующих ступенях возрастает все более сильно, по-
ж:СК°льку на ее величину влияет не только увеличение GB, но и
-Ж рост удельного объема воздуха. Поэтому снижение лк* для всего
^компрессора получается более резким, чем л*т, для каждой
-ЖЙГупени, работающей по отдельности.
W; Увеличение скорости потока по ступеням приводит также
тому, что при больших п в межлопаточных каналах какой-либо
З&ступени достигаются критические условия течения и тем самым
^Исключается возможность дальнейшего повышения GB увеличе-
Щзййем проходного сечения за компрессором; последнее приводит
?Жйрлько к снижению лк*, давая на характеристике вертикальные
|§$етви кривых.
U расу
zJ
"	*1 и -

Рис. 4.19. Совмещенные планы скоростей воздуха в расчет-
ных условиях и при повышенной и (са—const)
Повышение п, а следовательно, и и при const так же, как
Й снижение са (GB) при u —const, приводит к увеличению угла
i и &wu, что видно из планов скоростей, показанных на рис. 4.19.
Однако в этом случае возрастает общий уровень скоростей и
ДйУгс=—(t»iu—^2и) увеличивается быстрей, чем и, поскольку
увеличивается на столько же, что и и, a w2 остается без из-
менения. В результате Я? повышается и £,ст увеличивается не про-
порционально квадрату скорости и (см. уравнение 4.4), а быст-
рее,. что обусловливает и сильное увеличение л*т.
При совместной работе ступеней увеличение л*т вызывает
снижение са в последующих ступенях по сравнению с предыду-
щими, вследствие чего лк* по п растет быстрее, чем л*т от-
дельных ступеней.
137
Неизменные углы 4 а следовательно, и близкие условия об-
текания лопаток сохраняются при ёга = const. Поэтому на рис. 4.16
и 4.17 кривые |1адк=П^) и лк*=?(Ов) при n = const смещают-
ся в сторону больших GB по мере увеличения значений п. Отме-
ченное ранее наличие максимума при изменении *4* в зависи-
мости от GB и п объясняется тем, что первоначально при увели-
чении п потери растут менее сильно, чем £к, и относительная их
величина снижается.
Режим работы компрессора перестает быть устойчивым в тех
случаях, когда угол атаки I (вследствие уменьшения GB, роста
и или совместного их изменения) увеличивается настолько, что
в отдельных случаях, на отдельных участках лопаточных венцов
у выпуклых сторон профилей, возникают достаточно мощные
срывные зоны с колеблющимся пониженным давлением. Появ-
ление этих зон нарушает равномерное течение воздушного пото-
ка в компрессоре и в зависимости от их расположения и интен-
сивности приводит к различным срывным колебательным
процессам. Так, при определенных условиях возникают сильные
низкочастотные колебания давления и расхода воздуха во всем
компрессоре и присоединенном к нему тракте — так называемый
помпаж компрессора. Возможно появление вращающих-
ся зон срыва, сопровождающееся резким снижением лк* и GB.
Возможны и другие менее явно выраженные формы потери ус-
тойчивости работы компрессора, которые, однако, всегда отри-
цательно влияют на его надежность.
Источником потери устойчивости могут быть как первые, так
и последние ступени компрессора в зависимости от того, какие
ступени работают с большими углами атаки I.
При работе компрессора с частотой вращения ротора
>«расч В зоне границы устойчивой работы лк*>л* . Поэтому
красч
вследствие увеличения плотности воздуха скорость са в послед-
них ступенях возрастает по отношению к расчетной менее силь-
но, чем в первых. В результате в последних ступенях утлы i
получаются большими и при уменьшении GB срыв потока воз-
никает прежде всего в этих ступенях. Наоборот, при п<пРасч
скорость са уменьшается более сильно в первых ступенях, так
как в последних ступенях снижение давления, а следовательно,
и плотности воздуха влияет на его скорость в сторону увеличе-
ния. Поэтому уменьшение GB приводит к срыву потока перво-
начально в первых ступенях.
Потеря устойчивости работы компрессора ограничивает воз-
можный диапазон его режимов. Связанные с этим затруднения
возрастают с увеличением расчетного значения лк*, так как при
этом усиливается зависимость плотности воздуха от частоты
вращения ротора п, а следовательно, и влияние этой зависимо-
сти на работу ступеней компрессора. Поэтому в большинстве слу-
чаев оказывается необходимым применять специальное регул и-
138
' рование компрессора для сохранения его устойчивой работы в
достаточно широком диапазоне режимов.
Для устранения срывов потока при малой частоте вращения
ротора п часто используют перепуск части воздуха после пер-
вых ступеней в атмосферу. Этим достигается увеличение са в
этих ступенях и, следовательно, снижение углов атаки I.
Для расширения границ устойчивой работы и улучшения по-
казателей компрессора в некоторых конструкциях применяют
‘ поворотные лопатки ВНА и СА нескольких ступеней. Поворот
лопаток позволяет регулировать входные и выходные углы
и проходные сечения для воздуха в зависимости от режима
” работы компрессора.
Как уже отмечалось, характеристика компрессора относится
к условиям /?в* = const и Тв* = const, изменение которых приво-
дит и к другому виду характеристики. При увеличении Тв* и
п=const в результате снижения плотности воздуха возможные
. режимы работы компрессора смещаются в сторону меньших GB.
Поскольку при этом LK и изменяются менее сильно, то
уменьшение плотности (т. е. увеличение удельного объема) при-
водит к снижению лк*. При пропорциональном изменении
и давления за компрессором, также пропорционально изменяют-
ся и давления во всех сечениях тракта компрессора. Температу-
ры и скорости при этом остаются неизменными. В результате
GB изменяется тоже пропорционально рв*, а и лк* сохра-
няются постоянными. Только при очень сильном понижении рЕ*
(например, на больших высотах полета) вследствие сильного
падения плотности воздуха возрастает роль сил трения и пока-
затели компрессора начинают ухудшаться.
Обобщенная характеристика компрессора
Чтобы исключить необходимость иметь серию характеристик
компрессора при различных рв* и Тв* строят обобщенную ха-
рактеристику. При этом рассматриваются подобные режимы
компрессора.
Под подобными режимами понимают такие режимы, на ко-
торых при неизменной или геометрически подобной проточной
части в любых двух одинаково расположенных сечениях тракта
соотношение между соответствующими скоростями, давлениями
и температурами сохраняются постоянными. Таким образом, на
подобных режимах в любом сечении тракта скорости, давления
и температуры изменяются прямо пропорционально их значени-
ям в начальном сечении. На подобных режимах сохраняются
одинаковыми и направления линий тока, т. е. соблюдается так
называемое кинематическое подобие.
Условия, соблюдение которых необходимо для получения
подобных режимов компрессора, заключаются в следующем.
139
1.	Неизменность критерия сжимаемости — числа М:
М=—
VkRrT
Поскольку M=f(c2/T), то можно с некоторым приближением
считать, что данное условие означает также сохранение одина-
кового соотношения между кинетической энергией потока и его
энтальпией.
2.	Неизменность числа Рейнольдса
Re=^,
н
где s— характерный геометрический размер тракта;
ц— динамический коэффициент вязкости.
Число Re можно рассматривать как отношение сил инерции
к силам вязкости, т. е. силам трения; оно характеризует отно-
сительное значение гидравлических потерь на трение газа.
3.	Сохранение одинаковой относительной интенсивности теп-
лообмена с внешней средой вдоль всего тракта.
4.	Постоянство показателя адиабаты k (а следовательно,
и теплоемкости воздуха).
При течении воздуха в компрессоре все условия подобия
удовлетворить нельзя, поэтому рассматривать подобные режимы
возможно лишь приближенно, учитывая только наиболее важ-
ные факторы. Значение внешнего теплообмена в компрессоре
очень невелико и его влиянием можно пренебрегать. Также мо-
жно не учитывать очень небольшое изменение показателя адиа-
баты k в зависимости от температуры.
Сохранение одновременно М=const и Re=const в компрессо-
ре невыполнимо. Так, например, при уменьшении р и Т—const
снижение р потребует для сохранения того же числа Re увели-
чения с, но при этом будет возрастать и число М. Однако усло-
вие Re = const важно лишь в области малых его значений, когда
роль сил трения относительно велика. При достаточно больших
Re относительные потери на трение почти не зависят от его ве-
личины и, таким образом, подобные режимы могут сохраняться
и при переменных Re, т. е., как говорят, течение воздуха явля-
ется автомодельным по числу Re.
В большинстве случаев в компрессорах Re достаточно вели-
ки, обеспечивая его работу в автомодельной области, и условие
Re=const практически не соблюдается. Только при сильном по-
нижении давления величина Re начинает влиять на показатели
компрессора и при их определении требуется вводить дополни-'
тельные коррективы.
Таким образом, при работе в автомодельной области по чис-
лу Re для получения подобных режимов одного и того же ком-
прессора достаточно соблюдать условие const ил и -т= = const
140
№
яИЙСчитая показатель k=const). При этом, поскольку согласно
ЯйИеории подобия это условие обеспечивает подобное изменение
ж?'£и Т по тракту, то для получения подобного режима достаточ-
1'” Кно выдержать требуемое соотношение между с и Т для какого-
-либо одного, хотя бы начального сечения тракта, чтобы оно со-
йдранялось для всех других сечений при соблюдении кинемати-
ческого подобия течения воздуха.
КЬ Применительно к компрессору кинематическое подобие обус-
чЙ^фовливает подобие планов скоростей, для получения которого
при неизменных углах ctj и ₽2 (определяемых формой профилей
•.Ж:<лопаток) достаточно, чтобы окружная скорость и изменялась
'^^.пропорционально абсолютной скорости воздуха с, т. е.
•	“"- — const.
iff!
(4.25)

Неизменность в каждом сечении тракта числа М означает,
Ж'^то в каждом сечении р*/р = const и Т*/?—const (см. уравнение
$|g.;;3.10). Поэтому на подобных режимах сохраняется подобное из-
*менение не только действительных, но и полных параметров по-
тока.
Используя полученные соотношения для сечения тракта на
входе в компрессор, можно написать, что для получения двух
подобных режимов должно соблюдаться условие:
СВа
(4. 26)

Но так как


то
*
ва  	В1
т т
ва	В,
TZ т.
*
ДВа
Два
*
Рщ
р*>
г!
Г*
В1
*
Рп3
«1
рва
(4.27)
- и
ва .
т
# л
Дв
Расход воздуха через компрессор
-? rtf’
Q ос =Р
_	'-'в	1 bVbgb 1 в D т
в
Используя это выражение для двух режимов и учитывая, что
площадь входного сечения F^ — const, можно написать:
<4 Pns	^ва
ДИ, Л- с
Св-
В1
В2 Я;
141
tew
Эти два режима будут подобны в том случае, если между
св и Тв будет связь согласно условию (4.26). Тогда
___ Рц2
Ptii ? в2
"з
или, учитывая уравнения (4.27),
*
Рв2
т
1'1
Следовательно,
(4. 28)
Для одного и того же компрессора скорость и пропорцио-
нальна п. Поэтому, учитывая также подобное изменение всех
температур, уравнение (4.25) может быть написано в следую-
щем виде:
(4. 29)
Соблюдение соотношений, определяемых уравнениями (4.28)
и (4.29), практически достаточно (в автомодельной области по
Re) для сохранения подобия режимов компрессора.
При этих соотношениях и автомодельности по Re условия
обтекания и относительные гидравлические потери в лопаточ-
ных решетках остаются неизменными. Поэтому т)* для всех
а'1СТ
ступеней сохраняются постоянными, а следовательно, и для все-
го компрессора^ =const.
Для каждой ступени при подобных планах скоростей Ят =
— const, поэтому (уравнение 4.4)
=//т=const.
и2
Таким образом, для двух подобных режимов
^СТд  ^ст.
Учитывая уравнение (4.25) и подобное изменение температур,
“2 т\	Т1
£	А а  _ 2
Т	Т*
СТа
^СТ,
442
‘ ’ или	„	. -
1 1»	1 h
Из уравнения (4.22) видно, что при этом соотношении и при
’’a\t = COnst	= “Const.
Таким образом, для каждой ступени n*T=const, а следо-
вательно, и для всего компрессора на подобных режимах лк* =
= const (см. уравнение 4.24). При этом условии и при Л* =const
согласно уравнениям (3.20) и (3.21)
fe-i
Z, т *	/ ft	-1 \ 1	I
—-	С A JTK	А	— 1 1-----------—	const,
Т,*	И	I	*
V	}
поэтому (см. уравнение 3.23)
——= ——-------[- 1 — const.
СРГп
Следовательно, на подобных режимах отношения полных
давлений и температур после и до компрессора и относительная
величина потерь остаются постоянными, а удельная работа из-
меняется пропорционально начальной температуре воздуха.
Использование подобных режимов позволяет характеристи-
ку компрессора, относящуюся к какому-либо одному исходному
состоянию воздуха/7* и Г*о,распространить на случаи работы ком-
прессора с другими значениями рЕ* и ТЕ*. При этом величины
и для другого начального состояния воздуха опреде-
ляются по результатам пересчета существующих в рассматрива-
емых условиях GB и п на их значения, соответствующие подоб-
ному режиму при р*и и Г*.Поскольку на подобных режимах
и 1}* не меняются, то их величины, найденные на характерис-
тике по пересчитанным или, как говорят, по приведенным значе-
ниям GB[ip и лпр> и будут давать лк* и для GB и п при су-
ществующих ри* и Тв*.
Обычно за исходные параметры начального состояния возду-
ха принимают стандартные атмосферные условия у земли, т. е.
Л>*0-= 1,013  105 Па и =288 К.
Для определения Ов и яПр используются уравнения (4.28)
и (4.29):
— V 7 п = -----------------V 288;
р^ V в 1,013-105 г	I
1 ,013- 1Q5 -I [ Л, .
В|1Р~ 0 й Г 288~’
(4. 30)
143
п ___ п«р
/288 ’
(4.31)
i

в используют ему пропорциональ-
так называемый параметр расхода
На обобщенной характеристике вместо действительных ве-
личин GB и п указываются их приведенные значения (рис. 4.20).
Довольно часто вместо G
ную величину,
В
a
вместо /2Пр — параметр частоты в р а-
я*
щен и я ротора
А —~
Рис. 4.20. Обобщенная ха-
рактеристика компрессора
Г в
Уравнения (4.30) и (4.31) показывают, что при 7'в*>288 К
приведенный расход воздуха GB должен быть больше действи-
тельного, для того чтобы при более низкой температуре скорость
воздуха снижалась пропорцио-
нально не первой степени, а
корню квадратному из TV и
тем самым обеспечивалась не-
изменность числа М. При этом
«Пр должно быть меньше дей-
ствительного, поскольку при
более низкой температуре кине-
матическое подобие и то же Лк*
достигается при пониженной
частоте вращения ротора. При
1,013• 105 Па ппр должно
быть равно п, а О должен
изменяться обратно пропорци-
онально давлению, для того
чтобы скорость (воздуха оста-
валась неизменной.

4. 2. Центробежные компрессоры
Общее устройство и принцип действия
Центробежный компрессор, как и осевой, может образовы-
ваться сочетанием отдельных ступеней, в каждой из которых
полностью реализуется его принцип действия. Как видно из
схемы, показанной на рис. 4.21, ступень компрессора состоит из
трех основных элементов: вращающегося направляющего аппа-
рата (ВНА) /, рабочего колеса (РК) 2 и диффузора 3. РК и
144
'С
№'
' ВНА вместе с валом образуют вращающуюся часть, т. е. ротор
^центробежной ступени.
а Вращающийся направляющий аппарат представляет собой
'.спрофилированный лопаточный венец, служащий прежде всего
для получения безударного поступления воздуха на РК. В прос-
тейшем случае "воздух движется во входном канале в осевом
направлении со скоростью Сь Величина и направление относи-
, тельной скорости входа на ВНА определяется скоростью Ct
и изменяющейся по высоте лопаток скоростью и. Поэтому тре-
угольники скоростей на входе в ступень также переменны, при-
чем угол pi уменьшается по высоте. На рис. 4.21 приведена раз-
. вертка на плоскость цилиндрического сечения лопаточного
венца для диаметра di ВНА (по а—а), на котором окружная
скорость «ь и показан получающийся при этом треугольник ско-
ростей.
Рис. 4.21. Схема устройства ступени центробежно-
го компрессора:
/—вращающийся направляющий аппарат; 2—рабочее ко-
лесо; 3—диффузор; 4—выходной канал; 5—корпус
Для получения безударного поступления воздуха входные
углы лопаток ВНА должны выполняться близкими к углам
поэтому входная кромка лопаток получается изогнутой в на-
правлении вращения ВНА.
Межлопаточные каналы ВНА поворачивают воздушный по-
ток таким образом, что направление его относительного движе-
ния становится близким к осевому. Это означает, что в абсолют-
ном движении ВНА увлекает воздух во вращение вместе с собой
145
и, закручивая поток, сообщает ему кинетическую энергию вра-
щательного движения. Вместе с тем, благодаря диффузорной
форме каналов относительная скорость w снижается до величи-
ны, близкой к скорости ci, поэтому кинетическая энергия отно-
сительного движения частично используется на сжатие воздуха.
f Таким образом, в ВНА происходит начальная закрутка и
/начальное сжатие воздуха, на что затрачивается соответствую-
/ щая работа, получаемая с вала компрессора.
Рис. 4.23. Схема двухступен-
чатого центробежного ком-
прессора
Рис. 4.22. Изменение параметров воз-
духа в ступени центробежного ком-
прессора
Рабочее колесо обычно имеет радиально направленные
плоскйёГлопатки, которые равномерно расположены по окруж-
ндстй. Поэтому поступающий из ВНА воздух движется по коле-
су примерно в радиальном направлении и скорость его враща-
тельного движения вместе с колесом непрерывно возрастает.
На выходе из колеса она достигает величины сди, близкой к ок-
ружной скорости колеса и2. В результате колесо покидает силь-
но закрученный воздушный поток со скоростью c2>ci, а следо-
вательно, и с повышенной кинетической энергией. Вместе с тем
вращение потока приводит к появлению центробежных сил, ко-
торые сжимают воздух по мере его движения к периферии ко-
леса.
-Диффузор служит для превращения полученной на колесе
кинетической энергии в работу сжатия воздуха. Поэтому на вы-
ходе из диффузора скорость c3<zc2, а давление Рз>Ръ-
При высоких н2 число Mfa получается большим, поэтому на-
чальный участок диффузора делается безлопаточным, посколь-
ку отсутствие перегораживающих поток лопаток снижает вол-
новые потери, хотя и несколько увеличивает потери на трение.
146
После снижения скорости в безлопаточной части воздух посту-
пает в лопаточную часть диффузора, позволяющую снизить по-
тери на трение и сократить габариты компрессора.
Изменение параметров воздуха в ступени центробежного
компрессора показано на рис. 4.22.
Высокие окружные скорости приводят также к тому, что чис-
ло MW1 на периферийных участках лопаток ВНА может полу-
чаться недопустимо большим и вызывать; как и в ступени осе-
вого компрессора (4.1), дополнительные волновые потери.
В этих случаях перед ВНА устанавливают неподвижный направ-
ляющий аппарат, который служит для закручивания воздушно-
го потока в сторону вращения ротора. Предварительная закрут-
ка потока позволяет уменьшить окружную составляющую отно-
сительной скорости Wiu = — (и—ciu), а следовательно, и скорость
Wi, и соответственно число MW1.
При сочетании центробежных ступеней воздух с периферий-
ной части предыдущей ступени должен подводиться к централь-
ной части последующей, как это видно на рис. 4.23. Такой под-
вод воздуха требует применения обратного направляющего
аппарата, который существенно усложняет компрессор и. явля-
ется источником дополнительных гидравлических потерь. Кроме
того, для сохранения благоприятной формы проточной части
в ряде случаев оказывается необходимым уменьшать диаметр
колеса ступени по мере снижения объемного расхода воздуха
в результате сжатия в предыдущих ступенях. При расположении
ступеней на общем вале уменьшение диаметра приводит к сни-
жению окружной скорости колеса и, следовательно, работы
последующей ступени по отношению к предыдущей. Все это
увеличивает размеры и массу компрессора, поэтому в авиаци-
онных двигателях многоступенчатые центробежные компрессо-
ры не используются, а применяются только одноступенчатые и в
отдельных случаях двухступенчатые конструкции. Иногда цент-
робежная ступень устанавливается как последняя после несколь-
ких осевых ступеней в так называемом осецентробежном
компрессоре.
Теоретическая работа ступени
Теоретически максимально возможная работа, сообщаемая
воздуху на колесе с радиальными лопатками, соответствует ус-
ловиям, когда начальная закрутка потока отсутствует и воздух
выходит из колеса точно в радиальном (по отношению к нему)
направлении и обладает его окружной скоростью и2. Величина
этой работы может быть определена различными путями. Так
развиваемый потоком момент количества движения относитель-
но оси вращения колеса при принятых условиях Mu=G3U2r2i где
«2 — сообщенная (в случае осевого входа) воздуху скорость
вращательного движения на колесе с радиусом г2- Этот момент
147
равен крутящему моменту, действующему на колесе. Поэтому
сообщаемая воздуху секундная работа Лсек=Ми0 = СвМ2Г2(о=
= GbU22 и, следовательно, теоретическая удельная работа
(Дж/кг)
<4-32’
Как видно, теоретическая удельная работа центробежной
ступени выражается так же, как и работа, которая является ис-
ходной при определении коэф-
Рис. 4.24. к выводу уравне-
ния теоретической удельной
работы
фициента теоретического напо-
ра ступени осевого компрессо-
ра (см. уравнение 4.4).
Уравнение (4.32) может
быть получено и исходя из об-
щих энергетических соотноше-
ний. Работа, сообщаемая воз-
духу в ВНА и РК, идет на
увеличение его энтальпии
£эн и кинетической энергии
Лкин!
трения -повышение энтальпии
В теоретическом случае
при поступлении воздуха в
центре вращения и отсутствии
обусловлено только сжатием
воздуха под действием центробежных сил. Поэтому
dL3K~ vdp—-^->
Q
причем величина элементарной работы dp/$ может быть пред-
ставлена как функция работы центробежных сил.
При постоянной радиальной скорости воздуха условие равно-
весия сил, действующих в радиальном направлении на его эле-
ментарную частицу, которая вращается с угловой скоростью ы
по окружности с радиусом г, выражается следующим уравнени-
ем (рис. 4.24):
df (р+dp)=pdf -\-dP},
где (// — поверхность элементарного объема, на который дей-
ствует в радиальном направлении давление р;
dPj — центробежная сила элементарного объема с массой
dm.
Так как dP]~^rdm==w2rodfdr, то
dfdр — t^rodf dr или	=<s?rdr.
Q
148
откуда
и’
г а
£эн — <s?rdr—-——	2 '
о
При движении воздуха по колесу с постоянной относительной
радиальной скоростью изменение его кинетической энергии обус-
ловлено только сообщением ему окружной скорости «2- Поэтому
к2
КИН 2
и
4
2
*4 2
—=4
Как видно, в теоретическом случае сообщаемая работа идет
в равной степени как на увеличение энтальпии (на сжатие), так
и на повышение кинетической энергии воздуха. Поэтому приме-
нение за колесом диффузора обязательно для достаточно аффек-
тивного использования затрачиваемой работы.
Относительное радиальное равномерное движение частиц
воздуха на колесе, а следовательно, их абсолютное движение по
спирали с возрастающей окружной составляющей скорости
обусловливает появление так называемых сил Кориолиса,
действующих перпендикулярно относительной скорости в сторо-
ну, обратную направлению вращения. Эти силы определяют
перепад давления по обе стороны лопаток и являются источни-
ком появления крутящего момента сопротивления, преодоление
которого требует затраты работы, получаемой воздухом.
Действительная работа, сообщаемая воздуху в ступени
Удельная работа £ст, сообщаемая воздуху в действительно-
сти, отличается от теоретической. Соотношение между ними мо-
жет быть названо (по аналогии с осевыми компрессорами) ко-
эффициентом теоретического напора:
(4.33)
Лстт и%
В колесах с радиальными лопатками £Ст всегда меньше £CTf,
следовательно, Ят<1. Это обусловлено в основном тем, что при
конечном числе лопаток вся масса воздуха не может быть во-
влечена во вращение со скоростью и2. Поэтому среднемассовая
окружная скорость воздуха на выходе из колеса c2u<U2. Кроме
того, закрутка воздушного потока на колесе снижается при соз-
дании предварительной закрутки перед ступенью.
Выражая приближенно начальный момент количества дви-
жения через окружную составляющую начальной скорости Сц,
на середиие высоты лопаток, т. е. иа радиусе г1ср, действующий
на роторе момент количества движения относительно оси вра-
щения будет:
^«=GB(Vs-ctecprIep),
а соответствующая секундная работа
ДеК=^«<“==О. (Vi»- С1»срГ1с|)Ш) =
=О.(зд-С1Ос1>«1ср).
поэтому
^•«=-^-=^«2—«1«ср«1ср-	(4.34)
Снижение скорости с2и по отношению к и2 может характери-
зоваться коэффициентом ц:
г2„=№.	(4.35)
Тогда
£«т=|*^-С1«ср“*ср-	(4.36)
При осевом входе воздуха в ступень Ciucp=0 и Ят=ц. Коэф-
фициент р получается тем выше, чем большее число лопаток
имеет колесо и чем меньше соотношение между диаметром вхо-
да и диаметром колеса d2 (см. рис. 4.21). Однако эти пути по-
вышения ограничены, поскольку увеличение числа лопаток
связано с возрастанием потерь на трение, а чрезмерное сниже-
ние отношения d\[d2 ухудшает форму проточной части колеса.
Для выполненных колес р,=0,854-0,90 и 77т=0,804-0,90.
При расчетах и анализе эффективности ступеней центробеж-
ных компрессоров используют коэффициент адиабати-
ческого напора
Величина Нйд в большей степени, чем Ят, характеризует сте-
пень использования окружной скорости колеса для сжатия воз-
духа. При обычных значениях Ч*д =0,774-0,81 коэффициент
Лал=0,604-0,75.
В настоящее время в отдельных случаях и2 достигает 500—
600 м/с, что позволяет иметь при начальной температуре возду-
ха 288 К в одноступенчатом компрессоре до 5—8.
150
Характеристика компрессора
Характеристика центробежного компрессора представляется
в такой же форме и имеет в общем такой же вид, что и харак-
теристика осевого компрессора (разд. 4.1). В принципиальном
отношении одинаковы и причины потери устойчивости. Можно
отметить лишь две особенности характеристик, обусловленные
разницей в порядке работы и устройстве обоих типов компрес-
соров.
При выполнении центробежного компрессора одноступенча-
тым влияние на его характеристику рассогласования ступеней,
очевидно, исключается. В случае использования двух ступеней
рассогласование их работы на нерасчетных режимах влияет на
характеристику, но в гораздо меньшей степени, чем в осевых
компрессорах, имеющих большое число ступеней.
В колесах с радиальными лопатками окружная составляю-
щая выходной скорости с2и почти не зависит от GB, так что мож-
но считать р,=const. При отсутствии предварительной закрутки
(clw=0) это условие означает, что и const (см. уравнение
4.37). Поэтому при /z=const £ст остается почти постоянной и из-
менение л*г (уравнение 4.22) обусловлено только зависи-
мостью “П*, =/(GB), причем максимум л*т и ”П*Л достига-
ются при примерно одном и том же значении GB.
Использование предварительной закрутки Ciu несколько на-
рушает эту закономерность, поскольку ее величина изменяется
в зависимости от Сц а следовательно, и GB, что отражается на
Hi. Однако предварительная закрутка составляет небольшую
часть закрутки на выходе из колеса и происходит на меньшем
радиусе, поэтому влияние ее изменения на £ст невелико.
4.3. Газовые турбины
Общее устройство и принцип действия
Газовые турбины, как и компрессоры, относятся к классу
лопаточных машин. Поскольку процесс расширения в термоди-
намическом отношении обратен процессу сжатия, то турбина
в принципе может быть создана на базе любого типа компрес-
сора путем обращения направления движения газов и лопаточ-
ных венцов. Подобно осевым и центробежным компрессорам,
существуют осевые и центростремительные турбины. Однако
последние малопригодны для использования при больших рас-
ходах газа и перепадах давлений и вследствйе этого почти не
нашли применения в авиационных двигателях. Практически все
основные типы двигателей имеют осевые турбины, которые толь-
ко и будут рассматриваться в дальнейшем.
Осевые турбины, как и осевые компрессоры, могут быть мно-
гоступенчатыми, т. е. состоять из ряда секций — ступеней, в каж-
151
дой из которых полностью реализуется принцип действия дан-
ной турбины. Однако расширение газов связано с меньшими по-
терями, чем их сжатие, поэтому в одной ступени турбины мо-
жет эффективно использоваться существенно большая работа
расширения, чем работа сжатия, сообщаемая воздуху в ступени
осевого компрессора. Поэтому турбины выполняются с намного
меньшим числом ступеней, чем компрессоры. В ТРД турбины
обычно имеют 1—2, в ТВД—3—4 и в ТРДД до 5—7 ступеней.
На рис. 4.25 приведена схема двухступен-
чатой турбины. Каждая ступень состоит
из двух основных элементов: неподвиж-
ного лопаточного венца, называемого
сопловым аппаратом (СОА), и вращаю-
щегося рабочего колеса (РК), имеющего
на диске венец рабочих лопаток. СОА
вместе с корпусом образуют статор тур-'
Рис. 4.25. Схема двухступен-
чатой осевой турбины
Рис. 4.-26. Разверт-
ка на плоскость се-
чения турбины по
середине высоты
лопаток
бииы, а РК с валом —ротор. Развертка на плоскость сечения
пег середине вы’сотьГ’сопловых и рабочих лопаток одной ступени
показана на рис. 4. 26. В СОА происходит расширение газа, по-
этому его давление и температура падают, а скорость возраста-
ет (Ci>Co). При этом газовый поток закручивается в направле-
нии вращения РК- Для получения такого движения потока меж-
лопаточные сопловые каналы имеют уменьшающиеся проходные
сечения и изогнуты в сторону вращения.
Газ поступает на рабочие лопатки с относительной скоростью
В общем случае на колесе происходит дальнейшее расшире-
ние газа, поэтому его скорость возрастает до Юг. Газовый поток
на колесе поворачивается в сторону, обратную направлению дви-
жения лопаток. Требуемое изменение состояния потока достига-
ется применением сужающихся межлопаточиых рабочих кана-
152 I
лов и изгибом их в сторону, обратную направлению вращения.
Для снижения гидравлических потерь входной угол профиля
рабочих лопаток делается соответствующим направлению ско-
рости
В результате поворота и расширения газа на колесе окруж-
ная составляющая его абсолютной скорости уменьшается. По-
этому скорость газа за колесом с2 (геометрическая сумма ско-
Рис. 4.27. Изменение па-
раметров потока в ступе-
ни турбины
ростей ы>2 и и) получается меньшей, чем Сь и имеет примерно
осевое, направление; осевая составляющая этой скорости саа
обычно больше, чем cia, вследствие увеличения объемного рас-
хода газа при его расширении на колесе. Изменеине параметров
потока в ступени показано на рис. 4.27.
Уменьшение на колесе окружной составляющей абсолютной
скорости газа, т. е. снижение его количества движения в на-
правлении вращения колеса, приводит к появлению градиента
давления на рабочих лопатках (большего давления на вогнутой
стороне, чем на выпуклой). Этот градиент давления обусловли-
вает появление на лопатках окружного усилия, которое создает
действующий на валу турбины крутящий момент.
Располагаемая адиабатическая работа и к. п. д.
ступени. Степень реактивности
Работа, получаемая от газа в ступени, как и в турбине в це-
лом (уравнение 3.43), может приниматься равной перепаду пол-
ной энтальпии газа
^ст = Ср(^о~^2)’
а к. п. д. ступени, как и всей турбины (уравнение 3.41), может
выражаться в параметрах заторможенного потока:
153
где
Как и т]т*» к. п. д. ступени т)*т непосредственно учитывает
снижение получаемой работы LCT по сравнению с располагаемой
лишь в результате внутренних гидравлических потерь. Затраты
работы на трение диска колеса и на треиие в подшипниках при-
нимаются во внимание только при определении окончательной
эффективной экономичности всей турбины, а в газотурбинных
двигателях, как уже отмечалось ранее (разд. 3.2), эти потери
работы вообще отдельно не рассматриваются и их относят к со-
вокупности всех механических потерь в двигателе.
При анализе и расчете потерь в ступени более удобно исхо-
дить не из Аадст, а из так называемой полной располагаемой
работы, которая выражается следующим уравнением (рис. 4.28):
(4.38)
Рч '
Как видно представляет собой наибольшую работу,
которую в идеальных условиях возможно получить от газа при
полном использовании его начальной кинетической энергии
и работы адиабатического расширения в существующем диа-
154
пазоне давлений от ро до /?2- В конечном состоянии газ остается
неподвижным при давлении р2 и температуре ^2ал-
При рассмотрении закономерностей преобразования энергии
в ступени во многих случаях удобно располагаемую работу £ад
характеризовать располагаемой скоростью удовлетворяю-
щей условию
(4.39)
Таким образом, можно считать, что скорость сад представля-
ет собой теоретическую скорость истечения, достигаемую при
использовании всей располагаемой работы:
(4.39а)
Степень использования на колесе располагаемой работы ха-
рактеризуется мощностным к. п. д. ступени
(4.40)
Мощностной к. п. д. учитывает как гидравлические потери
в СОА и РК, так и затрату части £аД(( на создание выходной
скорости с2, т. е. на сообщение газу кинетической энергии Сг2/2.
Для оценки газодинамического совершенства проточной час-
ти ступени используется так называемый адиабатический
к. п. д.
2	2
С2	е	С2
£ст + ~2~ ср(То~ Ю + ~9~	Т*— Т2
"7— =------------7-------—= Л- • (4-41)
£«Я.	Т0 — Т2ал
В этом случае считается полезной не только £ст, но и кине-
тическая энергия выходящих из ступени газов. Поэтому *]адст
учитывает лишь гидравлические потери в проточной части, так
что ои превышает т)ст на долю £ад0 затраченной на создание
скорости с2:
(4-41а)
^^аДо \	/
Распределение La!lQ между работами расширения в РК и
СОА характеризуется степенью реактивности рт
^адРК
= —.
ад0
155

где -^аДр|.— адиабатическая работа расширения на колесе.
Адиабатическая работа расширения в сопловом аппарате
^алсоА вместе с работой £^Ярк превышает располагаемую работу
(рис. 4.29):
^алСОА“ ^алРК > ^ало 
Рис. 4.29. Работа расши-
рения в сопловом аппара-
те и рабочем колесе
Это объясняется тем, что на L' влияет повышение началь-
алрк
ной температуры Т\ по сравнению с 71 вследствие подогрева га-
за теплом трения при расширении в СОА (разд. 3.2). Однако
влияние подогрева очень мало и приводит к увеличению работы
^адркие более, чем иа 1%. Поэтому им обычно пренебрегают
и считают, что
^адрк^-^адо—^-алсод^ Уткало I ]
г	/1	х г	i	»
Ьалсод—(* QT)	J
План скоростей ступени. Работа и к. п. д. на окружности колеса
Как и в случае ступени осевого компрессора, при рассмотре-
нии условий работы ступени турбины удобно пользоваться ди-
аграммой совмещенных треугольников скоростей на входе и на
выходе из колеса (рис. 4.30), которую можно называть планом
скоростей ступени. План скоростей ступени турбины характери-
зуется любыми пятью исходными параметрами, за которые удоб-
но принимать Лад0 или Сад, м, Qt, скорость cia или угол сс£ и ско-
рость С2а или угол 02- Все остальные параметры плана скоростей
выражаются через эти исходные величины с учетом гидравли-
ческих потерь в сопловом аппарате и рабочем колесе.
Используя уравнения (4.42), можно написать, что
4а
^алСОА=^ 1 Рт) ~	’
поэтому адиабатическая скорость истечения из соплового аппа-
рата:
Чд= /2(1
156
Снижение действительной скорости Ci по сравнению с С1ад
(при том же понижении давления) из-за гидравлических потерь
характеризуется коэффициентом <р:
следовательно,
^=91/2(1 —	—0тсад.	(4.43)
Рис. 4.33. План скоростей
ступени турбины
Соответствующая этой скорости закрутка потока перед коле-
сом в направлении вращения
ci«cL=cicos ai>	(4-
так как скорость Cio и угол он связаны соотношением
Cla=C1sin «!•	(4- 44а)
Поскольку относительная скорость Wi поступления газа на
колесо имеет окружную составляющую (см. рис. 4.30)
(4.45)
ТО
=|/otL+cL =	“)s+c?«=
=	(4- 46)
или, если известен угол аь
— |/ cJ-j-K2 — 2crii cos ar	(4.46a)
Увеличение относительной скорости газа определяется при-
ращением его кинетической энергии на колесе в результате со-
вершенной газом работы расширения. Поэтому при адиабати-
157
ческом процессе относительная скорость Ws8A на выходе из коле-
са определяется соотношением
— Wj
— Ьаярк=рт1.адо,
откуда
Снижение этой скорости из-за гидравлических потерь учиты-
вается коэффициентом ф:
и>2=ф®2а1=ф у 2вт£в^,+»»2=ф)/ eTct+№r	(4. 47)
Окружная составляющая выходной относительной	скорости
—®2 COS р2,	(4.48)
поскольку	
cza=®2sin За-	(4.48а)
Окружная составляющая скорости газа за колесом	
	(4.49)
поэтому	
С2=]/ CL + CL = V(U -®2.<)2+С2„'	(4.50)
или (из треугольника скоростей)
с2—~~ ^яа}^1 cos	(4. 50а)
Полученные данные позволяют просто определить и углы
pi и as-
Поскольку расходы газа на входе в колесо и на выходе из
него должны быть одинаковыми, то соотношение между скорос-
тями Сю и с2о определяется условием
=ог,	(4.51)
где Fi и F%— площади входного и выходного сечений межлопа-
точных каналов кольцевых лопаточных решеток;
pi и р2 — плотность газа до и после колеса.
Отсюда
(4.51а)
С2а Л 61
158
Если пренебрегать загромождением проходных сечений вход-
ными и выходными кромками лопаток, то (см. рис. 4.26):
F2   2лг"2 ^2  	^2	(4 ^2)
Fj 2лг1	ri h\
где и и г2—радиусы окружностей, проведенных через середи-
ны высот лопаток hi и Л2 соответственно.
Так как радиусы и и г2 отличаются друг от друга несильно,
а во многих случаях выполняются одинаковыми, то в уравне-
нии (4.52) можно приближенно считать ri=r2.
Расширение газа на колесе сопровождается подогревом его
теплом трения в результате гидравлических потерь. Однако эти
потери относительно невелики: увеличение против 7'2аяи соот-
ветственно снижение q2 по отношению (?2ал ие превышает 1%.
Поэтому допустимо приближенно считать, что соотношение ме-
жду р] и р2 соответствует адиабатическому процессу расшире-
ния, т. е.
С2 \ Pl !
Если исходить из состояния газа в конце расширения, то мо-
жно написать (см. рис. 4.29):
i««PK=<;p7'2a„[(^-) ” - 1]
И
4 ~ 1]== СРТ_ ')•
Поэтому (уравнение 4.42)
откуда
—“(l+cjnj-l)]*"
F2 L	J
И
—= l+e.(ikT -1) *-*.	(4.53)
62 L	J
Используя уравнения (4.52) и (4.53), уравнение (4.51 а)
может быть представлено в следующей форме (считая Г1=Гг):
(4. 54)
159
Уравнение (4-54) накладывает дополнительное ограничение
на возможную форму плана скоростей. Поэтому значения ско-
ростей Сщ И С2а (ИЛИ СООТВеТСТВеННО углов СС1 и р2) не могут вы-
бираться произвольно, а должны устанавливаться с учетом ин-
тенсивности расширения газа на колесе (обусловливаемой вели-
чинами лст и рт) и изменения проходного сечения лопаточного
венца (отношения h2lhi). Сохранение c2a~cia возможно только
при малых рт, в остальных случаях требуется большое отноше-
ние hzlhi, т. е. сильное уширение проточной части, которое при-
водит к недопустимым дополнительным потерям.
Как видно из плана скоростей ступени (см. рис. 4.30), на ло-
паточном венце происходит уменьшение скорости движения газа
в направлении скорости и. Поэтому иа колесе возникает момент
количества движения, действующий относительно его оси в сто-
рону вращения. Для получения более простых основных соотно-
шений можно рассматривать скорости только на середине высот
лопаток, пренебрегая их изменением по высотам. Кроме того
можно не учитывать влияние перетекания газов через радиаль-
ные зазоры. При этих условиях величина момента, возникающе-
го нй лопаточном венце, т. е. на окружности колеса, относитель-
но оси вращения определяется следующим уравнением:
М„=Ог(сиг1 — сгиг2),
или (при r2=r,=r) M„=Gr(c]0 —г2„)г.
Соответствующая секундная работа, совершаемая газом иа
окружности колеса, ДгсеК=Миад=Ог(с1и— с2а)и,
поэтому удельная (совершаемая 1 кг) работа газа
Z.„=-^!!-=(CiII-cSu)a.	(4.55)
Если скорость с2и действует против направления вращения
(см. рис. 4.30), то в уравнении (4.55) следует брать сумму ско-
ростей.
Заменив в уравнении (4.55) скорости с1и и с2и их выраже-
ниями по уравнениям (4.45) и (4.49) и использовав соотноше-
ния плана скоростей, можно получить другое, также употребля-
емое, выражение работы иа окружности колеса:
(wicos Pi4-w4cos 33).	(4.55a)
Здесь, как и в уравнении (4.49), подразумевается, что ско-
рость w2u всегда отрицательна.
Работа Lu несколько больше работы Аст, получаемой от газа
в ступени, поскольку в действительности работа расширения
перетекающей через радиальные зазоры части газа не исполь-
160
зуется. Одиако разница между Lu и Лст обычно невелика (по-
рядка 2—4%), так что характер их изменения в зависимости
от условий действия ступени практически одинаков.
Уравнение для работы Lu> как и для работы ступени осево-
го компрессора (разд. 4.1 и уравнение 4.3), может быть также
получено на основе общих энергетических соотношений. Работа
Lu получается от газа за счет его кинетической энергии и энталь-
пии. Уменьшение кинетической энергии обусловлено падением
скорости от Ci до с2. Снижение энтальпии происходит в резуль-
тате увеличения скорости относительного движения газа от wt
до ш2 при его расширении на колесе и, таким образом, может
выражаться соответствующим увеличением кинетической энер-
гии относительного движения. Поэтому
Используя уравнения (4.44—4.46) и (4.48—4.50) входящую
в уравнение (4.56) алгебраическую сумму квадратов скоростей,
можно преобразовать следующим образом:
с2,-
=CL ~ CL + (“ -J2 -	=2“	~c^-
Следовательно, как и раньше,
Lu =	=Ц(С,„-Сг„).
Степень использования располагаемой адиабатической рабо-
ты на работу Lu характеризуется к. п. д. ступени на окружности
колеса
(4.57)
или, учитывая уравнения (4.39) и (4.55),
Г)„=2—-----------ЗйЛ	(4.57а)
Сад \	Сач /
Для оценки влияния только гидравлических потерь на лопа-
точных венцах применяется лопаточный к. п. д. т]л, при котором
в качестве полезной механической энергии рассматривается не
только работа Lu, но и кинетическая энергия выходящих из
ступени газов:
Ч,=—-------— =’1в+-7^-=Пв+	(4.58)
ад0	^алв	\ Сал /
6	2563	161
Коэффициенты полезного действия и т)л по своей сущнос-
ти аналогичны коэффициентам т)ст и 'Падст (уравнения 4.40 и
4.41); они отличаются от последних лишь на 2—4%, поскольку
(как и работа Lu) не учитывают потери, обусловленные в основ-
ном перетеканием газа через радиальные зазоры.
Как видно из уравнений (4.57 а) и (4.58), к. п. д. ступени за-
висят только от соотношений между кинематическими парамет-
рами плана скоростей и сад. Поэтому в случае изменения всех
составляющих плана скоростей пропорционально сад экономич-
ность ступени остается неизменной, а планы скоростей сохраня-
ются геометрически подобными.
Следовательно, при рассмотрении вопросов экономичности
ступени для получения более общих результатов удобно выра-
жать скорости газа и окружную скорость колеса в долях от сад-
Анализ потерь на окружности колеса.
Зависимость к. п. д. ступени от основных факторов
Как уже упоминалось, работа Lu меньше работы АаДо вслед-
ствие гидравлических потерь в СОА и РК и затраты работы на
кинетическую энергию выходящих из ступени газов. Величину
каждой из этих потерь можно установить из уравнения (4.56),
написав его в следующем виде:
J	W2 _ «*1 С1
и 2’2	2	2 ’
нли, используя уравнения (4.43) и (4.47),
----
Введя в правую часть этого выражения величину £аДо —(1 —
—QT) Аал0—(зт£ало= 0 и перегруппировав его члены, можно полу-
чить
2	2
Поэтому уравнение (4.57) может быть написано в следую-
щем виде (учитывая уравнение 4.39):
ч«=-^-= I - (1 - <р2)( 1 —с,)—(1 - «0.-(1 —«X
ал0
1 - (Есол+Ьж+и.+W. (4.59)
где сумма в скобках представляет собой совокупность всех по-
терь, выраженных в долях располагаемой работы, а именно:
162
^соа=( 1 — <р2) (1 — Ст) — потери на трение в СОА;
$РК=(1 — ф2)рт — потери на трение в РК;
^=^1 —ф2)^	—потери части работы расширения, преоб-
разованной в кинетическую энергию в
СОА, на трение в РК;
£ ,=f—С2 ) —потери работы, затраченной на кинетичес-
кую энергию выходящих газов.
Используя уравнение (4.59), можно также получить, что ло-
паточный к. п. д. (уравнение 4.58)
=Ч»+(“7“) = 1 — (£соа ~Нрк+Ь», )•	(4.60)
Входящие в уравнения (4.59) и (4.60) отдельные относитель-
ные потери можно разделить на две группы:
I) потери Есоа и £РК работы расширения газа, которые за-
висят только от формы и размеров сопловых и рабочих лопаточ-
ных решеток (определяющих значения <р и ф) и от величины рт;
2) потери и > которые кроме того зависят и от кине-
матических параметров ступени (т. е. от формы плана скорос-
тей), поскольку их значения определяются величиной скоростей
w 1 И С%.
Основным фактором, который можно изменять в широких
пределах и влиять на план скоростей и потери и
а следовательно, на и т]л, является скорость и. Для получения
более общих результатов при анализе влияния этой скорости
следует выражать ее в долях сад, т. е. рассматривать отношение
Зависимость Sw, и иГс^ можно установить, используя урав-
нения (4.46) и (4.59):
и.=(1-Ф’)4-=(1-Фг)[(— —гТ+Н№1- (4-61)
С2Д	1\ сал Сал /	\ сад ' J
Поскольку Ciu и С]а от и не зависят, то значение н/сад, при
котором 5®, будет минимальным, a 1)л максимальным, опреде-
ляется условием
—(1 —------------2-)=0.
d	\ сял сад J
Таким образом, оптимальная для т)л величина и1сап:
и соответственно уравнению (4.61)
(Е»,)М1Я=(1-«	(4.62а)
6*
163
Как видно, в этом случае u = ciu, поэтому Wiu=O и газ посту-
пает на колесо с относительной скоростью Wi = Cia, которая, яв-
ляясь в данных условиях, очевидно, минимально возможной,
обусловливает наименьшие гидравлические потери, а следова-
тельно, и максимальный т)я-
Зависимость от ulc&R определяется изменением не только
гидравлических потерь (характеризуемых ио и относитель-
ной потери сс8- Согласно уравнениям (4.48—4.50)
(4-63)
Величину ш2«/сад можно представить как функцию ujc^. Но
определение условий минимума &..» когда ----------—=0, свя-
d (и/сяп)
зано с очень громоздкими выкладками. Одиако из уравнения
(4.63) и так видно, что минимальная Всв достигается при усло-
вии u=w2u, когда С2и = 0 и Сг=С2а, т. е.
Таким образом (£?>)Мии получается в том случае, когда газ
обладает только осевой скоростью, величина которой независи-
мо от и обусловлена требуемым расходом газа в существующих
условиях.
Как видно из уравнения (4.59), максимальное значение тр,
достигается при таком оптимальном значении (к/сад)0Пи, при
котором сумма U.-Hcs минимальна, т. е. при условии, что
+	dtVi
d(u/ca.) d (и/сй-J ' d (u/caJ
Определять на основе этого уравнения выражение для
очень сложно. Однако (и/сад)Опа получается практически
очень близким к величине ufcap., соответствующий (Еса)ыин, по-
скольку намного больше, чем и ее изменение по и1сй7к
является определяющим.
Таким образом, если рассматривать влияние и при-прочих
одинаковых условиях, то Члмакс получается при (я/сап)ОПл,
позволяющим иметь осевую относительную скорость газа на
входе в колесо (a>i=Cio), а 'г1имакс при (я/сад)Опи, соответствую-
щем примерно осевой скорости газа за колесом (C2~f2a). В об-
щем случае эти два характерных значения ujcaR не совпадают,
и достигается при нескольких повышенных гидравличес-
ких потерях, т. е. при < UrMaKC.
Для примера на рис. 4.31 показана зависимость относитель-
ных потерь и к. п. д. ступени (в % от £аЯо) от ufc&n при следую-
щих условиях: 0т=0,35; <р—0,97; ф=0,96 и С2с/^ад=0,4; соот-
164
ветствующее им значение С1а/Сад=0,33 было получено по урав-
нению (4.54) для Лет=2 при ht—h2.
Приведенные зависимости не могут рассматриваться, как от-
носящееся к одной, неизменной ступени, поскольку оии получе-
ны при условии полного соответствия формы профилей лопаточ-
Рис. 4.31. Зависимость относительных по-
терь и к. п. д. ступени (в % от £аДо) от
«/Сад
ных венцов плану скоростей для каждого отношения ujcZR. Та-
ким образом, считается, что действие ступени во всех случаях
происходит в расчетных условиях.
Как видно и а рис. 4.31, относительные потери £Соа и £рк
остаются постоянными, поскольку оии непосредственно от и не
зависят, а определяются только qt, <р и ф (уравнение 4.59). По-
тери U, с увеличением и{с&п снижаются и минимальны при
(и/сад)опл~0,71, чему соответствует значение UrMaKC-
Наиболее сильно изменяется £Са и, соответственно, тръ кото-
рый достигает максимума при (ц/сад)опи=0,545.
Для более ясного представления о влиянии и1с,щ на форму
плана скоростей на рис. 4.32 показаны три плана скоростей при
п/сад, равном 0,2; 0,545 и 0,71.
Как видно, скорость Ci и начальная закрутка Ciu во всех
случаях остаются неизменными, так как они определяются толь-
165
ко условиями течения газа в СОА. Скорость и влияет только на
относительные скорости W] и w2 и, в конечном счете, на с2 и за-
крутку потока с2и за РК. При этом с возрастанием и за-
крутка с2и изменяется в направлении вращения колеса: при
(^/сад)оли она направлена в обратную сторону, а при
й/сад (к/сад)оии в ту же сторону, что и и. В случае и!сЪ11 =
= (и/сад)опа, когда закрутка с2с=0, «^>0, поэтому wL больше
своего минимально возможного значения и соответственно
Ьм>(и,)мии. а Чл<Ялмакс- Аналогично прия/сад=(исад)0Пл, когда
да1о=0, ^2в>0, поэтому k.XLAaoi» а 'Пв<'Пимакс-
Закрутка потока за колесом (с2и>>0) нежелательна и в тех
случаях, когда кинетическая энергия уходящих газов в дальней-
шем используется и, таким образом, может не рассматриваться,
как потерянная часть располагаемой работы. Это объясняется
тем, что поступление в последующую ступень турбины закру-
ченного потока связано с дополнительными гидравлическими
потерями, а скорость вращательного движения газов за послед-
166
ней ступенью турбины не может непосредственно служить для
получения тяги, которая обусловлена только осевой скоростью
газов, выходящих из двигателя. Поэтому при расчетных условиях
действия ступени скорость газа за колесом обычно имеет осевое
или близкое к нему направление, и, следовательно, можно счи-
тать, что на расчетном режиме
при	(уравнение 4.55).
= (4- 64)
и соответственно уравнению
(4.57 а)
т)„=2.—(4.64а)
Iеад сад
Однако, даже при сохране-
нии за турбиной направления
потока осевым для повышения
экономичности ступени целесо-
образно иметь осевую скорость
на колесе по возможности
меныпей независимо от того,
используется ли в дальней-
шем кинетическая энергия га-
зов или нет. Величина осевой
скорости cia обусловливает ве-
личину Wi (уравнение 4.46),
а следовательно, и относитель-
ные гидравлические потери
Поэтому с увеличением скоро-
сти ’ с2а и соответственно cia
Рис. 4.33. Относительные потери в сту-
пени (в % от L аДо ) в зависимости от
е, п₽и(^-)
\ сад 'опд
снижается не только но и
г]л. Кроме того увеличение с2а
приводит к повышенным гид-
равлическим потерям в газо-
вом тракте за турбиной.
К. п. д. ступени зависит не
только от и, ио и от рт, которая
влияет на уровень гидравлических потерь в ступени. При этом
величина рт обусловливает также значения (а/сац)Опи и
На рис. 4.33 показано изменение относительных потерь в ступе-
ни (в % от £ало) в зависимости от рт при сохранении оптималь-
ного значения (й/сад)Опе- Изменение последнего при возраста-
нии рт нанесено на той же диаграмме. Там же приведена зави-
симость от рт минимально возможных потерь (SwJmhh» которые
могут достигаться при значениях (й/сад)0-п , когда wi~cia. Все
эти зависимости относятся к тем же постоянным значениям ф,
167
4' и Лет, которые были приняты при построении зависимостей,
показанных иа рис. 4.31. Отношение также считается не-
изменным, поскольку гидравлические потери зависят от рт не
настолько сильно, чтобы существенно повлиять на плотность р2
н тем самым на скорость Сга при одной и той же высоте лопаток
и одинаковом расходе газа. При условии c2c/ca«=const отноше-
ние С\а1сйя с увеличением рт должно уменьшаться, так как по-
Рис. 4.34. Планы скоростей при трех значениях Qr
нижение давления в сопловом аппарате становится менее силь-
ным и, следовательно, возрастает pj перед колесом. Поэтому
данные рис. 4.33 относятся к переменным С1а/сад, значения кото-
рых определяются соотношением Cia/C2a, выражаемым уравне-
нием (4.54).
Как видно из рис. 4.33, с увеличением рт значение (ufc^^
существенно возрастает. Наблюдаемый рост	должен
происходить по следующим причинам: при повышении рт С\и1сал
снижается (вследствие уменьшения С1/сад), сумма же всех потерь
168
и, следовательно, Lu изменяются относительно несильно, что
возможно согласно уравнению (4.64а) только при соответствую-
щем возрастании и/сап.
Небольшое изменение суммы относительных потерь объяс-
няется тем, что при cZa[c&Ji=const и поддержании оптимального
значения (и/£ая)опв наиболее крупные потери —	— не зави-
сят от рт, поскольку при всех значениях последней С2~Г2а-
В результате величина рт отражается только на гидравлических
потерях, изменение которых и обусловливает зависимость т]и и
'Пл от рт.
Потери работы расширения £соа и £рк в совокупности зави-
сят от рт лишь постольку, поскольку отличаются коэффициенты
(риф (уравнение 4.59). В рассматриваемом примере (как и в
большинстве практических случаев) ф<ф, вследствие чего сум-
ма потерь £соа + £рк с увеличением рт несколько возрастает.
Наиболее существенно изменяются потери так как рт
сильно влияет на скорость Wi. При этом минимально возмож-
ные потери (5®1)МИи (уравнение 4.62 а) с ростом рт непрерывно
снижаются, поскольку при принятых условиях падает Сю/Сад.
Наибольшая разница между и (£W1)mhh имеется ‘при
рт=0, когда все расширение газа происходит в СОА; подобные
ступени называются активными; в отличие от них ступени
при рт>0 называют реактивными. Получающийся при
активной ступени план скоростей, соответствующий данным
рис. 4.33, показан на рис. 4.34. В этом случае давление на РК
остается неизменным (Р1=рг). так что можно считать примерно
постоянной и плотность газа. Поэтому при одинаковой высоте
лопаток (hi=h2) можно принимать Cio = c2a. Из плана скоростей
видно, что в активной ступени при (и/сад)Оаи скорость wi су-
щественно больше Cia, т. е. возможной *%ии- Таким образом, для
получения Wiu—O, т. е. для Wi=Cia, требуется более высокая и
и, следовательно, («/СадЦ, > (м/сал)0Пц.
Так как увеличение рт приводит к уменьшению С1/сад и воз-
растанию (и/сад)она> то при этом Wiu снижается, a Wi прибли-
жается к Па- В результате при некотором значении рт (на рис.
4.33 при qt«0,5) сумма всех гидравлических потерь становится
минимальной; это достигается приблизительно при Wiu=0, по-
скольку влияние изменения суммы Всоа+Врк невелико. Следо-
вательно, при этой рт достигается	и» таким обра-
зом, (к/сад)опл^ («/сад)опи (для приведенного иа рис. 4.33 примера
это отношение (к/сад)О1,и^0,63). Получаемый при этих услови-
ях план скоростей показан на рис. 4.34.
Достижение минимальных гидравлических потерь при сохра-
нении минимальной обеспечивает получение минимума всех
потерь на окружности колеса, так что при этом получаются как
Пх,, так и т]л • Дальнейшее повышение qt приводит к ро-
макс	макс
169
сту гидравлических потерь, поскольку начинает увеличиваться
скорость W] (это видно на плане скоростей, рнс. 4.34).
Применение в ступенях степени реактивности рт, соответству-
ющей получению («/^ад)олв — (к/саЛ)опл практически невыгодно
по следующим соображениям:
1)	получаемые при этом высокие значения (к/сад)Опв (более
0,60) позволяют использовать в ступени лишь относительно не-
большую работу, поскольку допустимые значения и обычно ог-
раничиваются условиями прочности;
2)	благодаря довольно большим требуемым величинам
растет перепад давлений по обе стороны колеса н тем самым
усиливается перетекание газа через радиальные зазоры;
3)	соответствующее требуемым рт небольшое расширение в
СОА обусловливает более высокую температуру газа, поступаю-
щего на РК, что усиливает нагрев лопаток и диска, снижая их
прочность.
Поэтому в реальных условиях обычно рт не превышает 0,3—
0,4; при этом рекомендуется иметь н/сад=0,45-7-0,6, что позво-
ляет получать достаточно эффективные ступени.
Помимо завнснмостн от значений ujcRn н рт к. п. д. ступени
зависят от интенсивности гидравлических потерь в СОА и РК.
характеризуемой коэффициентами <р и ф. Величина последних
зависит от многих факторов, например, формы и размеров лопа'
точных венцов и меридионального сечения ступени и др. Суще-
ственное значение имеет угол поворота потока на лопаточной
решетке, обусловливающий изгиб профилей лопаток, с увеличе-
нием которого гидравлические потери растут. Это обстоятель-
ство также влияет на целесообразные значения осевых скоро-
стей С2а и с1а, которые при прочих одинаковых условиях опреде-
ляют углы р2 и а\ (см. рнс. 4.30). В среднем ai=20°-r-30° н 62=
=30°-?-50°.
Приведенные на рис. 4.31 и 4.33 зависимости определены при
допущении, что и ф постоянны. При учете изменения этих ко-
эффициентов получаемые закономерности будут несколько отли-
чаться. Так в области малых рт, и особенно при рт=0, снижение
ф вследствие сильного поворота потока на РК (см. рис. 4.34)
приводит к увеличению н соответственному снижению т]м
и Т]л-
Поскольку к. п. д. ступени в, основном определяется значени-
ем и]сап, то величина располагаемой работы, используемой в
ступени, обусловлена, с одной стороны, допустимой скоростью
и, а с другой — имеющимися требованиями к к. п. д. При необ-
ходимости иметь высокие к. п. д., т. е. иметь ufc^, близкое к
(и/сал)опй, используемая работа определяется главным образом
допустимой скоростью и\ обычно на среднем диаметре колеса и
не больше 350—380 м/с, что позволяет иметь LaJlo до 250000—
280 000 Дж/кг.
170
В случаях, когда более важны малые масса н компактность
турбины, применяют ы/сад< (к/сад)опи. что позволяет за счет
ухудшения к. п. д. сильно увеличивать используемую в ступени
работу при сохранении и = const.
Изменение плана скоростей по высоте лопаток
Ранее условия работы ступени рассматривались при допу-
щении, что параметры плана скоростей остаются неизменными
по высоте лопаток, равными их значениям на среднем диаметре
колеса Jrp. Однако, как и в осевых компрессорах, план скоростей
должен по высоте лопаток изменяться в результате учета увели-
чения окружной скорости и повышения давления, которое про-
исходит под действием возникающих в закрученном потоке цент-
робежных сил н влияет на скорости газа.
При небольшой относительной высоте лопаток (hldCX) не более
0,1) этими изменениями скоростей можно пренебрегать н при-
нимать планы скоростей и соответственно формы профилей по
высоте h постоянными. Выполнение более высоких лопаток с
одинаковыми по h профилями приводит к существенным допол-
нительным потерям в результате перемещений газа в радиаль-
ном направлении н неодинаковом по h снижением его энергии
иа колесе; в этих случаях необходимо учитывать изменение ус-
ловий течения газа по h, т. е. профилировать лопатки таким об-
разом, чтобы линии тока располагались на поверхностях коак-
сиальных цилиндров (что соответствует отсутствию радиальных
составляющих скорости газа), а получаемая от газа работа по
высоте лопаток не изменялась.
Способы профилирования лопаток сохраняются для турбины
в общем теми же, что и для осевых компрессоров, хотя приме-
нительно к турбинам оин имеют некоторые особенности. Одним
из употребляемых является способ профилирования по закону
постоянной циркуляции, уже рассмотренный для осевых ком-
прессоров (разд. 4.1), когда по высоте лопаток соблюдается ус-
ловие cur=const, а осевые скорости сохраняются неизменными,
т. е. Сю=const и с2а=const. Как видно из вывода уравнения
(4.55), в этом случае работа Lu остается по h постоянной. Вмес-
те с тем, скорость с2—]/"с2«Н-с2аП0 Должна снижаться, так как
сростом г уменьшается с2и- Так как гидравлические потерн в сту-
пени меняются несильно, то сохранение Lu~const при снижении
с22/2 возможно только при условии снижения Lano (уравнение
4.59). Поскольку состояние газового потока перед СОА прини-
мается по высоте канала одинаковым, то снижение £ЯДо обус-
ловливает возрастание по h давления р2 и появление дополни-
тельных гидравлических потерь при дальнейшем выравнивании
давления за колесом. Получение Аадв —const прн Lu=const
практически возможно только в случае c2=const. Прн сохра-
171
-ir.;
нении постоянной циркуляции это условие может быть соблюде-
но лишь тогда, когда по высоте лопаток С2М=0 и, следователь-
но, С2—С2а~ COnst.
В действительности изменение формы плана скоростей по
высоте лопаток несколько влияет на величину гидравлических
потерь, поэтому при сохранении постоянной циркуляции перед
КОЛеСОМ — Ciur~ Const И £ад0 = Const уСЛОВИе С2и = 0 точно нс
соблюдается. Одиако последствия изменения гидравлических
потерь практически мало заметны и при общем анализе ими
можно пренебрегать.
Поскольку при постоянной циркуляции работа Lu по h не
изменяется, то Lu для всей ступени может быть определена по
данным плана скоростей для dcp (при с2а(,р=0):
— Кср	С2“ср) ~ Керс1«ср-
Если исходить из данных плана скоростей на dcp, то при сиг=
=const планы скоростей для других d определяются следующи-
ми условиями (прн с2и =0):
«=«еру-;
“ср
С1«—СЧр —
const;
cla=const;
Сад=const.
(4.65)
Поскольку £аДо =const означает и caA=const, то соотношения
(4.65) действительны и при рассмотрении скоростей в долях сад.
Изменение Сщ при La„0 =const н cia=const обусловливает за-
висимость рт от d. Для любого d (уравнение 4.43)
Аналогично для JCp
Поскольку C10/c.Jl=(c111/caJcp, то
При постоянной циркуляции
Сщ_________________________ Гср
с,	г d
ср
172
поэтому
fe=^+^(^)’[i-(^)’l.	(4.66)
Ср V2 к Сал 'cpl \ d / J
Таким образом, с увеличением d степень реактивности воз-
растает и, следовательно, по высоте лопаток повышается давле-
ние pi перед колесом.
Рис. 4.35. Планы скоростей в трех сечениях по высоте
лопатки при cur=const
Для данной ступени максимальное и минимальное значения
d/dcp, соответствующие сечению лопаток на окружности колеса
и их сечению у втулки, определяются относительной величиной
h}dcv (уравнения 4.14 и 4.14а). Для примера на рис. 4.35 пока-
заны планы скоростей иа </Кол» tZCp и JBt для h/Jcp=O,25, т. е.
когда £?кол/^ср~ ^кол/иср= 1«25 н dwildcp—ивт/пср=0,75; прн этом
план скоростей иа dCp соответствует Стср =0,35, (и/сад)ср=0,54
(при котором С2иср = 0) и тем же другим исходным условиям, что
и планы скоростей, приведенные на рнс. 4.32.
173
В рассматриваемом случае переход к dBT связан со столь
сильным увеличением С\и, что требуемая С! соответствует боль-
шей работе расширения, чем располагаемая, т. е.	1»
при этом должно быть pi<p2- В результате получается так на-
зываемая отрицательная реактивность (рт<0), при
которой на колесе происходит не расширение, а сжатие газа
и форма межлопаточиых каналов становится диффу-
зорной, т. е. имеет возрастающее проходное сеченне. Работа с
отрицательной рт в принципе нежелательна и ее избегают, по-
скольку она связана с дополнительными гидравлическими поте-
рями, обусловленными перерасширением газа в СОА н последу-
ющим сжатием в РК.
Снижение Cj при =const обусловливает увеличение угла
a,i по h (иа рнс. 4.32 от 19° до 30°). Поэтому выходные кромки
сопловых лопаток должны отклоняться в сторону, обратную на-
правлению скорости и.
Возрастание и н рт по h сильно влияет на направление н ве-
личину относительных скоростей газа на колесе н на форму
профилей рабочих лопаток. При этом угол fh увеличивается,
а 02 уменьшается (на рнс. 4.35 01 меняется от 31 до 105°, а 02—
от 45 до 31°). В результате применительно к рассматриваемому
случаю профиль лопатки по ее высоте поворачивается по часо-
вой стрелке. При этом в нижних сечениях лопаток 0i<02, что
ухудшает форму межлопаточных каналов.
Поскольку pi, а следовательно, и плотность газа перед коле-
сом по h увеличиваются, a cia=const, то расход газа при пере-
ходе от корневых к периферийным сечениям возрастает. Однако
расчеты показывают, что получаемый прн этом общий расход
газа через колесо очень близок к расходу, подсчитанному при
условии неизменной плотности по высоте лопаток, равной ее ве-
личине иа €?ср.
Профилирование по закону cur=const приводит к сложной
форме лопаток и малоблагоприятным условиям течения газа в
периферийных и корневых частях межлопаточных каналов
(особенно при больших hldc$). Поэтому на практике широко
распространен другой способ профилирования — прн условии
а, = const. В этом случае при сохранении радиального равнове-
сия газового потока рт возрастает по h примерно так же, как и
при cur=const. Однако при ai=const уменьшение С] обусловле-
но пропорциональным изменением с1и н cia-
При ai=const профиль сопловых лопаток по их высоте не ме-
няется, что упрощает технологию производства и облегчает уст-
ройство охлаждения СОА. Кроме того, изменение 01 и 02 по h
получается менее сильным, чем в случае cur—const, что улучша-
ет форму рабочих каналов. Некоторым недостатком этого спосо-
ба профилирования является заметная закрутка потока у кор-
невых сеченнй за колесом. Она обусловлена тем, что при усло-
174
вии сохранения по h Lu=const углы а2 получаются существен-
но меньшими 90°.
Показатели многоступенчатой турбины в целом
и образующих ее ступеней
Как уже было установлено, высокий к. п. д. ступени может
достигаться лишь при отношениях и!ся^, соответствующих при-
мерно осевому выходу газа из колеса. Поэтому при увеличении
используемой в ступени Lanot а следовательно сад, требуется и со-
ответствующее повышение скорости и.
Для поддержания благоприятных форм планов скоростей
они должны при росте и сохраняться геометрически подобными,
что обусловливает пропорциональное увеличение всех скорос-
тей газа. В результате повышение с2 приводит к увеличению по-
тери на кинетическую энергию уходящего газа. Кроме того, прн
приближении скоростей газа к звуковым начинают снижаться
сриф вследствие появления волновых потерь. Увеличение ско-
рости и ограничивается также условиями прочности турбины.
По этим причинам в одной ступени обычно используется £а/1с не
более 25000—28000 Дж/кг. При больших располагаемых рабо-
тах применяют турбины, состоящие из нескольких ступеней, в
каждой из которых срабатывается часть общего перепада дав-
лений. Такие турбины называются турбинами со ступеня-
ми давления.
Очевидно, что работа, получаемая от газа в турбине с числом
ступеней z:
£т = 2
т — 1
Для заторможенного потока, поскольку ЛСТт=ср(Г* —
— 77 ); 7'J = Т* ; Т* =Г* и Т* =Т* считая теплоемкость га-
лт' vm	z/n—1	I
за неизменной:
Аналогично, так как р* =/?*	р*^=р*и р^=р*у то
Таким образом, изменение р* и Т* для турбины в целом яв-
ляется прямым следствием их последовательного изменения в
отдельных ступенях. Однако соотношение между к. п. д. отдель-
175
поэтому
ных ступеней и к. п. д. всей турбины получается более сложным.
Для любой ступени т
или, полагая, что к. п. д. всех ступеней одинаковы:
ш—г
^адст '
m—I	т
С другой стороны, рассматривая турбину в целом, можно
написать (уравнение 3.41):
Таким образом:
2 £аДст
а\
Одна ко, как видно из рис. 4.36, часть адиабатической рабо-
ты турбины , соответствующая изменению давления в ступени
т, для всех ступеней, кроме первой, меньше, чем работа »
по отношению к которой определяется к. п. д. этой ступени, т. е.
L* =1*' 4-В*.
адст а
Разница этих работ обусловлена тем, что опреде-
ляется на основе действительной температуры газа перед сту-
пенью , которая нз-за подогрева теплом трения выше, чем
температура Т*^ конца адиабатического расширения газа до
того же давления перед ступенью pt . Таким образом, бт* яв-
vm
ляется результатом использования части тепла трения, сообщен-
ного газу в предыдущих ступенях, т. е. возвращения части рабо-
ты расширения, потерянной на трение в этих ступенях.
Для всех ступеней турбины (учитывая, что 6i*=0)
m=>z	m=z
2L*	4-B*	4-	В*,
I а"стт	a-4 ' m
176
поэтому
=’г„(1+и-
(4.69)
Величину у,* принято называть коэффициентом воз-
врата тепла; в обычных условиях у* —0,014-0,03.
Наиболее сложные соотношения между данными турбины в
целом н данными образующих ее ступеней получаются в слу-
чаях, когда исходят из располагаемой адиабатической работы
и оценивают экономичность мощностным нли адиабатическим
Рис. 4.36. Диаграмма р—
v для трехступенчатой
турбины
к. п. д. (уравнения 4.38, 4.40, 4.41). Принципиальные особенно-
сти получаемых соотношений можно установить, ограничиваясь
рассмотрением лишь мощностного к. п. д.
Полная располагаемая работа для всей турбины выражает-
ся в той же форме, что н для отдельной ступени (уравнение
4.38):
L^=L^+j-=cp(T-	+ А=
\ /
Рг
где	лт=----.
Рт
Таким образом, мощностной к. п. д. турбины
(4.71)
177
поэтому
m=z
^т=2 ^'стт=^'алотТ,г‘	(4.71а)
m—I
С другой стороны, используя уравнения (4.38) и (4.39), мо-
жно написать:
Следовательно, при суммировании отдельных ступеней
кинетическая энергия газа, поступающего из предыдущей сту-
пени в последующую, учитывается дважды: в предыдущей сту-
пени, как часть работы расширения а в последующей, как
начальная кинетическая энергия газа с* /2. В результате все
данные многоступенчатой турбины (кроме получаемой работы)
не являются однозначными функциями соответствующих дан-
ных отдельных ступеней.
Так, сумма рассматриваемых перепадов температур в от-
дельных ступенях (учитывая, что 7'0(=7’г, с01=сг,
н Т2 )
йт~ 1	vmf
Учитывая, что для каждой ступени (кроме первой)
а также, что р* =Р*Т и P2Z—Рт, произведение зтст для всех сту-
пеней турбины прн условии одинаковых значений Мо выражает-
ся следующим уравнением:
_ POf РОц	Poz _ Р*
Л ст] Л ст] ] - • «Лет — ——	...-
Р2\ Pin	P2Z Pt
Х(1+^-М^(2-,,=л1(1 +	(4. 72а)
Уравнения (4.72) и (4.72 а) показывают, что в результате
двухкратного учета одной и той же энергии совокупность пока-
178
зателей отдельных ступеней всегда больше, чем те же показа-
тели для всей турбины. При этом получаемая разница тем зна-
чительней, чем больше число ступеней и чем выше с0 (или Мо).
Соотношение между мощностными к. п. д. турбины и отдель-
ных ее ступеней определяется на основе следующего равенства:
или, допуская, что 4CT=const
m—z
L"-m
----------------------------------------•	(4.73)
‘1'т
Как видно иа примере трехступенчатой турбины (рис. 4.37),
для каждой ступени
с?
л..т'г8га-|—
где —часть адиабатической работы турбины на интервале
давлений от р0 до р2т Для рассматриваемой ступени
т;
179
Ьт — дополнительная для данной ступени располагаемая
работа, обусловленная нагревом газа теплом трения
в предыдущих ступенях.
Таким образом:
т-2	т-г	2	,	„2 ч
т—1	т—1	т—11 \	'
Но
m=I
поэтому (уравнение 4.73)
В результате завышения располагаемой работы ступеней
разница между т]т н т]ст получается намного большей, чем меж-
ду т]т* н т)ст* (уравнение 4.69), поэтому р = 0,05—0,15.
Применение многоступенчатой турбины позволяет повысить
отношение (п/сад)ст для каждой ступени по сравнению с полу-
чаемым прн той же скорости и для одноступенчатой турбины,
когда сМст=с.,т=}/ 2£а,Щт и (в/с„\1т=(и/с,л)1.
Если положить, что для всех ступеней турбины
=const, то для каждой ступени т и1,=у2Смт.
Следовательно, для турбины с числом ступеней z
= У=

2
Если не учитывать разницу между общей располагаемой ра-
ботой для всех ступеней н для турбины в целом, то
т. е.
т—1
(4-75)
180
Если скорость и иа dCp всех ступеней одинакова, то
y=-^-Vz,	(4.75а)
*'алт
т. е. при неизменных рациональных значениях у и одной и той
же допускаемой скорости и эффективно используемая в турби-
не работа возрастает с увеличением числа ступеней г.
Поскольку при получении уравнения (4.75) располагаемые
работы ступеней брались заниженными, то у получается боль-
шим, чем действительное среднее значение (п/сад)ст для турби-
ны. Поэтому величина у служит лишь для общей оценки ско-
ростных условий работы турбины; обычно у~0,504-0,60.
Характеристики турбин
Для рассмотрения вопросов, связанных с использованием
турбины, необходимо знать ее данные не только на расчетном
режиме, но н во всем возможном диапазоне изменения условий
ее работы, в основном p*t Тг*, рт(рт*) и п. Наиболее важными
данными турбины являются соответствующие этим условиям
расход газа через турбину и ее к. п. д., определяющий получае-
мую ZT. Диаграммы, показывающие зависимость данных тур-
бины от условий ее использования, называются характерис-
тиками.
Как и при определенных данных компрессоров (разд. 4.1)„
обычно применяют обобщенные характеристики, иа
которых рассматриваются подобные режимы турбины, что поз-
воляет охватить одной диаграммой все возможные случаи ее ис-
пользования.
Условия течения газа в турбинах большей частью соответст-
вуют автомодельной области по числу Re. Поэтому, как н в ком-
прессорах, для получения подобных режимов при неизменной
проточной части турбины обычно достаточно соблюдение только
двух условий: сохранение кинематического подобия (подобия
планов скоростей) и поддержание постоянным числа М в каком-
либо одном сечеиии тракта. Учет значений Re оказывается необ-
ходимым лишь в отдельных случаях, при малых размерах и ннз-
кйх давлениях газа. Оба условия подобия выдерживаются, как
'и в компрессоре, когда сохраняются постоянными два парамет-
ра подобия:
Лт=—Г » г = const, т. е. Mr=const; I
Рг	|
}	(4.76)
. п	.	и
Лп—	-- =const, т. е. ——=const.
Г?:	vr; I
Легко видеть, что при неизменных этих параметрах условия
работы турбины сохраняются подобными. Поскольку в этом слу-
181
чае скорость и и все скорости газа изменяются пропорциональ-
но УУ*, то планы скоростей остаются геометрически подобны-
ми, поэтому (уравнение 4.55)
Lu =и(с1о—с2и)=const Т*.
Аналогично изменяется и £Ст, поэтому
/я— г	тп—г
4=2 = 2C0l,st" г’= const'г*’
m— I
т. е. получаемая в турбине удельная работа пропорциональна
температуре Тт*.
Поскольку (уравнение 3.43) Ьт=ср(Тт*—Тт*), то
С другой стороны (уравнение 3.42),
^т= ^'адт‘Пт= СрТг 1---------------Лт»
так как иа подобных режимах т)т* = const, то
• Рг	1
Лт = —5Г- =----------й = const.
Таким образом, как и должно быть на подобных режимах,
давление н температура газа за турбиной изменяются пропор-
ционально нх значениям перед турбиной. Прн этих условиях па-
раметр расхода для турбины
огу7; gfVt;
Ат =-----г =------5— const'=const,
Рг	Рт
а, следовательно, при неизменном числе Мг перед турбиной со-
храняется постоянным и число Мт за турбиной.
На практике применяются различные способы графического
изображения характеристик с использованием как указанных
выше параметров подобия, так и некоторых других. Прн этом
в зависимости от того, в какой форме удобнее практическое ис-
пользование характеристики, на ней приводят данные, соответ-
ствующие нлн действительному или заторможенному состоянию
потока за турбиной.
Предпочтительными являются характеристики, полученные
экспериментально, как наиболее надежные, но в процессе проек-
382
тирования пользуются и характеристиками, определенными рас-
четным путем.
Для примера на рис. 4.38 показана простая по форме харак-
теристика одноступенчатой турбины, где нанесен как функ-
ция л»*. На ней даны относительные параметры Ат и Ап, пред-
ставляющие собой отношения их значений в рассматриваемых
условиях и на расчетном режиме (при лт* = 3 н »]т*=0.89)-
Как видно, даже в довольно широком диапазоне режимов-
работы турбины ее к. п. д. ц?*
изменяется несильно. Так, сни-
жение т]т* в _пределах от 0,89
до 0,88 при Jnel,0 соответст-
вует изменению лт* от 2,22 до
2,62 илн от 3,0 до величины,
существенно большей 3,5. При
лт* = 3 это же снижение т]т*
происходит при уменьшении Ап
от 1 до 0,93, т. е. в случае п=
=con st, прн повышении Тт* на
15%. Это часто позволяет при
изменении режима работы тур-
бины принимать ее к. п. д. по-
стоянным.
Параметр расхода Ат в рас- 
сматриваемом примере зависит Рпс 4 38 характеристика односту-
ТОЛЬКО ОТ Лт* И ЛИШЬ При ее	пенчатой турбины
значениях, меньших 2,8. Это
объясняется тем, что расход
газа через турбнну в основном определяется пропускной способ-
ностью СОА. При лт*>2,8 поток газа при расширении в СОА
достигает критического состояния, н в этом случае (разд. 3.2}
расход газа не зависит от существующих в дальнейшем условий
н применительно к турбине выражается следующим уравнением.:
Gr=const PL. ,
Vr*
поэтому	—
. °г Иг;
А _---------— const.
Pt
При лт*<2,8 понижение давления в СОА становится докри-
тическим, н при снижении лт* падает.
Минимальное значение лт*, до которого сохраняется Ат =
= const, зависит от кинематических параметров и главным об-
разом от числа ступеней турбины. С увеличением числа ступе-
ней минимальное лт* возрастает, так как уменьшается часть
общего понижения давления, используемая в сопловом аппарате
первой ступени.
183
При значениях лт*. существенно более низких, чем мини-
мальное при Дт—const, на величину Ат начинает влиять и изме-
нение Ап- Поэтому в этих случаях Ат является функцией ие толь-
ко Лт*, но и Ап, т. е. (при Tr*=const) функцией частоты враще-
ния турбины п.
Глава 5
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
5.1.	Общие сведения. Установившиеся и подобные
режимы работы двигателей
Тепловой расчет .позволяет определить значения параметров
рабочего процесса, соответствующие требуемым показателям
двигателя на одном расчетном режиме его работы. По этим па-
раметрам путем газодинамического расчета устанавливаются
форма и размеры отдельных элементов проточной части н час-
тота вращения ротора двигателя.
Однако двигатель эксплуатируется на разных высотах и ско-
ростях полета и при различной развиваемой нм тяге (разной
нагрузке), изменение которой достигается регулированием рас-
хода подаваемого в двигатель топлива. Таким образом, двига-
тель практически почти всегда работает на нерасчетных режи-
мах.
При решении вопросов, связанных с применением двигателя
на летательном аппарате, необходимо знать его показатели во
всех условиях эксплуатации. Для этой цели служат характери-
стики двигателя, представляющие собой зависимости основных
его показателей от изменяющихся в эксплуатации факторов,
наиболее важными из которых являются скорость полета, высо-
та и частота вращения ротора двигателя, характеризующая от-
носительное изменение тяги и напряженности элементов конст-
рукции.
На характеристиках приводятся показатели двигателя на не-
расчетных режимах работы, которые принимаются установив-
шимися, т. е. такими, при которых все показатели остаются неиз-
менными во времени. Помимо этого в некоторых случаях оказы-
вается необходимым знать условия перехода двигателя с одного
установившегося режима на другой, т. е. переходные (неустано-
вившиеся) режимы. Несмотря на их большое практическое зна-
чение они в дальнейшем рассматриваться не будут, .поскольку
связанные с ними вопросы выходят за рамки настоящего курса.
Наиболее точными являются характеристики, полученные эк-
спериментально. Однако цри проектировании новых двигателей
или в тех случаях, когда проведение экспериментов связано с
большими техническими трудностями, характеристики двигате-
лей рассчитываются.
184
При расчете характеристик решается по существу обратная
задача, чем ,ггрн определении данных двигателя на расчетном ре-
жиме. Расчет характеристик производится при уже установлен-
ной проточной части, которая принимается большей частью не-
изменной. Поэтому задачей расчета является определение пара-
метров рабочего процесса н соответствующих им показателей
двигателя .при выбранной проточной части для случая использо-
вания ее в рассматриваемых нерасчетных условиях.
Если эта проточная часть двигателя не обеспечивает его ус-
тойчивую работу и удовлетворительные показатели в необходи-
мом диапазоне нерасчетных режимов, то ее форма соответствен-
но изменяется, что, однако, приводит к ухудшению показателей
двигателя в расчетных и близких к ннм условиях. При значи-
тельном ухудшении показателей форма проточной части должна
выполняться изменяемой применительно к нерасчетным услови-
ям работы, хотя это и связано с существенным усложнением
конструкции н системы регулирования двигателя.
Поскольку при работе двигателя на установившемся режиме
параметры потока (скорость, давление, температура) в любой
точке тракта не изменяются по времени, то установившийся ре-
жим возможен только прн одинаковом расходе воздуха н соот-
ветствующем расходе газа через каждое сечение газовоздушно-
го тракта. Пренебрегая небольшой разницей в расходах воздуха
и газа, можно принимать, что в любом сечении тракта должен
сохраняться одинаковый расход воздуха. Это условие наклады-
вает первое ограничение на характер изменения параметров по-
тока по тракту двигателя.
Величина расхода воздуха (газа) через отдельные элементы
двигателя влияет на происходящее в них изменение параметров
потока. Поэтому на установившемся режиме одинаковый для
всех элементов расход воздуха должен быть таким, чтобы соот-
ветствующее ему изменение параметров потока в каждом эле-
менте обеспечивало устойчивое получение этого расхода. Кроме
того должно сохраняться >и постоянство частоты вращения рото-
ра двигателя. При соблюдении этих условий работа всех элемен-
тов двигателя считается согласованной.
В наиболее общем случае для определения данных двигате-
ля на нерасчетном режиме необходимо рассматривать вопросы
согласования всех его пяти элементов: входного устройства,
компрессора, камеры сгорания, турбины н выходного сопла. Од-
нако при не очень высоких скоростях полета большей частью
допустимо ограничиваться учетом только трех элементов: ком-
прессора, турбины н выходного сопла. В этих случаях для согла-
сования должны соблюдаться следующие три условия:
1)	равенство расходов через компрессор и турбину;
2)	баланс мощностей — развиваемой турбиной и поглоща-
емой компрессором и механическими .потерями в двигателе (для
сохранения постоянства частоты вращения);
185
3)	равенство расходов через турбину н через выходное сопло.
Выражая для данной турбины расход газа через параметр
расхода Ат (уравнение 4.76) „ первое условие может быть запи-
сано в следующем виде:
°.=°г=Лг
Но согласно уравнениям (3.14), (3.19) и (3.31 а)
РГ--°вх — Рц^к °КЛГ-
Поэтому
Or=GB=VK_crArp,‘	(5.1)
В этом уравнении GT—GB и лк* функционально связаны ус-
ловиями работы компрессора. Однако зависимость лк*=/(GB)
не выражается аналитически, а задается характеристикой приме-
няемого KotMnpecciapa (см. рнс. 4.17). Параметр Ат также в об-
щем случае не постоянен, а зависит в основном от л.к*, причем
эта зависимость определяется характеристикой турбины.
Написав уравнение (5.1) для расчетного режима и считая
овх и Ок.сг одинаковыми, легко получить:
где
^=лг~-
трасч
Баланс мощностей яри GB=Gr может быть заменен балан-
сом удельных работ (уравнение 3.50 а):
’’Зм
или при использовании уравнений (3.40), (3.42), (3.20) и (3.22)
где для ср и k индекс «г» относится .. газу, а индекс «в»
духу. Поскольку можно считать, что ТВ—Т*НУ то
.*в~1
СРя Як *в ~~1_______ТЦ
сРг 1- Л„г ’УЧЛ"
—к воз-
(5.2)
166
Применяя аналогичное выражение для расчетного режима и
пренебрегая различием теплоемкостей и т]м, можно приближен-
но считать
аДкрасч%асч
’ (5-2а)
ГАе и Як* зависят от Gr, причем эта связь определяется
характеристикой компрессора.
Уравнения (5.1) и (5.2) показывают, что для любой неизмен-
ной частоты вращения ротора согласованное действие компрес-
сора и турбины достигается в том случае, когда при существую-
щем расходе воздуха через компрессор последний дает степень
повышения давления лк*, обеспечивающую получение того же
расхода через турбину, которая работает с температурой Тт*, не-
обходимой для сохранения баланса работ. При этом на пара-
метры согласованного режима влияет величина лт* и зависящие
от нее т]т* и Лт.
Поскольку значение рг* обусловлено сжатием в компрессоре,
то вторым фактором, определяющим згт*, является давление за
турбиной рт*. Величина последнего может быть установлена из
рассмотрения третьего условия согласования — равенства рас-
хода газа через турбину и выходное сопло.
Согласно уравнению (3.76) расход газа через сужающееся
сопло
= Л-^,	(6.3)
где Гс — площадь выходного сечения сопла;
GCcVr*
—£—д-----параметр расхода для сопла.
Рт
187
Величина Ас для данного * сопла в основном определяется
значением лс. При полном расширении в сопле лс зависит от из-
менения давления в предшествующих элементах двигателя, так
как (уравнения 3.45 и 3.71)
^=>и=—(5.4)
РН РН
Однако (разд. 3.2) лри лрасп>лКр лс~лкр, Пс, достигая мак-
симального значения /7Скр, остается неизменной и, следователь-
но, лс=Акр-	_
Для примера на рис. 5.1 показана зависимость Дс=АС[АС от
Лс при 00=0,96; поскольку изменение Ас по Яс мало зависит от
Ос, то этой зависимостью можно пользоваться и при других зна-
чениях О(..
Прн использовании уравнения (5.3) равенство расходов че-
рез турбину и сопло может быть выражено в следующей форме:
*	*i
А -^=А-^=-
Ут* [т‘
шли
(5-51
Но, согласно уравнениям (3.45) н (3.71)
Рг _ Рг _ Лт
Р*	Рг° кан	°кан
Кроме того, по уравнениям (3.44), (3.42) и (3.40)
влияет на Т]т*. Поэтому можно допускать, что т]т*, .как и Av, оп-
ределяется только величиной Лт’-
Поскольку можно считать Лт—f(jiT*) и т]т*“? (лт*), то при
tfKaH=€fonst уравнение (5.6) показывает, что в обычных услови-
ях «тТ зависит почти исключительно от Ас.
Рис. 5.1. Зависимость от-
носительного парамет-
ра расхода для соп-
ла Ас от «с
Используя уравнения (5.6) для расчетного -режима, иа кото-
ром, как правило, ^с~^скр » и принимая (Ткан—const, можно
получить
поэтому уравнение (5.5) можно написать в следующем виде:
"б'
Для данной турбины зависит в основном только от згт*,
как это видно на примере, приведенном на рис. 4.38. Величина
Т)т* та’кже зависит от лт*, но кроме того и от параметра Ап~
— n/VТ\ (см. рис. 4.38). Однако в обычно рассматриваемом
диапазоне нерасчетных режимов изменение Ап невелико и мало
188
Во многих случаях рассматриваемые нерасчетные режимы
работы двигателя лежат в области значений лРасп>Лкр> При
этом Лс=1 и, следовательно, можно считать, что лт=лТрасч= const
независимо от изменения рг* и Тг* перед турбиной.
При Лрасп<яКр, когда лс=лрасп, и, следовательно, меньше
якр, лт* зависит от состояния газа перед турбиной, поскольку
Лс=|(пс). Это видно нз того, что при nT*=const снижение рг*
должно обусловливать пропорциональное уменьшение лс (урав-
189
нение 5.4). Однако при этом будет уменьшаться и Лс, поэтому
для сохранения равенства расходов (уравнение 5.5) р*’ долж-
но возрастать, а лт* — падать. Следовательно -снижение рг*
должно сопровождаться уменьшением как лс, так н лт*, причем
их совместное изменение должно приводить к сохранению равен-
ства расходов газов через турбину и сопло.
Следует однако иметь в виду, что снижение лс против этКр=
= 1,85 первоначально (до величины ~1,6) очень мало влияет
на величину Ас (см. рис. 5.1). Поэтому практически допустимо
учитывать уменьшение Ас (а следовательно, и лт*) лишь при
значениях зтсС1,6.
В тех случаях, когда лт* и т]т* можно принимать постоянны-
ми, для определения параметров рабочего процесса двигателя
на нерасчетных режимах достаточно пользоваться соотношени-
ями по уравнениям (5.1 а) и (5.2 а), которые при этом получа-
ются более простыми:
г*
у*____у*	Н
г грасч
ПР{1СЧ
Решение уравнений (5.1 а), (5.2 а) и (5.6 а) или уравнений
(5.7) с использованием характеристик компрессора, а иногда и
турбины, возможно лишь методом последовательных приближе-
ний.
В некоторых случаях определения данных двигателя на не-
расчетных режимах сильно упрощается, если рассматривать так
называемые подобные режимы его работы. Под подобными ре-
жимами двигателя, как н отдельного компрессора (4.1) или тур-
бины, понимают режимы, на которых в любых двух точках не-
изменного по форме тракта остаются постоянными соотношения
соответственно между давлениями, температурами или скоро-
стями газового потока. Таким образом, на подобных режимах
все параметры потока в любом сечении тракта и в каком-либо
одном сечении изменяются пропорционально.
Применительно к двигателю в целом можно с некоторым при-
ближением считать, что для сохранении подобных режимов до-
статочно поддерживать постоянным числом М»_полета, число М
в .каком-либо сечении тракта и отношение Т (где Т— темпе-
ратура в любом месте тракта). Можно-показать, что эти усло-
вия соответствуют требованиям согласованной работы элемен-
тов двигателя и обеспечивают получение подобных режимов
(при небольших допущениях).
190
Действительно, цри M®='con&t, используя уравнения (ЗЛО)
и считая показатель k постоянным, можно получить
',Д = 1+^ М* =const;
1 н 2
^ЧЙТЯ'+^Г-”*-
Аналогично для сечения тракта на входе в компрессор
при	Мв=const
-Ь_= 1+—M»=const;
г„ 2
A=(i + t2M^=const
Поскольку (уравнение ЗЛЗ) Тъ*—Тн*. то
-?Д-== const.
Тн
Учитывая, что условия течения воздуха обычно относятся к
автомодельной об ласти по числу Re, при постоянных числах М
относительные потери можно принимать неизменными, поэтому
авх= const. Следовательно,
р*	*
—5-=звх = const;
Рн
Лю — -^- = const И -^2-— const.
рн	рн
Таким образом, во входном устройстве прн принятых усло-
виях все давления и все температуры изменяются проткхрцио-
нально друг-другу.
Расход воздуха через сечение на входе в компрессор
|/А,
или, введя параметры заторможенного потока,
191
Следовательно, прн Мв=const и FB=const (разд. 4.1)
д
Дк ~-------=const
Рв
и
п . 101300
О_ — & к r— == const.
впр к /288
При GBnp =fconst и Лпр=const режим работы компрессора иа
обобщенной характеристике остается неизменным, поэтому
^а,^=соп^ и jtK*=eonst. Кроме.того (уравнения (3.24, 3.22
и 3.20)
/
?:=г:+^-=?:+к (1 + я<~‘
СР	сР^кк \	’Зал*
•	Л-1
7* л* й — 1
т. е.	—1-J-----*----=const.
Гв
Таким образом, в компрессоре, как и на входе в двигатель,
сохраняется пропорциональное изменение давления и темпера-
туры заторможенного потока. Црн этих условиях число Мк на
выходе из компрессора будет оставаться постоянным. Действи-
тельно, расход воздуха через выходное сечение тракта компрес-
сора может быть выражен так же, как и расход через сечение
на входе:
Так .как на установившемся режиме расходы воздуха через
входное и выходное сечение тракта компрессора должны быть
одинаковыми, то
192
или
т. е. при условии Мв== const сохраняется и Мк—‘const.
Если считать т]м н теплоемкости неизменными, то при неиз-
менных л-г* и ?1т* из условия баланса работ (уравнение 5.2) сле-
дует, что Тт*!Тъ*= ‘const. Кроме того, поскольку Ми—const, то
можно считать oK.Cr=con&t. И, следовательно, (уравнение &31)
On j/y*
Рг*/Рк*—const или рг*/рв*= const. В результате при Лк=——
Рв
=const н прн сохранении Лт= -------♦—=const будет соблю-
Рг
даться и равенство расходов через компрессор и турбину. _
Условие ТГ*!Тв*=const означает также и то, что при л/ р4Т*п=
s=const будет поддерживаться л/Иг’ =const.
При л/Е т* = const и Лт*=const режим работы турбины на
ее обобщенной характеристике (см. рис. 4.38) будет неизмен-
ным, что подтверждает справедливость принятых условий Ат—
='const И Т]т*—'const. Если При ЭТОМ допускать, ЧТО Окан=
х= const, то левая часть уравнения (5.6) будет оставаться посто-
янной. Поскольку при принятых условиях Яс не изменяется
(уравнение 5.4), то во всех случаях будет Ас=const. Тем самым
удовлетворяется уравнение (5.6), т. е. сохраняется равенство
расходов через турбину и выходное сопло, подтверждая справед-
ливость принятого условия Лт*—const. _
Таким образом, прн МР— const и «/] 7'= const (где Т—тем-
пература в начальном состоянии воздуха или в любом сечении
тракта) согласованная работа всех элементов двигателя соответ-
ствует условию сохранения неизменным числа М в каждом сече-
нии тракта, причем изменение температуры и давления по трак-
ту происходит пропорционально их значениям в каком-либо
одном сечении, т. е. обеспечивается подобие режимов работы
двигателя.
Следует иметь в виду, что этн условия подобия являются
неполными, поскольку они не учитывают влияния ряда факто-
ров, как-то: числа Re, изменение показателя k и теплоемкостей,
соотношение между расходами газа и воздуха и др. Однако во
многих случаях роль этих факторов невелика, поэтому опреде-
ление подобных режимов без их учета не приводит к недопусти-
мым погрешностям.
7	2563
193
1
При определении данных двигателя на подобных режимах ра-
боты в качестве определяющих 'параметров удобно принимать
внешние давление рн и температуру Тн поступающего в двига-
тель воздуха; при этом подобные режимы характеризуются усло-
виями лг/|/Гя=соп51 и Me=const
Как известно, тяга двигателя (уравнение 3.90) R—GВКУД.
На подобных режимах <?B-^-^-=const=K1,
рн
поэтому
VrH
Удельная тяга выражается уравнением (3.88)
~^У»лин"Ь ^УЛстат’
в котором согласно уравнениям (3.89)
^УИЛМН ~ Сс
при этом
*-	(»c«c) * J
=VT-HJ^-------------------------M
'	L (ocnc) I
*.=^„=5^ VkRj\^Kt VT~Hl
где на подобных режимах Kz=con&t и Ks=iconst.
Согласно уравнениям (3.89)
сс \ Рс f
но (уравнение 3.76)
Т*	Тт/Тн
'г _ т ______~г I! 11 ____'г
1 с------йП—1 Н	Л 4У Н»
(»с«с) *	(«сЯе> ‘
поэтому
п _____ RrKtT,i f, FH\ „ Г=—
кгут^ р
где K4=const и As=const
194
Таким образом,
ЯУ.=(К2 Утн-к,ут„)+к;ути =к;ут„.
Следовательно,
/?=К, -^^vr^const^;
Г 1 и
р
----— const.
Рн
(5-8)
Таким образом, на подобных режимах R от Тн не зависит,
так »как при этом Св н Кул изменяются обратно пропоротом ал ь-
но друг другу.
Удельный расход топлива (уравнение 3.1Э1)
r 3600gT
Ъун р
Куц
Прн рассмотрении подобных режимов приближенно прини-
мают теплоемкости постоянными, a GB=Gr, и уравнение (3.27)
принимает более простой вид:
поэтому

_ сР(т;-т1)
g,—	Г7~.—‘нС,
т’/тн-тутн
"Л К.СГ
с »^_=constv^;
=const.
(5-9)
5.2.	Характеристика по частоте вращения ротора
Общие сведения. Номенклатура основных режимов
Характеристикой по частоте вращения п (а также .режимной
или дроссельной характеристикой) называется зависимость R н
Суд от п ротора при vB= const на одной н той же высоте Н.
В частном случае, когда характеристика относится к условиям
пп=0 и Н=6, она иногда называется стендовой, (поскольку мо-
жет быть экспериментально получена при работе двигателя на
испытательном стенде.
Зависимости, даваемые характеристикой, обычно дополня-
ются сведениями о значениях температуры Тт*.
Характеристика по п показывает данные двигателя при его
использовании с более низкими R, чем максимально возможная
7*
195
в существующих высотно-скоростных условиях полета (т. е. в
случаях использования двигателя на (пониженных .нагрузках).
Как это видно из соотношений, полученных в предыдущем
(параграфе, при заданной п н одних и тех же высотно-скорост-
ных условиях установившаяся работа двигателя возможна лишь
при вполне определенных значениях параметров газового пото-
ка, соответствующих получению согласованного действия всех
его -элементов. Эти параметры потока обусловливают при дан-
ной п единственно возможные значения GB, g-г, Яуд и соответст-
венно И Суд.
Таким образом, при неизменных высотно-скоростных услови-
ях п однозначно связана с расходом топлива. Поэтому измене-
ние п, а следовательно, и R достигается регулированием подачи
топлива путем воздействия на соответствующие органы управле-
ния двигателем. При этом система управления автоматически
поддерживает заданную ‘п постоянной.
В условиях эксплуатации измерение п и Тт* позволяет в из-
вестной мере контролировать нагруженность основных элемен-
тов конструкции двигателя.
На стендовой характеристике различают следующие основ-
ные режимы работы.
1.	Максимальный (взлетный) режим, иа котором двигатель
работает с предельно допустимой максимальной Лмакс, развивая
максимально возможную при данных внешних условиях /?Макс-
На этом режиме непрерывная работа двигателя допускается
лишь в течение непродолжительного времени, обычно не более
5—10 мин. Этот режим используется при взлете и начальном на-
боре высоты, а также (в отдельных случаях) для (получения мак-
симальной Гц.
2.	Номинальный режим, на котором двигатель работает при
л«ом с -пониженной R, обычно Яном= (0,854-0,90) Ямакс. На номи-
нальном режиме .нагруженность конструкции существенно мень-
ше, чем на -максимальном, поэтому непрерывная работа двига-
теля допускается в течение 1 ч. Номинальный режим использу-
ется при наборе -высоты, а также как основной режим полетов
с максимальной скоростью.
3.	Максимальный крейсерский (максимальный длительный)
режим, представляющий собой наибольший режим, на котором
при лМЛф не ограничивается продолжительность непрерывной
работы двигателя; большей частью /?м.кр= (0,804-0.90)/?Ном-
В эксплуатации этот режим используется при дальних полетах
с максимальной скоростью.
Кроме этих трех наиболее важных режимов часто устанавли-
ваются пониженные крейсерские режимы, на которых двигатель
развивает тягу /?Кр= (0,304-0,70)
Последним регламентируемым режимом является режим ма-
лого газа, на котором двигатель работает с минимально допусти-
мой п, развивая наименьшую возможную для него R. Эта R дол-
196
жна быть достаточно малой, чтобы ие затруднять эксплуатацию
самолетов, особенно чтобы ие усложнять условия посадки на
аэродромы. Обычно на режиме малого газа (0,03—
0,05) Кмакс, что соответствует пмг= (0,3+0,5)пманс.
Данные основных режимов устанавливаются для «каждого ти-
па двигателя и служат для контроля его состояния при испыта-
ниях и в эксплуатации.
Рис. 5.2. Характеристика
'ГРД по частоте враще-
ния ротора (стендовая)
Для примера на рис. 5.2 показана стендовая характеристика
по п при стандартных атмосферных условиях (Гн=288 К и
Рн^ 101300 Па) двигателя с нерегулируемой проточной частью,
у которого иа максимальном режиме Як*~'5,5 и 7/= 1180 К.
Как видно, понижение п приводит к быстрому падению •₽, так
что в эксплуатации двигатель работает большей частью при вы-
соких п, отличающихся от «макс не более, чем на 20—25%. Эта
особенность является характерной вообще для газотурбинных
двигателей: благодаря использованию в «их газодинамических
методов реализации термодинамических процессов, интенсив-
ность (последних очень сильно зависит от величины скорости по-
тока и, следовательно, от окружных скоростей компрессора и
турбины; поэтому при снижении « давления в двигателе быстро
падают, что обусловливает резкое уменьшение развиваемой Ne,
а следовательно, и R.
Несмотря на то, что уменьшение « приводит к непрерывному
падению интенсивности термодинамических процессов, снижаю-
щему энергетическую экономичность двигателя, Суд обычно сна-
197
чала снижается и лишь в дальнейшем начинает возрастать. Объ-
ясняется это тем, что соотношение между расходом топлива и
получаемой не отражает энергетической экономичности, по-
скольку оно зависит также, и от работоспособности «процесса
(уравнения 3.104 и 3.104 а).
Как уже отмечалось, значения R и Стд при каждой п обус-
ловлены существующими при этом п параметрами газовоздуш-
Рис. 5.3. Обобщенная характеристика компрессора
ного потока. Для получения общего представления о получаю-
щихся закономерностях можно ограничиться рассмотрением наи-
более простого случая—стендовой характеристики двигателя,
показанной на рис. 5.2.
Обобщенная характеристика компрессора этого двигателя
приведена иа рис. 5.3. Поскольку характеристика двигателя от-
носится к стандартным атмосферным условиям, то /гпр компрес-
сора равна действительной —• физической частоте вращения ро-
тора двигателя. Приведенный расход воздуха GBnp несколько
больше, чем действительный, так как полное давление перед ком-
прессором рв* немного меньше (иа 1—2%) внешнего, стандарт-
ного. из-за потерь во входном устройстве двигателя.
Для каждой п на характеристике компрессора можно отме-
тить режим компрессора, на котором он работает в системе дви-
гателя, — так называемую рабочую точку. Геометрическое мес-
198
то рабочих точек иа характеристике называется рабочей ли-
нией или линией совместной работы.
Рис. 5.4. к определению за-
паса устойчивости
Местоположение каждой рабочей точки определяется услови-
ями совместной работы компрессора и турбины, выражаемыми
уравнениями (5.1) и (5.2). Поэтому при данной п оно зависит
от параметров и компрессора и турбины. Так, например, можно
рассмотреть случай, когда при неизменной характеристике ком-
прессора необходимая для сохранения баланса работ температу-
ра Гг* почему-либо должна возра-
сти (хотя бы из-за падения т)т* для
поддержания п—con st увеличивает-
ся подача топлива). Вследствие по-
вышения Тт* расход газа через тур-
бину начнет понижаться, что повле-
чет за собой уменьшение и GB через
компрессор. В результате рабочая
точка будет смещаться по кривой
n=const в сторону границы устой-
чивой работы до тех пор, пока воз-
растание не приведет к восста-
новлению согласованной работы
компрессора и турбины в новых
УСЛОВИЯХ (прИ ПОИИЖеННОМ Т]т*).
Таким образом, в эксплуатации
рабочая линия по ряду причин мо-
жет смещаться, приближаясь к границе устойчивой работы, что
•в отдельных случаях может приводить к недопустимой потере
устойчивости. Для исключения этой возможности рабочая линия
должна в расчетных условиях располагаться на достаточном
удалении от границы устойчивой работы. В этом отношении рас-
положение каждой рабочей точки характеризуется запасом
устойчивости (рис. 5.4).
гДе	Н % — расходы воздуха (действительные или при-
веденные) соответственно в рабочей точке
и на границе устойчивой работы при оди-
наковой п.
як и —степени повышения давления при тех же
рб кгр
условиях.
Физический смысл ку может быть просто интерпретирован,
если использовать уравнение (5.1) баланса расходов через комп-
рессор н турбину, положив в нем все члены постоянными, кроме
GB, лк* и Тг (что довольно близко к реальным условиям). Тогда
можно написать:
J99
• *
поэтому
Т'
2е--
у тг
Чб
Таким образом, можно считать, что ку в частности характе-
ризует предельно возможный заброс температуры газов, кото-
рый «при прочих неизменных условиях приводит к смещению ра-
бочей точки компрессора на границу устойчивой работы.
Часто вместо ку для оценки запаса устойчивости применяют
величину Д/G, (%):
ЬКу^Ку~1) юо.	(5. 10а)
Исходя нз имеющегося опыта эксплуатации принимают, что
для обеспечения надежной работы двигателя величина Дк?/ для
любой точки рабочей линии должна быть не менее 12—15%.
Как видно на рис. 5.3, при уменьшении п от «Макс=
= 10500 эб/мин до «=7500 об/мин рабочая линия приближает-
ся к границе устойчивой работы и Ах\ снижается от 25 до 13%.
Для компрессоров с более высокими этк* граница устойчиво-
сти изменяется еще более круто, чем рабочая линия, и для сох-
ранения минимально необходимого Дку на малых п рабочая
точка при «макс должна располагаться на еще большем расстоя-
нии от границы устойчивой работы, т. е. прн излишне высоком
Дку. В результате на основных режимах свойства данного комп-
рессора используются недостаточно, поскольку он работает при
более низких Як* и чем это для него возможно. Поэтому в
высаконапорных осевых компрессорах предусматривают специ-
альные меры для расширения границы устойчивой работы в об-
ласти небольших « путем устройства перепуска воздуха после
первых ступеней или применения в этих ступенях поворотных
спрямляющих аппаратов.
Изменение по « некоторых параметров рабочего процесса,
соответствующее (Приведенной, на рис. 5.3 рабочей линии комп-
рессора, показано на рис. 5.5.
Как видно, с уменьшением « сообщаемая воздуху в компрес-
соре работа быстро падает в результате снижения уровня ско-
ростей. Снижение Lv приводит к падению лв*> а следовательно,.
200
и ог*, что и обусловливает в основном «снижение Gr через турби-
ну, определяемое свойствами компрессора.
При снижении п сначала (примерно до «=9250 об/мин) сох-
раняется условие Лрасп>л1Ср. Поэтому уменьшение лк* ,не отра-
жается на лт* (уравнение 5.6 а) и лс (равной лКр, поскольку
сопло сужающееся), а приво-
дит лишь к пропорциональному
падению рс. В дальнейшем,
когда Лрасп становится меньше
Лкр, лс=л’.расп и его снижение
сопровождается уменьшением
4t (см. рис. 5.1); по условию
сохранения равных расходов
через турбину и сопло згт* так-
же начинает уменьшаться, т. е.
рт* падает менее сильно,
чем рг*.
Характер изменения и
пт* в основном определяет за-
висимость Тг* от п. Вначале
уменьшение LK при nT*=const
обусловливает снижение Тг*.
Однако в дальнейшем падение
пт* и все более заметное ухуд-
шение т]т* приводит к возра-
станию Гг*, несмотря на про-
должающееся уменьшение LK.
Рост Тг* при уменьшении п яв-
ляется основным фактором,
ограничивающим минимально
допустимую частоту вращения
«м.г, а иногда и допускаемую
продолжительность непрерыв-
ной работы на режиме малого
•Рис. 5.5. Изменение параметров ра-
бочего процесса ТРД, соответствую-
щее рабочей линии компрессора, при-
веденной на рис. 5.3.
газа.
Зависимость температуры газов Гт* от п (см. <рнс. 5.5) в об-
щем имеет тот же характер, что и Гг*, ио при уменьшении п
вследствие падения разница между Л* и Т?* все время сокра-
щается.
Определяемый компрессором характер изменения GB обус-
ловлен'совместным 'влиянием рг* (т. е. лк*), Тт* и Лт (уравнение
5.1). Первоначально благодаря снижению Тг* GB уменьшается
меиее быстро, чем лк*. При более низких п увеличение Тт* уско-
ряет уменьшение GB. Кроме того прн малых значениях лт* начи-
нает заметно влиять на GB и уменьшение Ат.
Зависимость от п показана на рис. 5.6. Как видно,
/?уЛстат быстро уменьшается до нуля при «=9250 об/мии,
когда л.расп падает до Яир, т. е. когда рс—рн- Непрерывно умень-
201
шается н ^уДдин»л хотя и ino ’различным причина'м. Первоначаль-
но снижение ^уДлин обусловлено только уменьшением Тт*9
поскольку сохраняется неизменной лс~лкр. В дальнейшем паде-
ние ^уДдин—^Уя 'происходит вследствие снижения лс. Это па-
дение Rya происходит значительно медленнее, 'поскольку влия-

Рис. 5.6. Изменение GB и /?уд по ха-
рактеристике, приведенной на рис. 5.2
нне снижения лс ослабляет-
ся ростом 7Т*. Уменьшение
GB и /?уд и обусловливает
в совокупности происходя-
щее при снижении п быстрое
уменьшение R.
Зависимость Суд от п обу-
словлена изменением 7?уд. и
gt (уравнение 3.101). Вели-
чина gT в основном опреде-
ляется разностью темпера-
тур Тг*—Тк*, которая (см.
рис. 5.5) сначала умень-
шается из-за быстрого паде-
ния Тг*, а в дальнейшем,
когда Тт* возрастает, а Тк*
продолжает падать, начи-
нает увеличиваться. Соот-
ветственно кривая gr—f(n)
имеет минимум (рнс. 5.7).
При уменьшении п перво-
начально gr падает более
сильно, чем ЯУд, поэтому Суд
несколько снижается. Одна-
ко в дальнейшем совместное
влияние увеличения расхода
топлива gT и уменьшения
удельной тяги 7?уд приводит к все более быстрому росту удельно-
го расхода топлива Суд.
Для выяснения влияния н иа рабочий процесс двигателя как
источника полезной механической энергии следует рассмотреть
изменение эффективных показателей. При этом, как и раньше
(разд. 3.3), допустимо без больших погрешностей использовать
вместо сс условную скорость сСо (разд. 3.2).
Уменьшение п сопровождается сильным снижением т]е (см.
рис. 5.7), которое в основном обусловлено ухудшением термоди-
намической экономичности рабочего процесса в результате паде-
ния л«*.
Первоначально снижение к\е несколько тормозится неболь-
шим увеличением т)*я . Работа Le также непрерывно падает.
Сначала уменьшение Le происходит наиболее быстро, так
как вызывается -совместным падением g? и (уравнение
202
3.83 a). В дальнейшем рост g? в значительной мере компенсиру-
ет влияние уменьшения т)е, поэтому снижение Le ,резко замедля-
ется.
Уменьшение Le и, следовательно, сСо улучшает соотношение
между получаемой силой тяги и сообщаемой потоку кинетиче-
ской энергией (уравнение
(3.104 а). Как видно на рис.
5.7, при снижении п от 10500
до 8000 об/мии отношение
Ryn/Le возрастает почти в два
раза вследствие сильного сни-
жения Le в этом интервале п.
В результате, несмотря иа па-
дение т]е, т. е. энергетической
экономичности, Суд сначала не-
сколько снижается и лишь по-
том начинает постепеиио воз-
растать (см. рис. 5.2) Прн
дальнейшем снижении п ухуд-
шение т]е начинает оказывать
решающее влияние и вызы-
вать быстрый рост Суд.
Рассмотренные закономер-
ности, относящиеся к стендо-
вой характеристике, несколько
изменяются при работе двига-
Рис. 5.7. Изменение g7, эффективных
показателей Lc и Че и отношения
/?уд/£с по характеристике, приведен-
ной на рис. 5.2
теля в высотно-скоростиых
условиях. Основное различие
состоит в том, что в полете со-
отношение 7?уд/£е меиее сильно
зависит от величины Le. По-
этому зависимость Суд по п при значительных сп обычно не имеет
минимума, причем с уменьшением п величина Суд возрастает
более сильно.
Следует иметь в виду, что характер изменения R и Суд по п
для различных двигателей неодинаков, поскольку он зависит от
параметров рабочего процесса на максимальном режиме (в ос-
новном от и Тт*), характеристики компрессора и других фак-
торов.
Кроме того, вид характеристики по частоте вращения п будет
изменяться для двигателей с регулируемой формой проточной
части.
Особенно сложные зависимости получаются для двухкаскад-
ных двигателей, у которых частота вращения первого каскада
(низкого давления) падает несколько быстрей, чем .второго. Од-
нако во всех случаях общие принципиальные закономерности
сохраняются теми же, что и в рассмотренном Примере.
203
Порядок расчета характеристики
Для расчета характеристики двигателя по п необходимо
иметь характеристику компрессора. Желательно иметь и харак-
теристику турбины. При отсутствии характерисики компрессора
можно приближенно считать, что по рабочей линии = const
и£* ==const/z2. Но эти допущения позволяют получать лишь
ориентировочные зависимости. Кроме того в этом слу-
чае нельзя, очевидно, судить о располагаемых Дку (уравнение
5.10 а).
Характеристика турбины ие имеет столь 'большого значения,
поскольку изменения лт* ил/Ут^гне очень сильно отражаются
на значениях т)т* и Ат (как это, например, видно иа рис. 4.38).
Поэтому во многих случаях прн рассмотрении ие очень большо-
го интервала изменения п, достаточно точные результаты могут
быть получены прн допущениях г]т*=const и Лт=сопа1, что
сильно упрощает все расчеты.
Обычно прн определения характеристики исходят из пара-
метров (рабочего процесса, установленных для максимального
режима, который является расчетным. При использовании ха-
рактеристики компрессора все расчеты производят для отдель-
ных л, исходя нз «мане, в следующем .порядке._
1.	Для выбранной л, подсчитавп1ф~п	Цг,на обобщенной
V т н
характеристике компрессора задаются вероятной рабо-
чей точкой и по диаграмме определяют для нее ^В11р* и г£дк •
Соответствующий действительный расход воздуха 'будет
GB=GB
в В"Р 101300
2.	Выбирая лт* несколько меиыпую, чем для предыдущей
рассчитанной рабочей точки (для предыдущей, более высокой
п), определяют по уравнению (5.4).
п	-A	Окан	=g а а	Ри	—
Jlpacn р * °вх°к.сг°кан	„	»
Так как характеристика по п рассматривается при неизмен-
ных полетных (нли стендовых) условиях, то Pj?*/PH=*const.
Кроме того допустимо принимать постоянными и все коэффи-
циенты давления. При этих условиях, используя аналогичное
уравнение для исходного максимального режима, легко полу-
чить выражение, более удобное для подсчетов:
лк
jTpacn=JtpacnMaKC я*
макс
Л*
макс
Л*
(5.11)
204
Если получаемая по уравнению лРаСп>ЛкР, то сохраняется
условие Лс=Лкр (при этих случаях л*=л*	); если же
макс
Прасп<-^ Лкр, ТО Ле—ЛРасп-
3.	По найденной лс определяют Ас (можно по диаграмме на
рис. 5.1) и подбором находят'значение лт*, удовлетворяющее ус-
ловию баланса расходов через турбину и выходное сопло; для
этого можно использовать уравнение' (5.6_а), принимая макси-
мальный режим за расчетный и допуская Лт= 1 и ^*=“>1*
т макс
Если (полученная Лт* отличается от использованной в урав-
нении (5.11), то задаются новой величиной лт* и повторяют вы-
числения до совпадения значений лт* в обоих уравнениях.
4.	Используя полученное значение лт*, по уравнению (5.2 а)
определяют 7V* (принимая T)T*=,const и Тн* —const).
5.	Считая Ят=1 н pH*=,const, по уравнению (5.1 а) находят
GB=Gr.
При несовпадении полученного GB с величиной расхода для
выбранной на характеристике компрессора рабочей точки рас-
положение последней смещают (в сторону большей лн*, если по-
лученный расход меньше) и повторяют все расчеты по пи. 1—5.
Если заранее можно считать, что сохраняется условие лс=
—Лир (или с небольшой погрешностью Лс>1,6), то расчеты по
пп. 2 и 3 отпадают и Тг* определяют сразу, считая л* =л*макс-
При использовании уравнения (5.2 а) следует помнить, что
. t	& — 1
показатели адиабат и «г неодинаковы, причем значения .
могут приниматься, как и ранее, равными соответственно 0,286
и 0,25.
6.	По уравнению (5.5 а) определяют Тт*, принимая
7.	Находят (величину ес, для чего при лрасп<лкр используют
уравнение (3.75 б).
В случаях, когда лРасп>Л1ф, т. с. (яс=ЛкР)> сс проще вычис-
лять с помощью следующего соотношения, получаемого на ос-
нове уравнения (3.78), если считать, что Кс “const:
Зиая скорость сСг находят
8.	При лрасп>л^р определяют давление Рс, которое в этих
случаях больше рн- Так как согласно уравнениям (3.72) и
(3.77)
рс   Рт/Рн  ярасп
Pfl	Рх/Рс	«кр
205
то -при рн=const
9.	На основании полученных данных, используя уравнение
(3.88) подсчитывают /?уд.
10.	По уравнению (3.90) определяют /?.
II.	С помощью уравнения (3.30), считая ^к.сг=^к.сгмаКС»
находят Ят. При этом предварительно подсчитывают температу-
ру Т**, которая по уравнениям (3.20), (3.22) и (3.24) равна:
12.	Исходя из полученных данных, по уравнению (3.101)
подсчитывают Суд.
Проделав подобные расчеты для ряда и, на характеристику
компрессора наносят рабочую линию и проверяют Дку; имея
значения Л и Суд строят по точкам диаграмму характеристики
по п.
Зависимость показателей двигателя от атмосферных условий.
Формулы приведения
Показатели двигателя сильно зависят от атмосферных усло-
вий. Поэтому при сопоставлении характеристик двигателей не-
обходимо учитывать состояние атмосферного воздуха, при кото-
ром они ’были получены. Учет атмосферных условий обязателен
и при рассмотрении вопросов использования двигателей в раз-
личных климатических поясах.
При изменении атмосферных условий .на показатели двигате-
ля могут влиять величины рн, Тн и влажность воздуха. Однако
влияние влажности воздуха не учитывается, так как это влия-
ние невелико. Поскольку рн и Тн воздуха изменяются незави-
симо друг от друга, то их влияние на характеристику двигателя
следует рассмотреть по отдельности.
Как уже показал анализ подобия для компрессора (разд.
4.1), турбины (разд. 4.3) и двигателя в целом (разд. 5.1), в слу-
чае изменения Он при 7w=const сохранение подобных режимов
достигается при n=const и изменения GB пропорционально рн,
что обеспечивается условиями совместной работы элементов дви-
гателя. Таким образом, при n=const и Гн='С0П8< все давления
по тракту двигателя изменяются пропорционально рн, а все тем-
пературы остаются постоянными. Соответственно этому не меня-
ются н все удельные показатели, а /? изменяется пропорциональ-
но Рн (уравнение 6.8).
206
Изменение Тн яри fi=;const приводит к нарушению условий
подобия, температуры по тракту изменяются ие пропорциональ-
но Тн. При этом не остаются постоянными н давления, несмотря
на то, что рн=const. В результате удельные и полные показате-
ли двигателя изменяются по другим, более сложным закономер-
ностям, чем при сохранении
hII/Th—const.
Для примера иа рис. 5.8 при-
ведены зависимости от tH (Тн—
—288) При ЛМакс = const некото-
рых параметров рабочего процес-
са н показателей двигателя, ха-
рактеристика по п которого была
показана на рис. 5.2. Как видно,
при п~const температура Тн не
сильно влияет иа сообщаемую
воздуху удельную работу LK. На
режимах совместной работы с
турбиной объемный расход воз-
духа, поступающего в компрес-
сор, мало зависит от Тн, что прн
постоянной окружной скорости
обусловливает и небольшое изме-
нение закрутки воздуха на рабо-
чих лопатках, а следовательно,
и LK.
Изменение лк* в зависимости
от Тн вызывается двумя обстоя-
тельствами. С одной стороны, вследствие уменьшения ппр при
повышении Тн возрастает и соответственно ('при
«const) Lan*, что влияет иа лк* в сторону его увеличения.
С другой стороны, повышение Тв* приводит к росту начального
удельного объема воздуха и, 'следовательно, при данной работе
к снижению (уравнение 3.20). Однако влияние изменения
“Пал. на изменение относительно невелико, поэтому увели-
чение- Тн сопровождается существенным уменьшением лк*-
Следует иметь в виду, что приведенный на рис. 5.8 характер
изменения Чалк не является обязательным во всех случаях,
так как он зависит от вида характеристики компрессора, распо-
ложения иа ней рабочей линии и рассматриваемого режима ра-
боты двигателя. Однако влияние Тн на (начальный удельный
объем сжимаемого воздуха всегда является определяющим, по-
этому во всех случаях повышение Тн вызывает снижение лк*.
Так как в данных условиях (лс=лкр) сохраняется лт* —
= const, то величина LK практически определяет требуемую Тг*,
которая поэтому изменяется так же незначительно, как и Lt<.
207
в результате Gr, а следовательно, и GB, изменяются примерно
пропорционально лк* (уравнение 5.7). Снижение лк* обусловли-
вает уменьшение рс, а следовательно, и /?уд. В результате сов-
местное влияние изменения GB н /?уд приводит к сильному паде-
нию по мере возрастания Тп.
Повышение Тн при £к== const вызывает рост Тв*, а, следова-
тельно при 7Г*~ const снижение рт- Характер изменения /?уд н
по Тн обусловливает соответствующее изменение Суд (урав-
нение 3.101). В рассматриваемом примере влияние изменения
^уд и Ят па Суд взаимно компенсируется, поэтому Суд остается
почти постоянным. Однако подобная закономерность необяза-
тельна.
В энергетическом отношении в данном «случае (при LK=
—const) изменение Суд при повышении Тн обусловлено в основ-
ном двумя противоположно действующими факторами — сниже-
нием лк* и возрастанием соотношения RypJLc. При этом интен-
сивность падения лд* зависит от характера изменения по
Тн. При 41^ =oonst снижение лк* оказывает решающее влия-
ние, поэтому Суд возрастает. Одиако изменение может
сильно нарушать эту закономерность, и для отдельных конкрет-
ных случаев зависимость Суд=/:(7’н) может иметь разный харак-
тер. Тем ие менее влияние Ти на Суд всегда получается относи-
тельно небольшим, так как при снижении Луд улучшается соот-
ношение RypjLe- Поэтому влияние величины Тн в основном отра-
жается на тяге R. В рассматриваемом примере прн повышении
Аг от —45 до +45° С тяга уменьшается на 16250 Н, т. е. изменя-
ется на 45% от ее значения при +15° С. В других двигателях
влияние Аг на тягу R может 'быть еще -большим. Изменение же
барометрического давления рн, а следовательно, и R у земли
обычно не превышает 8%. Таким образом, изменение (н оказы-
вает значительно -большее влияние на R, чем изменения Рн. По-
этому высокие значения 1н в условиях жаркого климата приво-
дят иногда к затруднениям с обеспечением взлета самолетов.
Параметры рабочего процесса и показатели двигателя при
различных Рн и Тн м-огут определяться с использованием харак-
теристики компрессора тем же порядком, что и при расчете ха-
рактеристики двигателя по п. Однако определение показателей
двигателя сильно упрощается, если известна его исходная ха-
рактеристика по п, полученная экспериментальным путем при
каких-либо значениях Риисхи Тнл.хи той же величине Mt>- В этом
случае пересчет показателей двигателя на новые атмосферные
условия может производиться с использованием подобных ре-
жимов, для которых при я/У7н='соп&1 'сохраняются условия
(уравнения 5.8 и 5.9)	___
RlpH=const н Сул/УТн=const.
При таком способе .определения показателей двигателя удоб-
208
но ’Пользоваться обобщенной характеристикой <по п, на которой
вместо имеющихся три ГЯ|кх и Рнасх значений Rwn, СуЯисх
и писх рассматривают параметры подобия: тяги Ar—RKvJPhuc,,,
удельного расхода топлива •^сУл=^’удисх//1/Г^//исх и частоты вра-
щения Лл=писх/УгГ//исх (РИС- 5.9). Прн такой обобщенной ха-
рактеристике значения Ri и СУД1 для данной Hi при любых величи-
нах Рн и Тн определяются в следующем порядке: сначала нахо-
дят Ani—nxlVTH, по АП1 на диаграмме характеристики опре-
деляют соответствующие величины Arx и су11 (см. рис. 5.9),
а по ним Rr—A^Pfi и СуД1 —ДСуд> ]/
Следует, однако, отметить, что для получения обобщенной ха-
рактеристики в достаточном для всех практических случаев диа-
пазоне значений Ап исходная характери-
стика должна1 включать данные, соответ-
ствующие случаю работы при пмакс и ми-
нимально возможной Тн. Это обстоятель-
ство иногда затрудняет получение тре-
буемой экспериментальной (обычно стен-
довой) исходной характеристики, по-
скольку- при испытании двигателя при
более высоких Тн для получения нужного
наибольшего значения Ап необходимая п
должна существенно превышать пмаКс-
Так как показатели двигателей зави-
сят от атмосферных условий, то при со-
поставлении разных типов двигателей
Рис. 5.9. Изображение
характеристики по часто-
те вращения ротора ТРД
в параметрах подобия
они должны относиться к одинаковым
(стандартным) атмосферным условиям:
для стендовых данных Гн—288 К
(15° С) и рн=101300 Па. Это же требо-
вание обязательно при оценке соответст-
вия замеренных стендовых показателей двигателя показателям,
установленным для него техническими условиями. В этих целях
также используются подобные режимы, поэтому приведение
(пересчет) показателей двигателя к стандартным (земным)
атмосферным условиям производится по формулам, вытекаю-
щим из условий подобия (уравнения 5.8 и 5.9):
D п 101300.
(5- Й)
z-,	_у-,	/" 288 р «пр
°улдр—I/ тн ~ Уа п
209
Формулы (5.12) в некоторых «случаях не обеспечивают прак-
тически достаточной точности, что обусловлено рядом допуще-
ний, принятых при установлении условий (подобия. В этих случа-
ях оказывается необходимым вводить в уравнения уточняющие
экспериментальные коэффициенты для каждого типа двигателя.
5.3. Скоростная характеристика
Скоростной характеристикой двигателя называется зависи-
мость и Суд от иа одной и той же высоте И при принятом
способе регулирования, обычно при n=const, равной -максималь-
ной. Возможные другие способы реаулировання рассмотрены в
разд. 19.1.
Условие л=const практически обеспечивается системой уп-
равления двигателем, которая автоматически регулирует подачу
топлива в камеры сгорания, поддерживая заданную п неиз-
менной.
При работе двигателя с лМалс скоростная характеристика по-
казывает наибольшие располагаемые 7?, развиваемые двигате-
лем три (различных оп на данной -высоте.
Скорость полета влияет на рв* и Тв* воздуха, а тем самым
иа все протекание рабочего процесса двигателя и, в конечном
счете, на состояние газа, покидающего выходное сопло. Кроме
того начальная кинетическая энергия и начальное количество
движения поступающего воздуха непосредственно отражаются
на эффективных и тяговых показателях двигателя.
Скоростная характеристика может (рассчитываться с исполь-
зованием характеристики компрессора тем же методом, что и
характеристика по п. Однако <при рассмотрении скоростей поле-
та, не превышающих скорость звука 'более, чем на 5—10%, рас-
чет скоростных характеристик может быть сильно упрощен.
В этом диапазоне скоростей без больших погрешностей допусти-
мо принимать, что при n=const сохраняются LK=const и
U^^ccnst, н тем самым производить расчет без учета харак-
теристики компрессора. Вместе с тем получающиеся при этих
допущениях простые расчетные уравнения (позволяют легко про-
анализировать основные факторы, обусловливающие характер
изменения 7? и Суд на скоростной характеристике.
Расчет характеристики удобно выполнять на основе извест-
ных данных щри оп=0 и тех же л и Я, что и (рассчитываемая ха-
рактеристика. Эти исходные данные при Н=0 должны быть
предварительно определены путем расчета 'соответствующего ре-
жима стендовой характеристики по /г, при Я>0 результаты это-
го расчета должны быть дополнительно пересчитаны на соответ-
ствующую И (как это будет рассмотрено в следующем разделе-
210
Значения Я и Суд ® конечном счете определяются величинами
6В, /?уД и gT (уравнения 3.90 н 3.101). Поэтому сначала следует
определить зависимости GB=f(un), ЯУд==/(ап) и gT=f(vn).
При условии лс=лир сохраняется лт*=const, и в случае
LK—const остается Tr*=const. Неизменность величии п/У7^ и
лт* обусловливает и Л т—'const. Поэтому из уравнения (4.76)
легко получить
G =GO=G —.	(5.13)
исх Рг
иск
Однако
Д.=Рн — -А- -^-=Р/?',’^ак.сг=РнЛова1(.с1.,	(5.13а)
Pfi Рв Рк
где Лоб=лгЛк* — общая степень повышения давления.
Так как для скоростной характеристики PH=const н, можно
считать, UK cr—COnsti, TO pr*=const Лоб» поэтому
Рг
Рг
исх
; б
иисх
Лоб
°"	И, Г,
иоисх
(5.14)
Величина лОб обусловливается значениями л« и ли*. По урав-
нению (3.14)
где в рассматриваемом диапазоне изменения vn можно пфибли-
женно полагать °вх=°ВХисх-
Условия L=LK =const н 4L =чк =const означают, что
к кисх	к кисх
и L1<tUjis=coiist=£l, . Поэтому согласно уравнению (3.20)
k
где (уравнение 3.13) 71= Т*н~Тн-\-~-.
ЛСр
Уравнения (5.14) н (5.16) показывают, что прн увеличении
оплг возрастает, алк* снижается в результате роста Тв*. Однако
влияние изменения лг всегда оказывается более значительным н
211
обусловливает повышение лОб, а следовательно, и GB. Для при-
мера на рис. 5.10 показано изменение этих величин для рассмат-
риваемого ранее двигателя (с простым дозвуковым входным уст-
ройством н -сужающимся выходным соплом) три условиях
Н ™ О Н П== Пыакс.
По уравнению (3.89)
^у»=^улмн+^у»па, = сс— Ч|Н (1
сс \ Рс !
Если лс=лкр, то (уравнение 3.78)
Сс=кс/г;,
где (уравнение 3.44) Т'—Т'~— ,
ср
Рис. 5.10. Изменение GB
и степеней повышения
Давления Лк* И Лоб
по скоростной характе-
ристике ТРД
Поскольку принимается Т*>= Т* , а	то при L ~
исх	Чм
=£„ с н il„—т)„ , можно считать L,=L,uc . Поэтому Т'=Т* ,
и, допуская Кс=КСиа (т. е. ос=%сх). можно полагать, что сс=
=сс и, следовательно,
‘-исх ’
7?v, =сс — т>п.	(5.17)
Уялин снсх »	'	'
По уравнению (3.78) -
7> __2	_1
С~ Т k 4- I 1
212
и, следовательно (при а = const и 7‘г=7'т ), Т.=ТГ . Отно-
' г с	* ‘нсх' с сИСх
шенне давлений
Рс	Рт Рт Р-Г Рс Рт акан
Рн рнР* р* Р*' Рн ЯХ’
Поскольку Лт*= const, 3Tc=JlKp=='COnst н Скан const, ТО, <ПрН-
меняя то же соотношение для исходного режима, легко /получить
(уравнение 5.13 а)
р',рн. .	(5.18)
P H 'Рн/псх (Рг/рн\ж	цех Лсбисх
Рис. 5.11. Изменение g?
и Rra по скоростной ха-
рактеристике ТРД
Таким образом;
(5. 19)
Изменение /?ул,|ш1. ЛуЛст.ти ^уд в зависимости от пп для рас-
сматриваемого двигателя показано на рис. 5.11. Как видно, па-
дение /?уДди по линейному закону оказывает основное влия-
ние На характер протекания Rm. Однако прогрессирующее воз-
растание Ry,cr3r приводит к тому, что с увеличением оп сни-
жение Луд замедляется.
Для 'определения g, можно пользоваться уравнением (3.30).
Поскольку принимается 7’r*=const, то знаменатель в этом урав-
нении можно считать постоянным, и на gt в основном влияет
213
только Тк*, величина которой 'согласно уравнению (3.24) опре-
деляется по формуле:
7': = 71+-^ = 7':+Ь!« .	(5.20)
СР	СР
Поэтому Тк* растет так же, как н Тв*; в результате увелнче-
НИЯ Гк* перепад температур Тг*—7\,*, а следовательно, и g,
уменьшаются (см.-рис. 5.11).
Рис. 5.12. Скоростная характеристика
ТРД
Рис. 5.13. Изменение мощности А’р и
удельного расхода топлива Соц по
скоростной характеристике ТРД
Изменение R и Суд по оп, соответствующее полученным зави-
симостям для GB, /?Уд и показано на рис. 5.12. Как видно, R
сначала снижается, а потом начинает возрастать. Подобное из-
менение /?, свойственное всем ТРД, объясняется следующим:
первоначально, при -небольших v„t скоростной напор -невелик,
поэтому его повышение приводит лишь к небольшому росту GB;
в то же время /?уд быстро уменьшается из-за падения ^?уЛлин прн
почти постоянной /?уЛстат (см. рис. 5.11), что 'И приводит к -сни-
жению R; по мере увеличения ускоренный рост (и л об)
обусловливает прогрессирующее увеличение Ов и замедленное
снижение /?уд; в итоге R начинает увеличиваться.
Интенсивность снижения R и значения при которых R до-
стигает минимума, зависят от параметров рабочего процесса.
Большей частью минимальные значения R составляют 80—90 %
от R при оп=0 и получаются при vn~ 150—250 м/с.
На изменение Суд основное влияние оказывает падение /?уд;
снижение gv лишь несколько уменьшает интенсивность роста
Суд с увеличением оп. Как это уже -было установлено ранее
(уравнение 3.102), увеличение Суд обусловлено тем, что с ростом
214
оп повышается тяговая работа, совершаемая I Н тяги, а это тре-
бует большей затраты энергии н, следовательно, топлива.
Скоростная характеристика (позволяет судить о данных двига-
теля как источника тяги. Для выяснения влияния скорости поле-
та на получаемую тяговую мощность и соответствующую ей эко-
номичность следует перейти от силовых к мощностным показа-
телям, используя уравнения (3.93) и (3.102):
Результаты пересчета данных характеристики, приведенной
иа рис. 5.12, показаны на рис. 5.13. Как видно, с увеличением оп
Рис. 5.14. Изменение 4}е, Цп и
т)об по скоростной характерис-
тике ТРД
мощностные показатели двигателя непрерывно улучшаются —
растет Nr и снижается СОб.
Для выяснения энергетических факторов, обусловливающих
улучшение этих показателей, удобно использовать полученные
ранее соотношения (3.83 а), (3.92), (3.94) и (3.98):
АГ „___________________Q Y] ___________ gl^U Q
K 1000	1000 n 1000 B e "	1000 B 06
и (уравнение 3.99)
C —A6’106
^пЧоб
Изменение т]е, т]п и соответственно т]об по скоростной характе-
ристике ТРД показано на рис. 5.14; (значения этих к. «п. д. полу-
чены на основе условной скорости Сс0 (разд. 3.2), что в данном
случае ие дает существенных погрешностей. Так как vn (в рас-
сматриваемом диапазоне ее изменения) мало влияет иа g? (см.
рис. 5.11), то изменение Nn обусловлено главным образом воз-
растанием GB и т)об-
Причины увеличения GB были уже рассмотрены. ‘Повышение
т]Об является следствием роста обоих определяющих его к. п. д.—
т]е и "Чп (см. рис. 5.14). Улучшение т]е происходит в результате
увеличения лОб, которое повышает экономичность теплового про-
цесса, как это следует нз свойств лежащего в основе этого про-
цесса термодинамического идеального цикла (разд. 2.2).
Возрастание т]п является следствием уменьшения 'отношения
сСо/оп (уравнение 3.96), что вытекает из снижения а следо-
вательно (уравнение 3.95), и разности Сс0—уп (при увеличении
215
Характер изменения cCQlvn может 'быть установлен и из чисто
энергетических соотношений. Так как -по уравнению (3.84)
2Le-l~-v^, то
где (уравнение 3.83 a) Le—gT/7utje.
С увеличением fn работа Le возрастает вследствие (повышения
Т](', причем его влияние в значительной мере ослабляется умень-
шением g-j. В результате Le растет намного медленней, чем
^п2/2, что и приводит к снижению сСо/оп.
Как видно из рис. 5.14, основным 'фактором, улучшающим
общую энергетическую экономичность двигателя, является уве-
личение т]п, т. е. снижение части Le, теряемой на кинетическую
энергию газов за двигателем в их абсолютном движении (отно-
сительно земли).
Таким образом, в энергетическом отношении ТРД целесооб-
разно использовать лишь при достаточно больших uVt когда вы-
сокие значения т)п обеспечивают удовлетворительную тяговую
экономичность рабочего (процесса.
Расчет скоростной характеристики делается путем определе-
ния данных для ряда выбранных значений ип. При этом для каж-
дой vn приближенный расчет можно выполнять с помощью при-
веденных выше уравнений в следующем порядке:
1) по уравнениям (3.14), (5.16) и (5.14) «а основе данных ис-
ходного режима определяют Ян* и GB;
2) с помощью уравнений (5.17), (5.19) и (3.88) вычисляют 3 4
3) используя уравнение (5.20), находят Те* и по уравнению
(3.30) определяют gT;
4) с помощью уравнений (3.90) и (3.101) подсчитывают и
Суд.
Как уже отмечалось, приближенный метод расчета приемлем
лишь в области не очень высоких уп, когда увеличение Тв* не
сильно влияет на лПр компрессора. При больших сверхзвуковых
£'п обусловленное сильным повышением Тв* снижение «пр делает
необходимым учет характеристики компрессора, а в некоторых
случаях и турбины.
Изменение </? и Суд по скоростной характеристике в большом
диапазоне оп для рассматривавшегося ранее 'Двигателя показано
на рис. 5.15 (кривые 1). Йз приведенных зависимостей видно,
что в области больших значений vn тяга R по достижении макси-
мума начинает быстро падать; при этом Сто сильно возрастает.
Происходящее уменьшение R, как это видно на рис. 5.16
(кривые /), объясняется резким снижением при все более
замедленном увеличении Св ('рост которого ие компенсирует па-
216
дение Яуд), что обусловлено влиянием следующих трех основ-
ных факторов, значение которых возрастает по мере увеличе-
ния vn.
1) иедорасширения таза в сужающемся сопле, которое сни-
жает возможные значения /?уд, поскольку возникающая при этом
/?уЯстат дает меньши® '-прирост /?уд, чем тот, который можно бы-
Рис. 5.15. Изменение R р Суд по скоростной характерис-
тике ТРД при большом увеличении vB:
I—।при дозвуковом входном устройстве и сужающемся выход-
ном сопле; 2—при дозвуковом входном устройстве и полном
расширении в выгодном сопле, 3—при сверхзвуковом входном
устройстве и полном расширении в выходном сопле
ло бы иметь в результате увеличения сс три полней расширении
газа;
2) падения овх в результате повышенных гидравлических по-
терь при уменьшении скорости сверхзвукового (потока в (Простом
(дозвуковом) входном устройстве; эти потери резко 'Возрастают
с увеличением fn и триводят ко (все относительно меньшему по-
вышению рв* и давления по всему тракту двигателя, влияя тем
самым на 6В и /?уд в сторону их снижения;
217
уменьшения g, (и, следовательно, количества тепла, сооб-
щаемого 1 иг воздуха), которое обусловлено ростом Тк* при
мало изменяющейся Тт*.	р
Vn для рассматриваемого двигателя пока-
зана иа рис. 5.16. Как видно, при увеличении оп от 0 до 750 м/с
Рис. 546. Изменение gT GB и /?уд по скоростной
характеристике при большом увеличении va (обоз-
начения кривых те же, что и на рис. 5.15)
(чему соответствует Af„a;2,2) g, снижается примерно иа 35%
что существенно уменьшает работоспособность цикла а следо-
вательно, и Кул.
Для выяснения влияния недорасширения в выходном сопле
на К «а рис. 6.15 и 5.16 показано изменение / и Sn в случае
полного расширения (кривые 2). Как видно, в рассматриваемом
случае влияние иа J? 'недорасширения начинает быть заметным
с »п=320 м/с; при этом Лрасп/лир, а следовательно, и рс!рн рав-
но 2; при оп—750 м/с использование полного расширения поз-
воляет повысить Дуд от 88 до 114 Н -с/кг, т. е. примерно на 30%;
аналогично возрастает и тяга двигателя.
218
Еще большее влияние на имеют гидравлические 'потери во
входном устройстве, которые при fn—750 м/с снижают рв* это
сравнению с рн* примерно на 40%. Поэтому очень большое зна-
чение имеет (применение специальных сверхзвуковых входных
устройств (воздухозаборников), которые позволяют сильно
уменьшить эти потери. Для иллюстрации возможного при этом
выигрыша в тяге на рис. 5.15 и 5.16 приведено изменение /?, GB
и Дуд при условии, когда снижение рв* из-за гидравлических (по-
терь ®о входном устройстве не превышает 13% и сохраняется
полное расширение в сопле (кривые 5). Как видно, в этом случае
при оп=750 м/с GB возрастает на 50%, а Иуя примерно на 60 % -
поэтому R увеличивается в 2,4 раза.
Устранение недорасширения газа и снижение потерь во вход-
ном устройстве позволяет в совокупности при vn~750 м/с повы-
сить /?уд от 88 до 182 Н-с/кг, т. е. более чем в два раза. Такое
сильное увеличение /?уд обусловлено не только величиной потерь
на входе, но также и одной особенностью работы двигателя при
больших fn. Эта особенность заключается в следующем.
Выражение для /?уд (уравнение 3.80) можно представить в
следующем виде:
^"=с'+^(1 -	(S- 21>
где /?уд с — слагающая /?уд, направленная по полету и обуслов-
ленная параметрами потока на срезе сопла;
Rjnv— слагающая, направленная против направления поле-
та, которую можно рассматривать как резуль-
тат потери количества движения воздуха по отноше-
нию к двигателю (поскольку относительная скорость
воздуха в двигателе падает до очень малой величины
по сравнению с оп).
В случае полного расширения газа в выходном сопле
^улс~ Сс'
При больших значения /?уЛс и /?уДе -по абсолютной 'вели-
чине близки друг к другу. Поэтому выигрыш в /?уЛс при оп=
=const, т. е. при /?Wv=const, приобретает очень большое зна-
чение, так как обусловливает в несколько <раз большее относи-
тельное (процентное) увеличение Ryn.
Изменение рв* (при неизменной Гв* и.св) и условий'расшире-
ния газа в сопле не -влияют на Гк* и Тт*. Поэтому для одной и
той же vB величина gt во всех рассматриваемых случаях остает-
ся одинаковой. В результате Суд (уравнение 3.1'01) изменяется
при данной оп обратно пропорционально /?уд (см. рис. 5.15).
Таким образом, для поддержания наибольшей эффективности
ТРД три больших оп необходимо применять -сверхзвуковые воз-
духозаборники и выходные сопла, обеспечивающие полное рас-
ширение газов при сверхкритич-еском отношении давлений. Одна-
219
ко для получения требуемых летных характеристик -самолетов,
предназначенных для больших сверхзвуковых скоростей оп, да-
же при использовании этих (путей усовершенствования рабочего
процесса развиваемая /? может оказаться недостаточной. В этих
случаях используют метод форсирования тяги путем (применения
форсажных камер.
Рис. 5.17. Изменение Рн и
Тц воздуха в зависимости от
высоты Н для стандартной
атмосферы
5.4. Высотиая характеристика
Высотной характеристикой двигателя называется зависи-
мость R н Суд от высоты Н при fn—const и принятом законе ре-
гулирования (обычно rz—const). В случае я=Пмакс=ооп&1 вы-
сотная характеристика показы-
вает наибольшие располагаемые
/? на различных Н при задан-
ной t»n-
С высотой изменяются рн
н Тн атмосферного воздуха. По-
скольку на величину и характер
изменения рн и Тн по Н влияют
географические и климатические
условия, то для получения сопо-
ставимых данных была принята
неизменная условная зависимость
Рн и Тн от Ht получившая назва-
ние стандартной атмосферы (СА).
Значения рн и Тн по СА близки
к их действительным осреднен-
ным величинам летом в средних
широтах.
Зависимость Рн и Тн от И по
СА показана на рис. 5.17. Как
видно, с увеличением II давление
Рн быстро убывает по сложному
закону. У земли ри=101325 Па
(760 мм рт. ст.). При грубо ори-
ентировочных оценках можно счи-
тать, что до 20 км рн падает в
два раза на каждые 5 км высоты;
на больших Н интенсивность сни-
жения рн возрастает.
Температура Гн, значение которой у земли Гн «588 К, до
11 км понижается ло линейному закону <с интенсивностью 6,5° на
1 км высоты. В диапазоне И от 11 до 25 км Гн принимается неиз-
менной, равной 216,5 К. Таким образом, общее понижение тем-
пературы от земли до 11 км составляет 71,5°. На Н>2>5 км Тн
начинает увеличиваться (при Я—30 км Гн=230,3 К), но для га-
зотурбинных двигателей эта область Н обычно недоступна.
220
Слой атмосферы, в котором с увеличением Н происходит сни-
жение Тн, называется тропосферой, а слой, где Тп=const,—
стратосферой. Таким образом, по СА высота 11 км представляет
собой границу между тропосферой и стратосферой. Данные СА
обычно (представляются в форме таблиц, которыми и пользуются
при расчетах.
Условия работы двигателя по высотной характеристике и по
скоростной характеристике сходны в том отношении, что в обе-
их характеристиках (принимается n==const. Поскольку при этом,
как травило, Лрасп>Лкр, то в обоих случаях на (параметры рабо-
чего процесса влияет только изменение рв* и Гв*. Разница зак-
лючается лишь в том, что в -случае скоростной характеристики на
Рв* и Тв* влияет переменная оп, а в случае высотной — измене-
ние рн и по Н. Поэтому анализ и расчет высотной характери-
стики производится с помощью той же системы уравнений, что
и скоростной, учитывая лишь разницу в характере изменения па-
раметров поступающего «в двигатель воздуха.
Как и в случае скоростной характеристики, при рассмотрении
основных закономерностей изменения (параметров рабочего про-
цесса по высоте допустимо приближенно считать, что при п=
=const 'будут LK=const и %tK=const, а следовательно, Гг*=
= const-иГад<=const. При этом для выяснения зависимостей
GB, и й’т от Я, определяющих изменение R и Суд, могут «быть
использованы те же основные соотношения, принимая за исход-
ные величины параметры рабочего (процесса при Я=0 и тех же
значениях оп и п, что и для рассчитываемой высотной характери-
стики.
Из уравнений (5.13) и (5.13 а), учитывая, что в данном слу-
чае переменными являются не только лОб, но и рн, легко полу-
чить:
Q _q	РH	^Об
в висх р Л0би.х
Ич-Х
(5. 22)
Так как Лоб=Лг>пк*, то ее изменение обусловлено зависимо-
стями я®=/(Г/) и Лк* =/(//). Эти зависимости, как и раньше,
могут быть определены с (помощью уравнений (5.15) и (5.16), в
которых следует принимать, что изменяется только Тн, посколь-
ку по условиям рассмотрения высотной характеристики vn=
=const. Поэтому в пределах тропосферы с увеличением Н из-за
снижения Т}! значения лг и лк*, а следовательно, и лОб возраста-
ют. В стратосфере, где Гн—const, лОб остается неизменной.
Изменение лг, л1С* и лОб по Н для рассматривавшегося ранее
двигателя при оп=250 м/с и п—«макс показано на рис. 5.18; там
же приведено изменение рг* и GB по Н. До 11 км рг* снижается
менее сильно, чем рн, в результате роста лОб, а на /7> 11 км рг*
падает пропорционально рн, 'поскольку лОб—const. Соответст-
венно рг* изменяется и GB.
221
Значения отдельных составляющих 7?уд: ^улдин и ^удстат»
как и при рассмотрении скоростной характеристики, определяют-
ся уравнениями (5.17) и (5.19). Поскольку в данном случае
«л =const, то 7?„п по Н не изменяется;	в соответст-
"	’ 'УЛдИН	’ ь УДСТЭ7
вии с характером изменения лОб до 11 км возрастает, а в даль-
нейшем остается постоянной (рис. 5.19). В результате /?уд изме-
няется так же, как и ^уЛстат«
Изменение g? определяется уравнением (3.30), в котором как
и раньше, переменной является лишь Тк*, выражаемая уравне-
нием (5.2Э).
Таким образом, TK*t как и Тв* (и Тн), до 11 км снижается, а
в стратосфере 'постоянна. Согласно этому g-z до 11 км возраста-
ет, а и стратосфере сохраняется неизменным (см. рис. 5.19).
Высотная характеристика рассматриваемого двигателя при
^макс, полученная на основе приведенных выше данных с помо-
щью уравнений (3.90) и (3.101), изображена на рис. 5.20.
Как видно, до 11 км СУЯ снижается, оставаясь ® дальнейшем
постоянным, a падает менее сильно, чем на -больших высотах.
При этом до 11 км R уменьшается в меньшей степени, чем рн и
даже чем плотность воздуха Qh, что улучшает летные характери-
стики самолета.
Положительное влияние увеличения Н на R н Суд до 11 км
обусловлено исключительно снижением Тн, которое .приводит к
росту Лоб, а тем самым к увеличению Ryjl и к менее быстрому
падению GB. Кроме того рост лОб повышает экономичность ра-
бочего процесса, что и обусловливает снижение Суд.
222
Рис. 5.19. Изменение g, и /?уд по вы-
сотной характеристике ТРД
ТРД
223
В ‘стратосфере, >где Тн=const, лОб н (все удельные параметры
остаются неизменными, a GB и Л падают пропорционально рн.
Поэтому наилучшая эффективность двигателя, обусловленная
е-го использованием при низких Тн, достигается начиная с Н~
= 11 км (в условиях СА).
Приближенный расчет высотной характеристики может вы-
полняться тем же порядком, что и расчет скоростной характери-
стики, рассмотренный ранее. Следует однако иметь в виду,
что на больших высотах, в стратосфере, показатели двигателя
(R и Суд) в реальных условиях могут заметно ухудшаться по
сравнению с получаемыми в результате (приближенного расчета,
что обусловлено влиянием двух, не учитываемых при приближен-
ном расчете, факторов:
1) снижением к. п. д. компрессора и турбины, а также других
коэффициентов потерь в результате возрастания влияния сил
трення при уменьшении давления, характеризуемого снижением
числа Re;
2) ухудшением условий сгорания при сильном снижении дав-
ления в камерах сгорания, что увеличивает неполноту сжигания
топлива, т. е. приводит к уменьшению |к.сг.
Глава 6
ОСОБЕННОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ХАРАКТЕРИСТИК
ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ С ФОРСАЖНЫМИ
КАМЕРАМИ (ТРДФ)
6.1. Общие сведения. Особенности рабочего процесса
Как уже отмечалось ранее (см. рис. 1.8), форсажная камера
сгорания располагается между турбиной и выходным соплом и
служит для форсирования тяги двигателя путем повышения тем-
пературы газа -перед соплом в результате сжигания в ней допол-
нительного (форсажного) топлива.
В наиболее -простом случае использования форсажной каме-
ры форсирование тяги производится при wMaHc==€onst и при
поддержании давления рт*=const, для чего выходное сопло вы-
полняется с изменяемым проходным сечением, которое и регули-
руется соответственным образом при переходе с максимального
режима на форсированный. Возможны также случаи, когда на
форсированном режиме давление рт* возрастает, но они в даль-
нейшем рассматриваться не будут.
Сохранение рт*=const обусловливает неизменность парамет-
ров потока во всех предшествующих сечениях газовоздушного
тракта двигателя, а следовательно, сохранение тех же значений
GB и п и такого же расположения рабочей точки на характери-
стике компрессора.
224
Таким образом, в рассматриваемом случае использования
форсажной камеры рабочие процессы двигателя при действую-
щей форсажной (камере и при неработающей (при выключенной
подаче форсажного топлива) отличаются лишь процессами, про-
исходящими за турбиной, — в форсажной камере и ® сопле. При
этом в случае-неработающей камеры двигатель можно считать
подобным обычному ТРД, у которого -в выпускной канал вклю-
чена форсажная камера.
Среднема-ссовая температура газов Тф* на выходе из фор-
сажной камеры перед соплом (температура форсажа) может
допускаться намного более высокой, чем температура Гг* перед
турбиной. Объясняется это прежде всего тем, что возможная
Тг* определяется прочностью элементов турбины, особенно дис-
ка и лопаток рабочего колеса, которые находятся под действием
больших центробежных нагрузок. Поэтому они могут допускать
лишь строго ограниченное снижение запаса 'прочности, обуслов-
ленное увеличением их температуры. Кроме того в форсажной
камере процесс сгорания организуется таким образом, что
вдоль ее стенок движутся относительно более холодные струи
газа, тогда как в турбине, при наличии перерезающих поток ло-
паточных решеток осуществление такого приема, очевидно, не-
возможно.
В настоящее время температура форсажа 7ф* доходит до
2000 К и более, тогда как Тг* не превосходит 1450—1550 К- Тео-
ретически максимально возможное значение Т$* соответствует
условию, когда для сжигания основного и форсажного топлива
используется весь располагаемый кислород воздуха.
Увеличение тяги, достигаемое (Применением форсированного
режима, характеризуется степенью форсирования
т. е. соотношением между тягой Яф на форсированном режиме
и тягой 7? на нефорсированном, как правило, максимальном ре-
жиме при одинаковых высотно-скоростных условиях работы дви-
гателя.
Вместо ф можно также рассматривать относительный (про-
центный) прирост тяги на форсированном режиме:
Д«6=($б- 1) 100=^*=- 100%.	(6.1а)
Форсирование тяги может производиться как при старте
(взлете) самолета с целью сокращения длины пробега, так и в
полете для улучшения летных характеристик самолета: повыше-
ния маневренности, максимальной -высоты и особенно макси-
мальной скорости полета.
8	2563
225
На старте ф обычно не превышает 1,4—1,55. т. е. форсирова-
ние -составляет 40—55%. В условиях «полета, как это будет пока-
зано далее, (при той же 7ф* ф «получается намного большей.
Основным «треимуществом применения форсажных камер
является (возможность форсирования тяги «без ухудшения газо-
динамических, тепловых и механических условий работы основ-
ных узлов двигателя (компрессора и турбины), причем форсаж-
ная камера относительно не сильно увеличивает массу и диамет-
ральный «габарит двигателя. Однако удельный расход топлива
на форсированном режиме сильно возрастает, что обусловлено
влиянием ряда факторов. Это обстоятельство ib некоторых слу-
чаях ограничивает возможную продолжительность использова-
ния форсированного режима в эксплуатации.
При определении данных рабочего процесса на форсирован-
ном режиме удобно исходить из их значений на нефорсирован-
ном режиме, принимая рт*, а следовательно, GB, п и Гт* для
обоих режимов одинаковыми. Эти исходные данные могут быть
получены путем теплового расчета, который 'выполняется совер-
шенно так же, как и для обычного ТРД (разд. 3.6). Разница за-
ключается лишь в том, что вместо коэффициента оК8н следует
брать коэффициент давления для неработающей форсажной ка-
меры Оф'. Из-за более сложного устройства гидравлические по-
тери даже в «неработающей камере намного больше, чем в обыч-
ном выходном канале, поэтому оф'=0,95—0,97 (тогда как иКан=
=0,974-0,99) и Рф*'=Оф'рт*.
Па форсированном режиме изменяются лишь параметры по-
тока в сечении ф—ф перед соплом (заменяющем сечение т'—т'
для обычною ТРД) и на срезе сопла.
Полное давление перед соплом
р’ф=афр"'	(6.2)
где оф=0,914-0,93—коэффициент давления для действующей
форсажной камеры; Оф<Оф'(поскольку !Цр и нагреве газов и раз-
гоне потока увеличиваются гидравлические потери.
Полная температура форсажа 7ф* устанавливается исходя
из требуемой ф или же выбирается по конструктивным сообра-
жениям.
На форсированном режиме всегда лРасп>,лкр, поэтому три су-
жающемся со’пле параметры потока на его срезе определяются,
как и ранее, уравнениями (3.77) и (3.78) с учетом других значе-
ний параметров перед соплом:
_ Рф ,
якРф ’
(6.3)

ф ф
226
Соответственно при неработающей форсажной камере:
_ Рф
Рс ’
Таким образом, (пренебрегая небольшой разницей в Кс, Лир и
можно считать:
Рф °ф
Рсф=рс~^=Рс —;
ф рф °ф
(6. За)
Соотношения (6.3 а) «показывают, что при включении фор-
сажной камеры давление на срезе сопла падает из-за «возраста-
ния гидравлических (потерь, снижаясь почти так же, как и Лф*,
поскольку в обоих случаях Лкр (примерно одинакова.
По сравнению с ТРД давление рс падает еще более сильно,
поскольку гидравлическое сопротивление Обычного выходного
канала минимально и это несколько снижает эффект от повы-
шения температуры. При неработающей камере ее большее соп-
ротивление, чем у обычного канала, обусловливает несколько
худшие данные ТРДФ на ««форсированных режимах, чем у со-
ответствующего ТРД. Для того чтобы это ухудшение данных ле-
жало в допустимых пределах, гидравлическое сопротивление
форсажных камер должно быть достаточно малым.
Более .наглядное представление о влиянии '.применения фор-
сажной камеры иа рабочий процесс двигателя можно получить
при рассмотрении соответствующих действительных циклов.
Под действительным циклом двигателя понимают совокупность
(разд. 3.2) 'процессов, происходящих с 1 кг газа (воздуха) в те-
чение его движения по тракту двигателя между двумя гранич-
ными сечениями (Я—Я и с—с). При этом количеством топлива
обычно пренебрегают, а состояние газа учитывают только в конт-
рольных сечениях тракта, рассматривая начальное и конечное
состояния потока за цикл действительными, а остальные — за-
торможенными.
Для примера на рис. 6.1 (показаны в координатах n—-v дейст-
вительные циклы работающих в одинаковых условиях двух дви-
8*
гателей — ТРД и ТРДФ, отличающихся лишь тем, -что в ТРДФ
выходной канал заменен действующей форсажной камерой, (при-
чем давление рт* сохранено в обоих случаях одинаковым.
Как (видно, действительный цикл ТРД образован политропа-
ми сжатия на входе (Н—в*) и в компрессоре (в*—к*), етроцес-
Рис. 6.1. Действительный цикл ТРДФ при выключенной и
работающей форсажной камере сгорания
бине (а*—т*) и в сопле (т*'—с); участок цикла т*—т*' отража-
ет влияние гидравлических потерь в выходном канале. Посколь-
ку в сопле газ расширяется неполностью, то выход газа происхо-
дит при более высоком давлении, чем поступление воздуха.
При использовании форсажной камеры вместо изменения
состояния т*—т*' имеется процесс сообщения тепла т*—ф*) при
котором сильно (возрастает удельный объем газа в основном в
результате повышения его температуры. Происходящее при
этом снижение 'полного давления обусловливает соответствую-
щее понижение давления н на срезе сопла.
Требуемая величина Тф* обусловливает необходимый для ее
получения относительный расход топлива gT^ в форсажной ка-
мере. Определение этого расхода топлива может 'производиться
в общем так же, как и основного gT (разд. 3.2) прн рассмотрении
энергии потока, проходящего через ’камеру сгорания. Основная
разница заключается лишь в том, что в форсажную камеру по-
ступает не чистый воздух, а смесь продуктов сгорания основного
228
топлива ('При а=1) и воздух-а, оставшегося неиспользованным
для сжигания этого топлива.
Учитывая это обстоятельство и основываясь на соображени-
ях, уже рассмотренных при выводе уравнения (3.30), уравнения
энергии потока для форсажной камеры можно написать в следу-
ющей форме (для 1 кг воздуха, поступившего в двигатель);
^ф«„Еф.к+^(1+Дв.)|сЛ_,|£ (г:-273)+
+(1-	(^- 273)=(£,+яТф)(1+X
Х|сЛ_,Й<^-273)+[1-(^+ггф) AJ |<чЙ (7ф~ 273),
где |ф.к — степень выделения тепла в форсажной камере.
Отсюда
_ g, (1 + L.,) [l4,g (Г;- 273) - |Ч,^ (Г; - 273)]
(1 - gr^,)[|X* (7-; - 273) - |<Х, (г; - 273)]	(б
7/иЕф.к-[|Ср„_1|г*+(|с,!а_1^3—|с₽»|2га)гв.](гф —
Условия сжигания топлива в форсажной камере сгорания ху-
же, чем в основной. Это объясняется следующим:
1)	наличием продуктов сгорания основного топлива, что при-
водит к уменьшению концентрации кислорода в поступающей в
камеру газовой смеси;
2)	более низким начальным давлением рт*> которое в
лт*/ок.сг раз меньше, чем рк*; отрицательное (влияние этого
фактора наиболее существенно иа больших высотах, когда па-
дает общий уровень давлений, при которых работает двигатель;
3)	более высокой скоростью газа, снижение которой ограни-
чено допустимым диаметральным размером камеры, обусловли-
вающим и габариты всего двигателя.
По этим (причинам, несмотря на улучшающую сгорание 'более
высокую начальную температуру газа (Тт*>7к*), всегда
£ф.к<4к.сГ; при расчетах можно принимать, что ^ф.к== 0,944-0,96.
Значения входящих пз уравнение (6.4) средних удельных тепло-
емкостей следует брать, как и раньше, по данным рис. 3.12.
Общий относительный расход топлива на форсированном
режиме:
grTB=gT+gr(J>,	(6.5)
229
поэтому общий коэффициент избытка (воздуха, соответствующий
всему подаваемому в двигатель топливу:
а,=—4--	(6.6)
Обычно ая бывает не менее 1,15—1,20.
При рассмотрении Р, как и (всего рабочего процесса ТРД,
принималось, что GB~GT (уравнение 3.51 а). Для ТРДФ также
допустимо пренебрегать массой gr; однако массу относительного
расхода дополнительного топлива £Тф следует учитывать, по-
скольку она приводит к возрастанию и массы газов, создающей
тягу при истечении из сопла. Поэтому применительно к ТРДФ,
работающему иа 'форсированном режиме, уравнение тяги (3.87)
должно быть -написано в следующей уточненной форме:
^G^%+F4(P^~Ph) -°=фЧ,.	(6.7)
где
Ч =ОВф+ о1ф =(1 + ^) ОВф=(! +?,ф)
Вф /
Поэтому, учитывая уравнение (3.89):
или, используя уравнения (6.3),
[s+A.
(6'8а)
\ Рс 7Ф
где f — множитель, являющийся в основном лишь функ-
\ /ф
цией отношения Рн'Рс-
Соотношение между /?уДф и Rya определяется условием
(уравнение 6.1):
о, G„,Rv..
Дф Ф удФ
R
230
Поскольку при рассматриваемом способе форсирования
°=Ф=°.’ то
Ф=~	(6.9)
^ул
или (уравнение 6.8 а)
(1 + «4)1 РЧ —»
ф^-----------------------
Яуд
(6.10)
Это уравнение позволяет определять ф, -соответствующую
заданной Гф*, «причем ЯТф рассчитывается с помощью уравнения
(6.4). В случае, когда задана ф, то соответствующая температу-
ра форсирования:
ФКул + Vn *12
/ ф = I -----------Г— •
L (1+л'-М7гФ
Однако в этом выражении остается неизвестной величина
йтф—УЧ^ф)- Поэтому требуемая величина Гф* определяется
подбором с помощью уравнения (6.10). При этом задаются не-
сколькими значениями Гф*, пока величина ф по уравнению
(6.10) не станет равна требуемой.
Если рассматривать форсирование на старте (оп==0) и выра-
зить Ауд в той же форме, что и (уравнение 6.8 а), то для
этого -случая можно получить простую связь между Ф и увеличе-
нием температуры таза перед соплом:
т. е.
(6.106)
Поскольку <p_, то	• Поэтому мож-
Ф	\ Рс /	' Дс /ф
но ориентировочно считать, что соответствующее изменение тем-
пературы газов на старте примерно пропорционально квадра-
ту ф. Получающееся сильное повышение требуемой температу-
231
ры и ограничивает возможные значения ф (обычно не более
1.55).
Удельный расход топлива ма форсированном режиме соглас-
но уравнениям (3.100) и (6.5) 'будет:
уд* Лф «УЛф
(6.11)
где <7Тчас^= 3600GBg-TS—общий часовой расход топлива на фор-
сированном режиме.
Как уже отмечалось, Сув^>СУ!1 вследствие худшей эконо-
мичности работы на форсированном режиме. Для выяснения то-
го, ценой какого перерасхода топлива достигается форсирование
тяги, следует рассмотреть соотношение между дополнительным
расходом топлива на форсированном режиме и получаемым при
этом приростом тяти, т. е. удельный расход топлива на дополни-
тельную тягу:
булф
ст — а, КлС,,^— rc„.	~1
q	'час.ф 'час Ф	-Л q ’-'ул
у’“" Кф-R	Кф-R уд Ф-1
(6.12)
При СГДф/Сул>1, очевидно, Су„м11/Су.ч1> Судф/Сул.
Таким образом, при форсировании перерасход топлива на
1 Н дополнительной тяги получается еще большим, чем увеличе-
ние общего удельного расхода, рассматриваемого по отношению
ко всей тяге. Сильное увеличение требуемого расхода топлива
объясняется следующим.
1.	Сжиганием дополнительного топлива при более низком
давлении, чем основного, что ухудшает преобразование выделя-
ющегося тепла в работу. Эта чисто термодинамическая особен-
ность форсированного рабочего процесса была уже установлена
ранее при рассмотрении соответствующего идеального цикла
(разд. 2.4).
2.	Ухудшением соотношения между получаемой тягой и зат-
рачиваемой для этого механической энергией при увеличении
скорости вытекающих газов (разд. 3.5). Это приводит к менее
эффективному использованию всего расходуемого на форсиро-
ванном режиме топлива.
3.	Менее совершенным сжиганием топлива в форсажной ка-
мере, чем в основной (£ф.к<;£к.сг)-
Основными факторами являются первые два, причем нх зна-
чение наиболее существенно в условиях старта (при vn=0). Так*
например, на старте при ф=1,35 обычно СУРф/СуД«12,0. Тогда
^Уялпп ___ 1,35-2 I _gg
Суд 1,35—1
232
Таким образом, ла получение 1 Н дополнительной тяти тре-
буется почти л пять фаз большая затрата топлива, чем расходу-
емого на 1 Н тяги на нефорснрованном режиме.
Как уже отмечалось, сохранение иа обоих режимах одинако-
вых расходов воздуха достигается соответствующим изменением
выходного сечения сопла, которое должно пропускать при соот-
ветствующих каждому режиму (параметрах газа требуемый
расход.
Для нефорсированного режима согласно уравнению (5.3)
Аналогично для форсированного режима
Ог —А
Поскольку при сверхкритических отношениях давлений па-
раметр Ас зависит в основном только от выходного сечения Fc
(уравнение 5.3), то
Уравнение (6.13) показывает, что на форсированном режиме
выходное сечение сопла должно увеличиваться. Помимо возрас-
тания бГф по сравнению с 6Г=6Й это главным образом объяс-
няется влиянием двух факторов, снижающих плотность тока:
1) повышением температуры газа перед соплом, при котором
скорость выходящих газов (растет менее сильно, чем снижается
их плотность;
2) уменьшением давления газа (вследствие возрастания гид-
равлических потерь) и, соответственно, его плотности.
В условиях старта, как это видно из уравнения (6.10 б)
т. е. степень раскрытия сопла превышает (обычно на 5—10%)
степень форсирования.
Таким образом, необходимое увеличение выходного сечения
сопла получается весьма значительным, поэтому применение со-
пла с изменяемым (регулируемым) выходным сечением являет-
ся обязательной особенностью устройства рассматриваемых
ТРДФ.
233
6.2. Характеристики
Для ТРДФ используется та же номенклатура характеристик,
что и для обычных ТРД.
Характеристика ТРДФ по частоте вращения отличается лишь
тем, что на ней имеется дополнительный, форсированный режим,
на котором двигатель, как уже отмечалось, обычно работает с
той же частотой вращения, что и на максимальном режиме.
Скоростные и высотные характеристики ТРДФ рассматрива-
ются как ври действующей, так и при выключенной форсажной
камере. Характеристики при выключенной форсажной камере не
отличаются от характеристик обычных ТРД и их расчеты произ-
водятся тем же порядком (разд. 5.3 и 5.4). -Полученные в резуль-
тате этих расчетов данные удобно использовать для расчета ха-
рактеристик на форсированном режиме, считая, что все пара-
метры потока, кончая сечением за турбиной, и GB при включе-
нии форсажной камеры остаются неизменными. При не очень
точных расчетах, когда принимается TT*=const, можно считать
постоянной и Тф*.
Влияние форсирования на характер изменения тяги по ско-
рости и высоте полета можно установить путем анализа измене-
ния ф в зависимости от скорости и высоты.
Согласно уравнению (6.9)
^=^=1+^,	(6.14)
Луд	Луд
где Л/?уЛф=/?уДф—/?уд— приращение удельной тяги при пе-
реходе на форсированный режим.
Используя Для определения уравнение (6.В а) и, подоб-
ное ему уравнение для определения /?уд, можно написать:
при этом (разность, заключенную в квадратные скобки, можно
Рн\
считать не зависящей от скорости и высоты, поскольку j \
изменяется примерно пропорционально f ’ а температу-
ры 7ф* и Тт* принимаются постоянными, что обусловливает
и =const.
234
Таким образом,
«6=1+
Vt.
(6.15)
Выражение (6.15) показывает, что (при принятых условиях)
изменение ф обусловлено только изменением отношения
t>n
/(Z’h/Z’c)’
f
I
E
При увеличении оп возрастает и 1(рн1ос} вследствие повы-
шения рс ('уравнение 5.18). Однако рост }(рн!рс) происходит
намного медленней, поэтому ф 'быстро увеличивается. Если рас-
сматривать уравнение (6.14), то в нем ЛЯудф растет, тогда как
/?уз понижается:
Увеличение ф приводит к тому, что на скоростной характери-
стике -сначала снижается медленней, а затем растет сильнее,
чем R. Так как при этом ЯТф не изменяется, то увеличение ф
обусловливает менее сильное возрастание по отношению к
£уд-
Для примера на рис. 6.2 приведены скоростные характеристи-
ки на форсированном и нефорсированном режимах двигателя
с обычным (дозвуковом) входным устройством и с сужающимся
соплом. На рис. 6.3 показано соответствующее изменение удель-
ных тяг и степени форсирования ф.
Как видно, при увеличении от 0 до примерно 550 м/с ф
возрастает от 1,3 до 2,1. В результате 7?ф при оп=550 м/с превы-
шает R$ при оп=0 почти на 60%, тогда как R получаются при-
мерно одинаковыми. При этом удельный расход топлива на фор-
сированном режиме возрастает при оп—0 почти в два раза, а
при м/с — только на 50%.
Повышение эффективности применения форсажных камер с
увеличением vn обусловлено двумя основными причинами:
1) более совершенным преобразованием энергии форсажного
топлива в работу благодаря возрастанию давления в форсажной
камере и соответственно располагаемой степени понижения дав-
ления после сообщения тепла тазам;
2) меньшим ухудшением соотношения между получаемой тя-
гой и используемой работой при увеличении скорости вытекаю-
щих газов (разд. 3.5)'.
При использовании сверхзвуковых воздухозаборников и со-
пел увеличение R& лю оп получается еще -более значительным.
Изменение /?ф и С по высотной характеристике получает-
235
ся 'примерно тем же, что и^и Суд. Разница состоит лишь в том,
что до Н= 11 км ф 'несколько уменьшается, поскольку при &п=
—const увеличивается/(рн/рс) (уравнение 6.8а). Это приводит
Рис. 6.2. Скоростные характеристики
ТРДФ при выключенной и работаю-
щей форсажной камере сгорания
Рис. 6.3. Изменение /?УДф и /?уд и сте-
пени форсирования ф в зависимости
от va
к тому, что в уравнении (6.14) Ryn растет быстрей, чем ДЯУдф-
В результате до Н= 11 км Я* падает сильнее, чем R, а СуЛф сни-
жается несколько меньше, чем Суд.
На высотах, больших 11 км, как н иа нефорсированном режи-
ме, /?ф снижается пропорционально рн, а СуДф сохраняется неиз-
менным (если, ’как уже отмечалось ® разд. 5.4, не учитывать до-
полнительные потери, обусловленные работой иа 'больших вы-
сотах) .
Глава 7
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТУРБОВИНТОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ (ТВД)
7.1. Рабочий процесс. Основные показатели ТВД
Общие сведения. Особенности рабочего процесса
Как уже упоминалось бразд. 1.1) в ТРД рабочий процесс слу-
жит как для преобразования химической энергии топлива в ра-
боту, так и для получения тяги в результате затраты этой рабо-
236
ты. Для выполнения этих двух функций используется в основ-
ном одно и то же рабочее тело — воздух. Подобный принцип дей-
ствия позволяет получать легкую и компактную конструкцию, но
снижает экономичность двигателя, поскольку для выполнения
этих функций с меньшими потерями требуются противоречивые
условия. Получение тяти с достаточно малой -затратой работы
возможно лишь при небольшом (по отношению к скорости поле-
та) приращении скорости газа в двтателе, тогда как удовлетво-
рительная степень использования энергии топлива иа работу до-
стигается при условии достаточно высокой работоспособности
процесса и, следовательно, большого увеличения скорости таза
(разд. 3.4).
Одним из путей преодоления этого недостатка является при-
менение ТВД (см. рис. 1.9), в которых рабочий процесс (предназ-
начен в основном лишь для преобразования энергии топлива в
работу, передаваемую на винт и служащую для увеличения ки-
нетической энергии отбрасываемого им (воздушного потока. Ис-
пользование различных масс воздуха для создания тяги и для
осуществления рабочего процесса позволяет в каждом случае
создать наиболее благоприятные условия для преобразования
энергии и тем самым повысить экономичность двигателя, хотя и
ценой значительного усложнения и утяжеления конструкции.
Поскольку принцип действия ТВД и ТРД как источников по-
лучения работы остается одинаковым, то их рабочие процессы
отличаются лишь условиями расширения -газа в результате раз-
личных способов использования работы. Тогда как в ТРД полу-
чаемая работа реализуется при расширении газа в выходном
сопле (или вие его), в ТВД она должна в основном передаваться
на винт.
Следовательно, в ТВД расширение газа должно происходить
главным образом в турбине, которая развивает работу, не толь-
ко потребляемую в самом двигателе, но и поглощаемую винтом.
Поэтому в турбине ТВД газ расширяется более сильно и при
прочих одинаковых условиях давление рч и температура Тт газа
за турбиной получаются более низкими, чем в ТРД. При этом в
зависимости от формы выходного тракта рт может быть больше
илн меньше рн-
Практически наиболее часто рт примерно равно внешнему
атмосферному давлению, .поэтому за турбиной располагается ие
сопло, а выходной канал, служащий для отвода газа. Так как
давление рт непосредственно обусловлено величиной рн, а в
наиболее простом случае равно ему, то при расчете процесса
расширения в турбине ТВД (в отличие от ТРД) более удобно
рассматривать действительное состояние газа за турбиной. По-
этому при определении получаемой в турбине работы следует
исходить из полной располагаемой работы Л0Д()т и адиабатиче-
ского к. п- д. турбины.
Согласно уравнению (4.70)
237
где ^т—Р*г!Рт=Рг*1рн (поскольку принимается рт^Рн)-
Аналогично, как и для одной ступени (уравнение 4.41), адиа-
батический ‘к. in. д. для всей турбины
Таким образом,
4=-ta,mv-4-	(7’2)
Так как уравнение энергии потока для турбины при рассмот-
рении действительного состояния газа в конце расширения име-
ет следующий вид:
<тХ=сЛ+4+Л’
то, используя уравнение (7.2), можно получить
(7.з)
ср
При использовании уравнений (7.1)—(7.3) допустимо прини-
мать значения т)ад,. примерно такими же, что и т)т* (0,87—0,91),
а <?т—200-—270 м/с.
В рассматриваемом случае (при Рт—рн) давление газа в вы-
ходном 'канале должно поддерживаться (постоянным, равным
рн. При наличии гидравлических потерь это обусловливает сни-
жение скорости выходящих газов, (поэтому скорость в выходном
сечении с—с
сс=<рсст,	(7.4)
где <рс — коэффициент скорости.
Для коротких выходных каналов ^рс близко к единице, но при
длинных непрямолинейных каналах <рс может снижаться до
0,85—0,90.
При отсутствии теплообмена с 'внешней средой
4+^4+^-
поэтому
(7-5)
238
Таким образом, ТС>ТТ} поскольку из-за гидравлических по-
терь часть кинетической энергии газа переходит в теплотрения.,
нагревающее газ. Однако это повышение температуры невелико
н © реальных условиях вследствие теплоотдачи во внешнюю сре-
ду температура Тс может быть даже ниже, чем Гт. Поэтому при
общих расчетах можно этим изменением температуры пренебре-
гать. Следовательно, в выходном сечении канала допустимо при-
нимать
Рс= Рн- )	(7 6)
Л=ГТ. I
Эффективные показатели
В ТВД тяга получается двумя путями: в основном с -помо-
щью винта и дополнительно в результате увеличения скорости
потока, проходящего через двигатель; тяга, развиваемая 'Собст-
венно двигателем, обычно называется реактивной. Поэтому по-
лезная механическая энергия, получаемая за рабочий процесс,
выражается в двух формах: в виде работы, передаваемой винту,
и дополнительно в виде приращения кинетической энергии газов
в двигателе.
Таким образом, для ТВД полная эффективная удельная ра-
бота
Lt=Len+Lep,	(7.7)
где —эффективная удельная /работа, передаваемая винту;
Lgp—удельная работа, сообщаемая газовому потоку.
Удельная работа, передаваемая винту,
где г]Ред — к. п. д. редуктора, учитывающий потерю работы на
треиие в редукторе двигателя;
т]м — механический к, п. д. двигателя, учитывающий затра-
ту части получаемой в турбине работы иа трение н
привод служебных агрегатов (так же, как и в ТРД).
При расчетах можно принимать т]ред=0,974-9,985 и т}м==
=0,974-0,99.
Эффективная работа, сообщаемая газовому потоку;
c2-v2
4=-^-	(7-9)
Полная эффективная мощность Ne, полный эффективный
к. и. д. Tje и полный эффективный удельный расход топлива Се
выражаются теми же уравнениями (3.82), (3.83 а) и (3.86), что
и в случае ТРД.
239
Практически, однако, эффективные .показатели обычно рас-
сматривают ио отношению не к полной, а только к винтовой /ра-
боте. Тогда ,
съье
Ne
“	1000
Т] =---;
" ё^и
с 3»6-106
где 7V7 в кВт, а С, в
СВ	’	СП
КГ
кВт»ч
(1.10)
Тяговые показатели
Применительно к ТВД тяговые показатели могут оценивать-
ся лишь при рассмотрении двигателя 'совместно с винтом как
источником основной тяги. Поэтому ‘полная тяга
/?=/?в+*р,
где RB — тяга, развиваемая винтом;
Rp—дополнительная реактивная тяга, создаваемая двигате-
лем.
В условиях полета (при vn>0) ‘полная тяговая мощность
Nr=^l = Nr +-^ ,
*	1000 в  1000
(7. 11)
(7- 12)
где Nr в кВт;
R v
ZV/?n= iqq"—тяговая мощность, развиваемая винтом.
Из-за потерь работы на трение, закрутку потока и увеличе-
ние кинетической энергии отбрасываемого (воздуха Nl<B<zNeti -
Соотношение между этими мощностями характеризуется к. л. д.
винта
и =_Дд_
Таким образом, т]в показывает, какая часть сообщаемой вин-
ту эффективной мощности используется на тяговую, мощность.
Обычно на основных режимах полета т]в—0,754-0,90.
Используя уравнение (7.13), можно написать:
Л'р-Л',	,
к *» ” 1 1000
(7. 13)
(7. 14)
где реактивная тяга
ЯР=Св(сс— %)•
(7.15)
240
Преобразуя уравнения (7.12) и (7.13), получим полную тягу
R = Ne + д _	(7 16)
в vn
В условиях старта (при ип=0. всегда Nrk =0 и т]в=0. В этом
случае уравнение (7.16) обращается в неопределеииость. Поэто-
му при Цз=0 используют эмпирический параметр
>	(7-17)
который показывает, -сколько ньютон тяги создает винт при
оп=0 на 1 кВт поглощаемой мощности. Обычно т=1°-т-
16 Н/кВт.
Таким образом, при ап=0 (полная тяга может быть выраже-
на следующим уравнением:
/?=^Л4-/?р.	(7.18)
При неизменных прочих параметрах рабочего (процесса, вхо-
дящие в уравнения (7.16) и (7.18) значения^ имогут изме-
няться в зависимости от выбранной скорости газа за турбиной
ст. Увеличение ст приводит к снижению LT (уравнение 7.2), а
следовательно, и Le*t и ; при этом сс и, соответственно,
возрастают. Тот же результат может достигаться путем увели-
чения рт, т. е. снижения лт и 1адот (уравнение 4.70); в этом слу-
чае скорость сс будет возрастать в результате расширения газа
в выходном канале (сопле) при понижении давления до рн-
Для каждого конкретного расчетного случая возможно уста-
новить такое значение сс или соответственно ст (или рт), при ко-
тором (полная тяга будет наибольшей, т. е. получить наивыгод-
иейшее распределение получаемой полной эффективной работы
между винтом и газовым потоком. При этом с увеличением
оптимальное значение ос возрастает. Однако (большей частью
оказывается важным иметь наибольшую 7? в условиях старта, а
для этого случая наиболее выгодно, чтобы р-1=^рн и была бы ми-
нимальная скорость ст, допускаемая турбиной по конструктив-
ным соображениям. Поэтому, как уже отмечалось, наиболее ти-
пичным является условие Дт—рн.
Выражая входящие в уравнение (7.14) мощности через
удельные работы можно получить:
О.4г=°ЛД+ЯрЧ.
НЛП
4=4.4,+^»	<7-19)
где Lr — полная удельная тяговая работа;
сс~v„—удельная дополнительная тяга.
Полная тяговая экономичность может оцениваться на основе
Lr с помощью тех же уравнений (3.98) и (3.99), что и для ТРД.
241
Основные данные двигателя. Эквивалентные показатели
Поскольку характер использования двух получаемых в ТВД
фО|рм механической энергии (Lejt и Lep) для создания тяги
неодинаков, то оценка двигателей с помощью полных эффектив-
ных показателей неудобна — при одинаковой полной эффектив-
ной мощности двигателей и одинаковых качествах виита разви-
ваемые тяги могут быть различными. Также неудобно примене-
ние и полных тяговых показателей, поскольку полная тяга в
сильной степени зависит от свойств установленного на двига-
тель винта. Поэтому ТВД обычно характеризуются следующими
разнородными по своей сущности основными данными: мощно-
стью 7VeB> удельным расходом топлива Сев (уравнение 7.10) и
тягой /?р (уравнение 7.15). Эти данные обусловлены свойствами
только самого двигателя н их удобно определять при его испы-
таниях.
Если известны данные устанавливаемого на двигатель виита,
то, используя данные двигателя, можно определить полные тя-
говые показатели двигателя с винтом, необходимые для расчета
самолета. Одиако различная практическая значимость Ne и
/?р затрудняет сравнение ТВД, так как возможны случаи, когда
один двигатель имеет большую Л^в, но меньшую /?р, чем дру-
гой. Поэтому для получения сопоставимых данных применяют
так называемые эквивалентные показатели. Иногда этн показа-
тели используют и при расчетах.
Под э к в и в а л е н т н о й мощностью Na понимают та-
кую условную эффективную передаваемую на винт мощность,
при которой двигатель с помощью одного винта развивал бы ту
же тягу Л0, что и тягу R, получаемую в действительности с помо-
щью винта и газового потока. Соответствующий Na удельный
расход топлива Са также называется эквивалент-
ным. Исходя из этого определения уравнения (7.16) н (7.18)
для полной тяги при рассмотрении эквивалентной мощности при-
нимают следующий вид:
Т?Э=ЛГ,!^ и
Vn
Так как по условию то при оп>0
TV» iooo55=7V^ W00t.+/?^
vn	vn
поэтому
N,=Ne 4—.
9	» 1000ч,
Аналогично можно получить, что при оп=0.
ЛТ- __ ЛТ- I
(7. 20)
(7. 20а)
242
Во всех случаях
Большей частью в стартовых (стендовых) условиях N9 боль-
ше N* и соответственно Сэ меньше Сев на 8—12%.
Во многих случаях при расчетах-более удобно рассматри-
вать не полные, а удельные мощности, т. е. мощности,' отнесен-
ные к расходу 1 кг/с воздуха через двигатель. Так как общая
связь между мощностью и расходом воздуха выражается урав-
нением
то удельная мощность
лт =2L=-L
у* G. 1000
т. е. удельная мощность однозначно определяется удельной ра-
ботой L.
При рассмотрении удельных мощностей уравнения (7.20) и
(7.20 а) принимают следующий вид:
N 4- /?УлрГя_;
удэ у% I 1000»jB
Ny^Nr"+~’	(7-22)
ГДе *4=^ =
В стартовых условиях Le = 150 000-*-250 000 Дж/кг, чему со-.
ответствует NyKg = 150-*-200 кВт-с/кг, а /?уЛр=200-*-270 Н-с/кг.
Влияние основных параметров рабочего процесса
на удельные показатели двигателя
Влияние основных параметров рабочего процесса — лк* и
2г* — иа удельные эффективные показатели ТВД в принципи-
альном отношении сохраняется таким же, что и для ТРД, по-
скольку сущность рабочего процесса как источника механиче-
ской энергии в обоих двигателях остается неизмеииой. Поэтому
все общие закономерности, полученные ранее для ТРД (разд.
3.5), применимы н для ТВД.
Однако изменение удельных тяговых показателей для ТВД
(если его рассматривать совместно с виитом) получается суще-
243
ственно другим, чем для ТРД. Это различие имеет принципи-
альный характер и обусловлено применением движителя — вин-
та.
Ryd3,Нс/кг
woof—
3000-
2000 —
я^.Н-с/кг
800\—
600\-
Спд,кг/Н-ч-
0,10\-
0М\—
Судз.нг/Н-ч
0,021 Р
. 0,020\-
0,019
Се,Дж/кг
280000 —
21/0000 -
200000 —
160000\-
Се, кг/кВт-
0,20 -
0,28 —
0,27 -
0,26 L—
Как уже известно (разд. 3.4), в ТРД повышение работоспо-
собности процесса приводит к ухудшению использования работы
Le для получения тяги.
Применение /шита позво-
ляет независимо от рабо-
тоспособности процесса,
изменяя количество от-
брасываемого винтом воз-
духа, сохранять одинако-
вую его скорость. В ре-
зультате во всех случаях
может быть подобран
винт, обеспечивающий од-
но и то же использование
работы для получения тя-
ги, т. е. с одинаковым зна-
чением т]в или т. Поэтому
повышение работоспособ-
ности процесса дает боль-
ший эффект в случае
ТВД, чем ТРД.
Для примера на рис.
7.1 показано изменение
удельных тяговых показа-
телей ТВД и ТРД в стар-
товых условиях в зависи-
мости от Гг*. При этом
для большей наглядности
принято, что Le и Се для
обоих двигателей одина-
ковы.
Как видно на рис. 7.1,
при одинаковой Le приме-
стартовых условиях в не-
ПОР 1200 ВЩ)	two 1г. к
Рис. 7.1. Зависимость удельных тяговых
показателей ТВД (Яуд и Судэ) и
ТРД (/?уд и Суд) от температуры газа
перед турбиной Тг* (при одинаковом из-
менении эффективных показателей Le и
Се для обоих двигателей); пк* = 10;
ип=0; Н=0
неиие винта позволяет получить в
сколько раз (в данном случае в 4—5 раз) большую тягу, чем
у ТРД, благодаря большому расходу воздуха через вннт, позво-
ляющему иметь относительно малое увеличение скорости воз-
духа.
Увеличение Le путем повышения Тт* приводит в ТРД к тому,
что, несмотря на снижение Се, ухудшение использования этой
работы обусловливает возрастание Суд. В ТВД увеличение Le
не влияет на экономичность получения тяги, поскольку при этом
возможно сохранять неизменной скорость отбрасываемого вин-
том воздуха, повышая расход его через винт. Поэтому в ТВД
увеличение Тт* приводит к более сильному росту удельной тяги,
244
чем в ТРД; при этом СуДэ непрерывно, хотя и замедленно, сни-
жается, так что для ТВД в отличие от ТРД (разд. 3.5) не име-
ется ГД обеспечивающей в данных условиях максимальную
экономичность.
Различный характер изменения тяговых удельных показате-
лей ТВД и ТРД в зависимости от Тт* обусловлен тем, что при
изменении Тг* величина Le в основном определяется количест-
вом выделяющегося тепла, а не к. п. д. т}е.
При изменении и Гг*=const соотношения между харак-
тером изменения удельных показателей ТВД и ТРД получаются
более сложными. В случае относительно невысоких значений
Лк*, при которых ее изменение несильно влияет на количество
выделяющегося тепла и Le в основном определяется т]е, зависи-
мости удельных тяговых показателей ТВД и ТРД от лк* в ка-
чественном отношении имеют в общем одинаковый характер.
Тепловой расчет
Задачи и условия теплового расчета ТВД в общем те же, что
и ТРД (разд. 3.6). Остается неизменным по своей структуре и
порядок расчета, с той лишь разницей, что в соответствии с от-
личающимися задачами рабочего процесса в заключительной
части расчета используются другие соотношения.
В наиболее простом случае расчета бывает задана N3 (или
Ne ) и требуется определить GB, Ne* (нли соответственно 7Va),
/?р, Се (или Сэ), состояния потока в контрольных сечениях
тракта и другие данные рабочего процесса. Весь расчет произ-
водится в следующем порядке:
I)	руководствуясь теми же соображениями, которые уже от-
мечались при рассмотрении расчета ТРД (разд. 3.6), выбирают
лк* и Гг* и устанавливают возможные значения входящих в
расчет коэффициентов потерь;
2)	с помощью той же системы расчетов, которая применяется
при расчете ТРД, определяют параметры состояния затормо-
женного потока во всех контрольных сечениях тракта двигате-
ля, кончая сечением г—г перед турбиной;
3)	используя уравнения (7.2)—(7.4) и (7.6), подсчитывают
£т и действительные параметры газового потока иа выходе из
двигателя (в сечении с—с);
4)	по уравнениям (7.8) и (7.22) находят LCb, Nyng э /?уДр н,
если требуется, ЛгуДэ;
5)	на основе полученных удельных показателей определяют
GB— ЛГэ—/или
^УЛэ \
и, исходя из него, Ne^ (или Л'э) и /?р;
6)	с помощью уравнений (7.10) и (7.21) находят Се* и Сэ.
245
7.2. Характеристики ТВД
Общие соображения, приведенные при рассмотрении харак-
теристик ТРД (разд. 5.1), относятся в целом и к ТВД. Также
сохраняется без изменения и номенклатура основных характе-
ристик, которые показывают зависимость показателей двигателя
от главных изменяющихся в эксплуатации факторов — скоро-
сти полета, высоты и используемого режима работы (нагрузки)
двигателя.
Режимная характеристика
Режимной (нагрузочной или дроссельной) характеристикой
ТВД называется соотношение между Ne^ Се^ и п, полу-
чаемое в случае изменения при работе двигателя на одной
и той же Н при постоянной скорости уп.
Таким образом, режимная характеристика показывает дан-
ные двигателя на различных используемых режимах его работы
при неизменных высотно-скоростных условиях.
В тех случаях, когда режимная характеристика относится к
условиям Я—О и ип=0, оиа часто называется стендовой
(как н для ТРД).
Как уже отмечалось (разд. 5.2), при неизменных высотно-
скоростных условиях частота вращения ТРД однозначно опре-
деляет все параметры рабочего процесса и соответственно R и
Суд. Поэтому для ТРД имеется лишь одна единственно возмож-
ная зависимость R и Суд от п, вследствие чего его режимная
характеристика обычно и называется характеристикой по часто-
те вращения. Объясняется это тем, что в ТРД баланс мощностей
замкнут в системе самого двигателя, так как (уравнение 3.49)
Чм
Поэтому для данной п существует лишь одна величина Гг*,
при которой одновременно достигается как равенство расходов
через турбину и компрессор, так и баланс мощностей.
В ТВД подобная закономерность отсутствует. Мощность,
развиваемая турбиной одиовального ТВД, может быть выраже-
на, исходя из следующего соотношения, получаемого на основе
уравнения (7.8), если в ием от удельных работ перейти к мощно-
стям (путем перемножения всех членов на GB/1000):
откуда
"Чред "Чм
246
Следовательно, при n=const мощность N, может быть раз-
личной, лишь бы получаемая при этом избыточная мощность
Nets поглощалась полезным сопротивлением — воздушным вин-
том.
На ТВД применяются так называемые винты изменяемого
шага ВИШ, у которых лопасти могут поворачиваться в своих
втулках и тем самым при одной и той же п изменять поглоща-
емую мощность в достаточно широких пределах.
Таким образом, ТВД при заданной п может развивать раз-
личную и, следовательно, работать с разными Nf и соответ-
ственно Тг*. При этом величина последней просто изменяется пу-
тем регулирования расхода поступающего в камеры сгорания
топлива. В результате в зависимости от величины Гг* рабочая
точка на характеристике компрессора может перемещаться по
кривой п~const, причем каждое местоположение рабочей точ-
ки однозначно определяет параметры рабочего процесса и пока-
затели двигателя при дайной п.
Определение данных ТВД, соответствующих любой рабочей
точке на характеристике компрессора, можно производить в
следующем порядке:
1)	устанавливают по характеристике компрессора для вы-
бранной рабочей точки значения (?Впр, л* и т]*д , после че-
го, исходя из параметров воздуха на входе в компрессор, нахо-
дят действительное значение 6'п:
G =0	;
в Brf₽101325 у т\
2)	используя уравнение (5.1 аК в котором расчетный режим
считается исходным, и принимая Лт—1 и Р*„~Р*И » опреде-
п исх
ляют температуру Гг*, при которой этот расход будет иметь ме-
сто в турбине:
г. (2S».	(7.23)
исх \ GB Лкисх /
при этом под исходным режимом понимают режим, для которо-
го известны все данные рабочего процесса;
3)	по уравнению (4.70) подсчитывают полную располагае-
мую работу £аДот, причем можно считать, что Лт=рг*1рн (т. е.,
что р-г—рн); так как согласно уравнению (5.13 а)
Р* *
— Яов°КЛГ»
РН
то при неизменных высотно-скоростных условиях (когда лс=
247
=const), пренебрегая возможным небольшим изменением ок.сг,
допустимо принимать:
=лт
‘исх

Лкисх
4)	с помощью уравнения (7.3) находят температуру Тт; при
не очень точных расчетах принимают	;
5)	исходя из условий расхода газа через проходное сечение
тракта за турбиной определяют получаемую там скорость ст,
поскольку сохраняется FT=const, то для рассматриваемого и
исходного режимов можно написать (принимая Gr= GB):
(?в=^^тс-г—ст;
в т«т т т .ур т’
О — F Рг«а. с
°ИСХ * p'f ‘исх
’исх
при Pi=PH И Р^=Рн,^
°*	_ РН Ггк, Ч-
т ст
1 1 тисх
°ви« /’«ВИ.
И
GB Рн„су,	Тг
-—5-------—--——
- ’	О, ЛИ Т,
висх	тисх
при условии Я=const и рн=рНжт
GB Тт
СТ=СГ ------------— .
т исх Св Т.г
"исх ‘исх
(7.24)
(7. 24а)
6)	исходя из полученных данных, используя уравнение (7.2),
подсчитывают получаемую в турбине работу £т, принимая при-
ближенно чаДт=паДтНсх;
7)	с помощью уравнений (7.8) и (7.10) определяют переда-
ваемую иа винт Le* и N6r, причем принимают Чм^Чм и
4pM=4pMjlcx; работу для рассматриваемой рабочей точки
подсчитывают по уравнениям (3.20) и (3.22);
8)	находят величину реактивной тяги по уравнению (7.15),
причем (уравнение 7.4) ес=<рсст (принимая <рс—<Рсисх);
9)	используя уравнение (3.30), подсчитывают относительный
расход топлива gT; при этом считают £к.сг—£к.сгнсх’ 7/u=const и
£Во=const, а значения теплоемкостей определяют по данным
рис. 3.12; величину Tv* находят предварительно по уравнению
(3-24);
10)	по уравнениям (7.10) находят Ч«в и С .
Следует иметь в виду, что по мере перемещения рабочей точ-
ки компрессора при л=const в сторону границы устойчивости
248
соответствующая Тт* быстро возрастает, поскольку при этом
растет ли*, а 6В постоянен или снижается (уравнение 7.23).
Расположение рабочих точек при различных п иа характери-
стике компрессора обусловливает характер «протекания» рабо-
чей линии, который, следовательно, тоже может быть различным,
определяя закономерности соотношений между Ne >
и п, т. е. вид режимной характеристики. При этом ие существу-
ет общей для всех двигателей формы расположения рабочей ли-
нии, поскольку наиболее рациональное расположение ее на ха-
рактеристике компрессора зависит от конструктивных особенно-
стей двигателя, свойств устанавливаемого винта, высотно-ско-
ростных условий, при которых двигатель в основном использу-
ется, и др.
Для выяснения влияния характера «протекания» рабочей ли-
нии иа показатели и свойства двигателя можно ограничиться
рассмотрением двух наиболее простых случаев:
1) когда рабочая линия «протекает» при переменной п и
соответствует условию сохранения постоянного запаса устойчи-
вости ку (уравнение 5.10);
2) когда рабочая линия соответствует работе двигателя при
постоянной и=«макс и, следовательно, совмещается с кривой
«макс=соп&1 на характеристике компрессора.
Для примера на рис. 7.2 показана характеристика компрес-
сора одновального ТВД с нанесенными на нее применительно к
этим двум случаям рабочими линиями, относящимися к стендо-
вым условиям. Принято, что в обоих случаях двигатель работа-
ет на одинаковом исходном максимальном режиме с лМакс=
ппр=15200 об/мин, лк*=7,7, Тг*=1230 К и G„np =18,75 кг/с.
При этих параметр ах и обычном уровне потерь он имеет	=
= 3500 кВт; Rp=4100 Н и Сев =0,362 кг/кВт-ч. Соответствую-
щее этим исходным данным изменение параметров рабочего
процесса и основных показателей двигателя в зависимости от
степени использования наибольшей располагаемой мощности
Л7„=л^«./лг«»такс показано па рис. 7.3 и 7.4.
Как видно иа рис. 7.3, при п=const уменьшение Гг* (путем
снижения подачи топлива) в соответствии с характеристикой
компрессора происходит почти при GB=const. Поэтому падение
Тт* однозначно определяет уменьшение (уравнение 7.23) и
соответствующее ему по характеристике компрессора сниже-
ние . Все это приводит ие только к уменьшению Le„ и,
соответствеиио, но и к ухудшению экономичности, т. е. С₽в
быстро возрастает (см. рис. 7.4). Падение Тг* обусловливает
уменьшение Гт, что вызывает понижение сс, а следовательно, н
(см. рис. 7.4).
249
Рис. 7.2. Обобщенная характеристика компрессора:
/—рабочая линия при n=var;' 2—рабочая линия при n=const
Рис. 7.3. Изменение данных рабо-
чего процесса ТВД при относитель-
ном снижении мощности
Рис. 7.4. Зависимость основных пока
зателей ТВД от относительного сни
жения мощности
250
При переменной п снижение NeR обусловлено совместным
влиянием уменьшения ие только Тг* н лк* (как при n=const),
но и GB (см. рис. 7.3); прн этом уменьшение лк* происходит
главным образом в результате перехода на более низкие п и при
одинаковых значениях NeB оио получается намного большим,
чем при сохранении w=const. Так как рабочая линия проходит
через зону наибольшей экономичности компрессора, то
при снижении п сначала возрастает и лишь в дальнейшем начи-
нает уменьшаться. Хотя на всем рассматриваемом диапазоне из-
менения двигатель работает с более высокими значениями
П*д , чем при п— const, снижение GB и меиьшие значения лк*
приводят к тому, что при той же Л'^ требуемая Тт* получается
выше.
Несмотря на более высокие значения и Тт* экономич-
ность двигателя при уменьшении Ng ухудшается примерно так
же, как и в случае л—const. Объясняется это влиянием более
сильного падения лк*.
Несколько лучшая экономичность при п—var, полученная в
рассматриваемом конкретном примере (рис. 7.4), в общем не яв-
ляется обязательной: соотношение между Се при n=const и
n=var в сильной степени зависит от ряда факторов, как-то; от
вида характеристики компрессора, от расположения на ней ра-
бочей точки при пмакс и др.
Ухудшение экономичности двигателя на частичных режимах
весьма существенно. Так, в рассматриваемом примере
возрастает против его значения на максимальном режиме при
NC(i —в среднем иа 20%, а при 2V€b=0,35 — на 40%• По-
добное же снижение экономичности наблюдается и при других
условиях получения частичных режимов и является достаточно
типичным для 1ВД.
Поскольку экономичность двигателя при всех условиях по-
лучения частичных режимов изменяется примерно одинаково, то
при выборе этих условий в основном руководствуются другими
соображениями.
Использование на частичных режимах пониженных п облег-
чает работу подшипников и снижает действующие напряжения
во вращающихся элементах конструкции. Однако эти преимуще-
ства не настолько существенны, чтобы принимать работу с п=
= var обязательной. Наоборот, во многих случаях предпочита-
ют сохранять п—const во всем рабочем диапазоне изменения
так как при этом:
I)	двигатель работает на пониженных длительно используе-
мых NeB при несколько меньших Гг*, а следовательно, и тепло-
вых нагрузках;
251
2)	постоянная частота действия сил, возбуждающих колеба-
ния (в основном обусловленных неидеальной балансировкой
ротора), облегчает устранение резонансных вибрационных на-
грузок конструктивными мероприятиями;
3)	поручаемое расположение рабочей линии иа характери-
стике компрессора и неизменность скорости вращения ротора
двигателя и виита позволяют сократить продолжительность пе-
рехода от минимальной NeB к максимальной, т. е. улучшают так
называемую приемистость двигателя. В этом случае расположе-
ние рабочей линии допускает более сильное повышение Тт* на
переходном режиме, чем при л=уаг, когда оно ограничено рас-
полагаемыми значениями ку. В отличие от случая n=var при
п=const продолжительность выхода иа максимальный режим
нс зависит от времени, необходимого для раскрутки ротора дви-
гателя и винта.
Режимная характеристика рассматриваемого двигателя при
n=var (называемая также характеристикой по л), показана на
рис. 7.5, а при n=const — на рис. 7.6. В последнем случае по
оси абсцисс обычно откладывают часовой расход топлива
(Се )
' ев ев'
Для ТВД сохраняется та же номенклатура основных стендо-
вых режимов, что и для ТРД (разд. 5.2), т. е. различают макси-
мальный, номинальный и максимальный крейсерский режимы,
которые показаны на рис. 7.5 н 7.6. Соотношения между Ne иа
этих режимах остаются такими же, что и для ТРД. т. е.
N,, =(0,85-1-0,90)NtB ; N =(0,80 = 0,90) W .
ном	“макс “м.кр	“ном
Вииты, устанавливаемые на ТВД, снабжены регуляторами
частоты вращения, которые автоматически путем поворота ло-
пастей поддерживают неизменной заданную п независимо от ве-
личины сообщаемого вииту крутящего момента; при этом поп-
держиваемая постоянной п может в течение работы двигателя
изменяться перенастройкой регуляторов.
Изменение Ne& в случае режимной характеристики с n=var
достигается перенастройкой регулятора винта на желаемую п, а
соответствующий этой п при существующих высотно-скоростных
условиях расход топлива устанавливается автоматически.
Если по режимной характеристике сохраняется п=const, то
регулятор п служит лишь для выполнения этого условия, а изме-
нение NgB достигается непосредственным регулированием расхо-
да поступающего в двигатель топлива.
Скоростная характеристика
Скоростной характеристикой ТВД называется зависимость
его основных показателей (А^в» /?р и от скорости поле-
252
Рис. 7.5. Режимная
рактеристика ТВД
n=var
п. об/мин
Рис. 7.6. Режимная
рактеристика ТВД
л=const.
253
та при постоянной, обычно максимальной, п на одной и той же Н.
При рассмотрении скоростной характеристики принимают
Tr*=const, что при Пмакс—const обеспечивает получение макси-
мально возможных мощностей при всех скоростях полета. Усло-
вие Тг*=const допускалось ранее и при приближенном расчете
скоростной характеристики ТРД (разд. 5.3), однако в том слу-
чае оно вытекало из принципиальных особенностей рабочего про-
цесса двигателя и с некоторой степенью точности являлось неиз-
бежным. В случае же ТВД поддержание Тг*=const в общем не
обязательно и должно обеспечиваться соответствующим автома-
тическим регулированием расхода топлива.
Для получения более точных результатов расчет скоростной
характеристики двигателя следует производить с использовани-
ем характеристики компрессора, а в некоторых случаях и турби-
ны. При подобном расчете данные двигателя для каждой v„ на-
ходят с учетом расположения рабочей точки на характеристике
компрессора в том же порядке, что и при расчете режимной ха-
рактеристики; разница состоит лишь в том, что рабочая точка
должна лежать на соответствующей кривой Лпр=соп&1 (своей
для каждой vB вследствие изменения Тв*) и ее местоположение
определяется условием равенства расходов через компрессор и
через турбину при заданном значении Гг*.
Однако с целью упрощения вычислений и устранения необхо-
димости иметь характеристику компрессора возможно использо-
вание более приближенного расчета, прн котором допускают, что
при л== const сохраняются неизменными £к и ‘ ч* . Подобные
же допущения принимались и прн расчете скоростной характе-
ристики ТРД (разд. 5.3).
Так как все процессы в ТВД и в ТРД до турбины протекают
одинаково, в обоих случаях считают (хотя и по разным причи-
нам) Тг*=const и для турбин обоих двигателей принимают
4Т=const, то определение зависимостей члОб, GB и gt от vn для
ТВД можно делать с помощью тех же уравнений, что и для ТРД.
После этого остальные параметры процесса н показатели двига-
теля рассчитываются так же, как и для режимной характеристи-
ки (начиная с п. 3 порядка расчета); при этом однако следует
иметь в виду, что подсчет значений лт должен производиться ис-
ходя из Лоб (поскольку тс® ==var) и что работа £к=£кисх== const.
Для примера на рис. 7.7 показана зависимость от vn основ-
ных параметров рабочего процесса того же двигателя, для кото-
рого была рассмотрена режимная характеристика. Как видно,
изменения лоб, GB н g? сохраняются теми же, что и для ТРД (см.
рис. 5.10 и 5.11) и пб тем же причинам.
Повышение рт* при постоянном давлении рн за турбиной
влечет за собой увеличение лт, что обусловливает возрастание
£аДот (уравнение 4.70); поскольку при этом Тт* и ЧаДт приии-
254
маются постоянными, то рост £адОт вызывает снижение	
(уравнение 7.3). Однако это снижение температуры газа относи-
тельно невелико, поэтому при увеличении GB повышается и ско-
рость ст (уравнение 7.24 а); обусловленное этим возрастание
Рис. 7.7. Изменение данных рабочего про-
цесса ТВД по скоростной характеристике
кинетической энергии газа за турбиной приводит к тому, что £т
увеличивается менее сильно, чем £аДот (уравиеиие 7.2). Так
как т]ред близко к единице, а £It/i]M=const, то приращение Le*
получается примерно таким же, что и £т (уравнение 7.8); по-
скольку однако £₽в составляет небольшую часть от £т, то отно-
сительное (процентное) увеличение L€b получается намного (в
2—3 раза) большим, чем £т.
Повышение ст приводит и к соответствующему росту сс, кото-
рый однако получается намного меньшим, чем увеличение оп, по-
этому /?ул быстро уменьшается. При небольших исходных
(при оп—Ь) значениях сс или при большом увеличении воз-
можны случаи, когда cc<ZvSt и /?удр становится отрицательной;
в этих случаях двигатель не развивает дополнительную тягу, а,
255
наоборот, создает дополнительное аэродинамическое сопротив-
ление, т. е. силу, действующую против направления полета.
Соответствующая приведенным на рис. 7.7 данным скорост-
ная характеристика двигателя показана на рис. 7.8. Как видно,
с увеличением ип мощность существенно повышается в ре-
зультате совместного влияния возрастания GB и Lej прн этом
Се уменьшается, поскольку Le* растет, a падает. Сильное
уменьшение /?уд приводит к тому, что снижается, несмотря
на увеличение Gb-
вых показателях силовой установки с таким двигателем, по-
скольку они в сильной степени зависят и от свойств винта. Для
выяснения этого вопроса и а рис. 7.9 показаны изменения R и
СУд по t'n для ТВД с винтом, полученное по данным рис. 7.8. При
этом подсчитаны с помощью уравнений (7.16) н (7.18), прини-
мая условно, что при Пп—0 т= 14,5 а при увеличении
от 0 до 100— ^возрастает от 0 до 0,8, в дальнейшем оставаясь
с
постоянным. Соответствующие значения СуД определялись, как
отношения часового расхода топлива (Се /v'к /?.
Для сравнения там же приведена скоростная характеристика
ТРД с такими же параметрами рабочего процесса.
Как видно, на старте (vn=0) вннтотурбиниая силовая уста-
новка позволяет иметь в несколько раз (в данном случае в 3,8
раза) большую 7?, чем турбореактивная, в результате использо-
вания для создания 7? большей массы воздуха, разгоняемой до
меньшей скорости. Получаемые при этом количественные соот-
ношения могут быть ориентировочно оценены следующим об-
разом. Если пренебречь разницей в Ne обоих двигателей (обус-
ловленной большими потерями в турбине и редукторе ТВД, чем
256
в выходном сопле ТРД) и не учитывать наличие /?р (принимая
н дополнительных потерь энергии на винте, то можно
приближенно считать (разд. 3.5), что увеличение в 3,8 раза
прн одинаковой JVe обусловлено снижением скорости отбрасыва-
емого винтом воздуха св в 3,8 раза против скорости газов в ТРД.
Однако при той же сообщаемой потоку мощности расход воздуха
через винт должен быть в большим, чем через ТРД, т. е.
в данном случае в 14,5 раз; при учете дополнительных потерь и
наличия это соотношение расходов увеличится примерно до
20. Получение требуемого очень большого расхода воздуха и
обусловливает необходимость выполнять вннт с большим диа-
метром и, следовательно, при ограниченной величине окружной
скорости с малой частотой вращения.
Меньшая интенсивность разгона потока на винте приводит
к тому, что прн малых сп значения -qB получаются намного боль-
шими, чем tin у ТРД, что и обусловливает соответствующие со-
отношения Л; однако с увеличением гп сильно возрастает
(см. рис. 5.14), приближаясь к tjb, поэтому разница в получаемых
все время сокращается. На соотношение влияет также то,
что в области высоких ип (свыше 250—300 м/с) т)в начинает па-
дать; поэтому тяга вннтотурбинной установки при больших оп
получается даже меньшей, чем турбореактивной.
9	2563
257
Так как основные параметры рабочего процесса у обоих дви-
гателей одинаковы, то онн имеют и равные часовые расходы топ-
лива. Поэтому СУд для рассматриваемых силовых установок при
данной fn изменяются обратно пропорционально получаемой /?.
Таким образом, в области небольших ип силовые установки с
ТВД получаются намного экономичнее, чем с ТРД.
Высотная характеристика
Высотной характеристикой ТВД называется зависимость его
основных показателей (7Vea, и ^ев) от Я при t'n=const и
одной и той же (обычно максимальной) п. Таким образом, вы-
сотная характеристика дополняет скоростную, поэтому их сов-
местное рассмотрение при различных ип и Н позволяет иметь
располагаемые данные двигателя при любых высотно-скорост-
иых условиях полета.
Высотная характеристика, как и скоростная, рассматрива-
ется (по тем же причинам) при Tr*~ const, н работа двигателя
по этим характеристикам различается лишь внешними услови-
ями. Поэтому методика расчета высотной характеристики со-
храняется в общем той же, что и скоростной; разница заключа-
ется лишь в том, что в данном случае необходимо учитывать
изменение рн и Тн с высотой по стандартной атмосфере, прини-
мая i»n=const.
Зависимости лОб, GB н от Я определяются приближенно с
помощью уравнений, использованных ранее прн расчете высот-
ной характеристики ТРД (разд. 5.4). После этого другие пара-
метры рабочего процесса и основные показатели ТВД находят-
ся тем же путем, что н при расчете его режимной характеристи-
ки (начиная с п. 3 порядка расчета). При этом, однако, следует
иметь в виду, что определяя лт, нужно рассматривать лОб (по-
скольку Яг, зависит от Н) и что по условиям расчета принимает-
ся £к/т)м=const; кроме того, учитывая уравнение (5.22), подсчет
ст с помощью уравнения (7.24) может быть упрощен:
С =С	^^нсх	rto6
т т”сх GB ри Тт Тисхлсб Гт
“исх гп	*нсх	оиисх	'исх
Зависимость от Н при vB—150 м/с некоторых параметров ра-
бочего процесса того же двигателя, для которого были рассмот-
рены режимная н скоростная характеристики, показана на рнс.
7.10. Как видно, закономерности изменения лОб, GB и g^ сохраня-
ются такими же, что и для ТРД (см. рис. 5.18 и 5.19).
Поскольку принимается, что на всех Н сохраняется условие
Р’Г=Рн, то лт изменяется пропорционально лОб» в результате до
И км (при 7’г*=const) £аД(,т возрастает, а Тт (при 11алт=
—const) снижается.
Так как до 11 км 6В падает менее сильно, чем то, несмот-
ря на уменьшение объемный расход газа за турбиной увели-
258
Рис. 7.10. Изменение данных рабочего про-
цесса ТВД по высотной характеристике
Рис. 7.11. Высотная характеристика ТВД
9*
259
чиваегся, что вызывает рост ст; связанное с этим повышение ки-
нетической энергии газа за турбиной приводит к тому, что £т
возрастает менее сильно, чем £адот- Увеличение £т обусловли-
вает, как и в случае скоростной характеристики, в процентном
отношении намного более сильное повышение L .
ев
Увеличение сс в результате роста ст, при сохранении ип—
=const обусловливает повышение /?уДр; при этом относитель-
ное возрастание А'удр получается тем большим, чем при Н=()
сс ближе к уп, т. е. чем меньше исходное значение/?уЛр.
Соответствующая указанным ранее данным высотная харак-
теристика двигателя приведена на рис. 7.11. На высотах до
11 км возрастание приводит к тому, что падает еще
медленней, чем GB, и, следовательно, намного слабее, чем Рн-
Вследствие увеличения лоб повышается экономичность рабочего
процесса и Leg растет быстрее, чем g-r, а Сев снижается. Силь-
ное увеличение Rvn в значительной степени компенсирует па-
у р
дение GB и уменьшается лишь немного; следует, однако,
иметь в виду, что в этом диапазоне высот характер изменения
сильно зависит от изменения 7?уДр, — возможны случаи на-
столько сильного возрастания ^УДр, что несмотря на снижение
GB, Rp до 11 км увеличивается.
В области Я>11 км удельные показатели двигателя остают-
ся неизменными и N£b и Rp снижаются пропорционально GB,
т. е. пропорционально рн-
Таким образом, при увеличении Н до 11 км все удельные по-
казатели ТВД, как н ТРД, улучшаются, что обусловлено сниже-
нием температуры поступающего в двигатель воздуха.
Турбовинтовой двигатель, как всякий авиационный двига-
тель, в основном эксплуатируется в высотных условиях, а проч-
ность его конструкции рассчитывается применительно к работе
у земли, когда NSb максимальна. В результате масса двигателя
(главным образом, его редуктора) получается большей, чем это
требуется для обеспечения надежной работы при летной эксплу-
атации. Для устранения этого недостатка в некоторых случаях
используют так называемые высотные ТВД.
Высотный ТВД работает у земли с ограниченной Ng , так
как используется при пониженных значениях Гг* и п (или толь-
ко Тт*). При подъеме Тт* и п повышаются таким образом, что,
несмотря на увеличение Я, N€b сохраняется примерно постоян-
ной. Поддержание Ne происходит до той Н, на которой Тт* и
п достигают максимально допустимых величин. Начиная с этой
Н порядок работы высотного ТВД становится таким же, как и
невысотного: при дальнейшем увеличении Н Тг* и п остаются
постоянными, a NgB падает.
260
Ограничение величины Л7^ позволяет снизить массу конст-
рукции так, что на больших Н, на которых двигатель работает
с максимальными значениями Тт* н л, он при меньшей массе
развивает ту же что и соответствующий невысотный дви-
гатель.
Недостатком высотного ТВД является то, что прн работе у
земли и на малых Н он развивает меньшую N£b, чем допуска-
ют размеры и конструкция его проточной части, которая, следо-
вательно, используется неполностью; результатом этого явля-
ется ухудшение экономичности, т. е. более высокие значения
Сев- Кроме того в этих условиях силовая установка с высотным
ТВД получается относительно более тяжелой, чем с невысотным,
поскольку достигаемый выигрыш в массе конструкции оказыва-
ется намного меньшим, чем соответствующее ему снижение
7.3. Особенности рабочего процесса и
характеристик двигателей со свободной турбиной
Как уже отмечалось (см. рнс. 1.10), в некоторых случаях
ТВД выполняются со свободной турбиной, служащей для вра-
щения вннта. Многие турбовальные двигатели также выполня-
ются со свободной турбиной; в авиации подобные двигатели при-
меняются в качестве вертолетных (см. рис. 1.11).
Двигатель со свободной турбиной можно рассматривать как
турбореактивный, в котором выходное сопло заменено свобод-
ной турбиной. Поэтому рабочий процесс в турбокомпрессорной
части двигателя со свободной турбиной сохраняется таким же,
как и в ТРД, н для него могут быть использованы все соответст-
вующие методы расчетов, включая определение параметров за-
торможенного потока за турбиной компрессора —- р*к и Г* к.
Можно считать, что эти же параметры остаются без изменения
н на входе в свободную турбину, поскольку обычно она располо-
жена непосредственно за турбиной компрессора. Прн этом допу-
щении и (как и раньше) рСл=рн соответствующая располага-
емая адиабатическая работа
------------------------------------(7-25)
где
Рс.т Рн
Удельная работа Lc.i, получаемая от газа в свободной тур-
бине, определяется так же, как и работа £т в одновальном дви-
гателе (уравнение 7.2):
261
а температура газа за свободной турбиной находится из соотно-
шения, аналогичного уравнению (7.3):
у ___у* адос.т »,
1 ел — ' Т.к	«ад^-
Ср
Удельная эффективная работа, передаваемая винту (или во-
обще полезной нагрузке):
~ ^с.-тЛмс^ред’	(7. 26)
где TL =0,98^-0,99— механический к. п. д. узла свободной
турбины, учитывающий в основном поте-
ри на трение диска турбины (о воздух)
и вала.
Для турбовальных двигателей, не имеющих редуктора:
Le=Lc.r^,.	(7.26а)
Определение остальных параметров рабочего процесса и по-
казателей двигателя делается с помощью тех же уравнений, что
и для одновального двигателя.
Работа двигателя со свободной турбиной по режимной ха-
рактеристике получается примерно такой же, что и ТРД, по-
скольку в обоих случаях параметры рабочего процесса для дан-
ной частоты вращения турбокомпрессора /zT.H однозначно опре-
деляются условиями совместной работы компрессора и турби-
ны (разд. 5.2); объясняется это тем, что пропускная способность
свободной турбины (параметр расхода 4с.т) на основных режи-
мах почти не зависит от ее частоты вращения яс.т.
Таким образом, режимная характеристика двигателя всегда
представляет собой характеристику по лт.к; при этом на основ-
ных режимах обычно псл=const. Получаемое изменение основ-
ных показателей двигателя (7V#b, и в общем име-
ет тот же характер, что н рассмотренный ранее для ТВД при
работе с w=var (разд. 7.2).
Скоростная и высотная характеристики двигателя со свобод-
ной турбиной при сохранении Нт.к=const и nc.T=const имеют
тот же внд, что и одновального ТВД. При расчете этих характе-
ристик значения /?*к и Т*к определяются так же, как и при
соответствующих расчетах характеристик ТРД, а параметры
свободной турбины подсчитываются по той же методике, что и
турбины одновального ТВД(рассматривая лишь р*к и Т*к
вместо р* и Т*).
При рассмотрении двигателей со свободной турбиной помимо
обычных характеристик еще используется характеристика по
пг.т, которая показывает изменение основных показателей дви-
гателя в зависимости от псл при сохранении nT.K=const и неиз-
менных высотно-скоростиых условиях.
Как уже отмечалось, на основных режимах величина псл
практически ие отражается на пропускной способности свобод-
262
ной турбины н 4c.T=const. Поэтому при пт.к=const сохраняются
неизменными рт.к, 7'*к (а следовательно, £аяост) и 6В; кроме
того, поскольку турбокомпрессор работает иа одном и том же
режиме, то остается одинаковым и g?. При этих условиях зави-
симость основных показателей двигателя от пс,т обусловлена
только изменением к. п. д. свободной турбины при работе с пе-
Рпс. 7.12. Характеристика ТВД по
частоте вращения свободной турбины
ременной окружной скоростью рабочих лопаток и постоянной
^аЛост» т. е. с переменным отношением — .
Как известно (разд. 4.3), в подобных случаях зависимость
к. п. д. турбины по пс т имеет максимум н соответственно такой
характер имеет н зависимость Afe от’Лс.т. Поскольку при этом
сохраняется GT=const, то Се изменяется обратно пропорци-
онально Ne^ При снижении к. п. д. турбины температура ухо-
дящих газов возрастает, что при GB—const приводит к увеличе-
нию их скорости; поэтому /?р изменяется в другом направлении,
чем т- е- максимальному значению последней соответству-
ют минимальные значения и Се , и Rp.
Характеристика двигателя со свободной турбиной по псл по-
казана на рис. 7.12. Как видно, изменение п.сл в довольно широ-
ком диапазоне несильно отражается на основных показателях
двигателя, что обеспечивает возможность его эффективного ис-
пользования при переменной частоте вращения полезной нагруз-
ки.
7.4. Приведение данных ТВД к стандартным
атмосферным условиям
Основные показатели ТВД у земли или на одной и той же И
могут сильно отличаться в результате возможных изменений рн
и Тн, обусловленных различными сезонными или географиче-
263
сними условиями. Принципиальный характер влияния рн н Тн
был уже установлен при рассмотрении высотной характеристи-
ки (разд. 7.2); при понижении Тн возрастает лОб, что в случае
Рн—const вызывает рост Ne* н Rp и снижение Се*, падение рн
при Ги=const приводит к пропорциональному уменьшению
7V€bh /?р, причем С₽в остается постоянным.
Однако анализ высотной характеристики ТВД так же, как
раньше и ТРД (5.4), был сделан приближенно, при ряде допу-
щений, нз которых основными являлись условия, что при п—
—const остаются неизменными Lk и т]*Лк- Погрешности, обус-
ловленные этими допущениями, особенно существенны прн при-
ведении замеренных показателей двигателя к стандартным ат-
мосферным условиям, которое должно выполняться с достаточ-
но большой точностью. В этих условиях необходимо учитывать
изменения параметров компрессора, как это уже делалось при-
менительно к ТРД (разд. 5.2).
Как и в случае ТРД, задача приведения полученных экспе-
риментально показателей ТВД к стандартным атмосферным ус-
ловиям сильно упрощается, если использовать подобные режи-
мы работы. При этом получаются следующие соотношения меж-
ду показателями двигателя на подобных режимах, вытекающие
из общих для всех двигателей условий подобия (разд. 5.1).
Так как на подобных режимах прн «/^7^=const н ^^25—
Рн
—const сохраняются условия T*JTH—const и T^/TN=const и, сле-
довательно, LJTH—const и ЬХ[ГН=const, то для одновальных
двигателей согласно уравнению (7.8)
----it ^const=K\.
Тн \Тн THr^J *ел
Поскольку при этом G --——К* то
Рн
N __	= К\ТнКчРн
*	1000	1000/Гл	1000 К нРн'
т. е.
**^=const.	(7.27)
Рн V Тн
Изменение Rv на подобных режимах определяется тем же со-
отношением, что и R для ТРД (уравнение 5.8):
-^2-=const.	(7.28)
РН
264
Поскольку на подобных режимах принимается g^jTH—
=const=Лв, то по уравнению (7.10)
1)	Const.
в	К*ТнНи
п 3,6-106	,
С- =—!----------- const.
(7.29)
Однако практическое использование этих уравнений для це-
лей приведения показателей к стандартным атмосферным усло-
виям одновальных двигателей обычно оказывается невозмож-
ным; в этих двигателях соотношение между Л^и (а следователь-
но, и всеми параметрами рабочего процесса) и п по режимной
характеристике зависит от принятых условий регулирования,
причем во многих случаях даже сохраняется п=const (разд.
7.2) независимо от величины Тн. Поэтому приведение показате-
лей одиовальных ТВД к стандартным атмосферным условиям
делается на основании статистических данных и результатов
специальных испытаний.
В двигателях со свободной турбиной при условии 11с.т/п?.к—
=const частота вращения турбокомпрессора, как и в ТРД, од-
нозначно определяет все параметры рабочего процесса н пока-
затели двигателя (при постоянных атмосферных условиях и не-
изменяемой форме проточной части). Поэтому получаемые прн
этих условиях экспериментальные данные стендовой характери-
стики (по частоте вращения пт.к) могут быть пересчитаны с су-
ществующих атмосферных условий на стандартные, используя
соотношения для подобных режимов. Легко видеть, что эти со-
отношения для двигателей со свободной турбиной сохраняются
такими же, что и для одновальных. Поэтому, исходя из уравне-
ний (7.27)—(7.29), приведенные к стандартным земным атмо-
сферным условиям (рн= 101300 Па и Тн=288 К) значения п,
и Сев могут определяться по следующим формулам:
N = К W1300 ,/ 288.
' PH V ТН'
„	101300 .
^р.пр	’
(7.30)
265
Этн формулы приведения, как и лежащие в их основе усло-
вия подобия, являются приближенными. Поэтому в случаях вы-
соких требований к точности приведения оказывается необходи-
мым (как н для ТРД) использовать результаты специальных ис-
пытаний.
Глава 8
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТУРБОРЕАКТИВНЫХ ДВУХКОНТУРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ (ТРДД)
8.1. Особенности рабочего процесса
Как уже отмечалось (см. рнс. 1.12), в ТРДД тяга создается
двумя путями — разгоном газового потока в первом контуре
и воздушного — во втором. Таким образом, в ТРДД, как н
в ТВД, для создания тяги используются дополнительные массы
воздуха, не участвующие в тепловом процессе. Однако в ТВД
для разгона внешнего воздушного потока необходим вннт, без
которого он является в основном только источником мощности.
Включение в конструкцию двигателя устройства для разгона
дополнительного воздуха в виде вентилятора илн низконапор-
ного компрессора не позволяет в ТРДД использовать для созда-
ния тягн столь большие массы воздуха, как при применении
винта. Поэтому ТРДД по своим тяговым свойствам занимает
промежуточное положение между ТВД и ТРД.
Основной характеристикой ТРДД, как двухконтурного дви-
гателя, является так называемая степень двухконтуриости т,
представляющая собой соотношение между расходами воздуха
через II н I контуры:
.	(8. 1)
Очевидно, что для ТРД гп=0; современные ТРДД имеют т
от около 1 до 6—8. Если же использовать этот параметр для
ТВД с винтом, то для него т=204-30.
Двухкоитурные ТРД могут выполняться по различным схе-
мам — одновальиые илн двух- н трехвальные, со смешением
потоков из I и II контуров перед общим соплом и с раздельным
выходом, с форсажной камерой и без нее. Однако для выяснения
наиболее характерных особенностей рабочего процесса таких
двигателей можно ограничиться рассмотрением наиболее про-
детого ТРДД — одновального, без форсажной камеры, с отдель-
ными выходными соплами для I и II контуров.
Рабочий процесс в I контуре ТРДД до расширения в турбине
протекает и рассчитывается так же, как и для ТРД. Развивае-
мая турбиной мощность должна обеспечивать не только потреб-
266
ности I контура (как в ТРД), но н сжатие, и разгон воздушного
‘ потока во II контуре. Поэтому
,	^=-^4-^,,.	(8-2)
где ЛГК и JVKjI — мощности, сообщаемые воздушным потокам
(	компрессорами в I и II контурах соответст-
венно;
т]м — механический к. п. д., учитывающий потери
i	мощности во всем двигателе.
р Следует иметь в виду, что подобное энергетически удобное
рассмотрение мощностей, сообщаемых воздуху в двигателе,
ft- большей частью не соответствует его конструктивному устрой-
’s; ству, поскольку обычно начальное сжатие воздуха в I контуре
ж осуществляется в том же компрессоре (вентиляторе), который
V служит для сжатия воздуха во II контуре. Таким образом в дви-
gg гатель через входное устройство поступает единый воздушный
поток, который разделяется на два лишь после некоторого сжа-
тия, которое для II контура является окончательным, а для
I контура — предварительным.
Заменяя в уравнении (8.2) мощности через удельные работы,
*> можно написать:
gj-^g^+g^
или, допуская, как и ранее, что Gr^GB{ н учитывая уравнение
(8.1);
L=^3- + ^i-L =b.+ tnL	(8.3)
Хотя мощности турбины, затрачиваемые в I и II контурах,
MJ обычно получаются не в отдельных элементах конструкции,
в энергетическом отношении более удобно рассматривать нх
и соответственно удельные работы по отдельности. Поэтому
можно исходить из того, что удельная работа, получаемая в тур-
$ бнне для обеспечения потребностей I контура:
Соответствующее условное состояние газа после получения
от него работы /.-^определяется так же, как и в ТРД, используя
уравнения (3.44), (3.45) и (3.52):
-	у» у*________Ч у*______ I .
Т* Г Ср Г ср(1м
. Рг
1 л_
Ti
Адиабатическая работа расширения газа от давления р* до
рн представляет собой полную располагаемую работу расшире-
ния £аДо (уже рассматривавшуюся ранее применительно к сту-
пени турбины — уравнение 4.38). Таким образом,
где пй=р*1Рн—полная располагаемая степень понижения дав-
1 ления.
Работа £аДо частично используется в турбине для вращения
компрессора II контура, а частично служит для создания кине-
тической энергии газов, выходящих из I контура.
Работа, затраченная на вращение компрессора II контура,
определяется соотношением (уравнение 8.3)
£"on’?II==£’n=mi«ii’
откуда
i«MI=vu-=^I [ 1	(1	(8-5)
% L \рь/ J \	/
тп
Таким образом, степень понижения давления в турбине, обу-
словливающая передаваемую во II контур работу,
л' -------------------.	(8.5а)
Удельная работа, сообщаемая воздуху во II контуре, опреде-
ляется так же, как и для I контура, т. е. как для обычного ТРД
(уравнения 3.20 и 3.22):
(8 6)
Vtll	Ч«к11
Очевидно, что вся степень понижения давления в турбине
л*—.	- (8.7)
268
Состояние газа за турбиной определяется обычными соотно-
шениями:
___   _	^-"1" т .	___ TflPxf--
у*______у*	тп у________________ "и
Прн использовании уравнений
мать, что
П* =0,85:0,89 и
адкП
if =тГ =0,89-5-0,91.
ТП Т1
Адиабатическая работа рас-
ширения £ад01 от полного дав-
ления за турбиной рт* до внеш-
него давления рн представляет
собой располагаемую работу,
используемую на кинетиче-
скую энергию выходящих нз
I контура газов:
(8-8)
Рис. 8.1. Распределение полной распо-
лагаемой работы расширения Lanft
между первым (/-ал01) и вторым
(£адоп) контуром
где п^р*1рн.
При этом
*’i	p*i Р*
JT-Q" —	—ф	— 2Т Jtj.
PH	P-r PH	ТП
(8-Ю)
Таким образом, все расширение газов в двигателе рассматри-
вается состоящим из трех этапов, в течение которых получаются
три работы: потребляемая в самом двигателе, используемая на
разгон воздушного потока во II контуре и служащая для созда-
ния кинетической энергии газов на выходе из I контура. Эти
работы соответствуют степеням понижения давления л*, л*
и ль причем первые две определяют общее понижение давления
в турбние лт* (уравнение 8.7), а последние две — располагае-
мое для получения используемой работы понижение давления
л0 (уравнение 8.10).
Работы Zaxe, н показаны соответствующими пло-
щадями на диаграмме (в координатах р—о), приведенной на
рнс. 8. 1. Как видно,	L&B4>-y объясняется это тем, что
температура за турбиной Т7* благодаря потерям несколько
2?9
выше чем Т* . В результате несколько возрастает и распола-
гаемая работа Таким образом, здесь, как н в других слу-
чаях (разд. 3.2), прн дальнейшем расширении газа частично
преобразуется в работу тепло, выделившееся в результате по-
терь при предшествующем расширении. Однако потери в турбине
невелики, поэтому получаемая дополнительная работа не пре-
вышает 1—2% ОТ £ад01-
При неизменных предшествующих процессах в I контуре,
т. е. при р* —const и 7'*^—const, соотношение между £ад0( и £алоп
определяется величиной рт*, которая может изменяться лишь
в определенных пределах.
Максимально возможное рт* равно р^, когда получаемая
в турбине ZT=ZT, т. е. когда она является минимально необхо-
димой для обеспечения потребностей самого двигателя; при этом
л* =1, поэтому £ай()11=0 и вся La!ia используется в I контуре.
В этом случае II контур отсутствует (т=0) и ТРДД преобра-
зуется в ТРД.
Минимально возможное рт* соответствует условию, что дей-
ствительное давление за турбиной рт минимально и скорость
выходящих из турбины газов ст имеет наименьшую величину,
допустимую по конструктивным соображениям. Можно прини-
мать, что в большинстве случаев Рткт—Ргь поэтому (уравнения
3.9 н 3.10).
Обычно Мт=0,44-0,6, чему соответствует р* !рн= 1,15-4-1,30.
мин
При р* л* и соответственно L** получаются макси-
гмнн ТП	''**
мально возможными, поэтому основная часть АаЛо используется
на разгон потока во II контуре; условия же работы I контура
получаются такими же, хак в турбовинтовых и особенно турбо-
вальных двигателях.
Значения tn, nJ и рт*, согласованные по балансу работ
(уравнения 8.5—8.10) приданных ип и Н, позволяют опреде-
лить скоросги потоков Ccj н Сспна выходе из обоих контуров.
Этн скорости удобно находить исходя из полных параметров
потоков на срезе соответствующих выходных сопел.
По уравнению, аналогичному уравнению (3.75),
й—1
(^„/Лп) *
(8.11)
270
Используя применительно ко II контуру уравнения (3.14) и
(3.19), можно написать
*	•	_ Рв ^?к11	*
Лц— Лп^анц^ц — Рн — -^Г- °««HlOClI —^ЛЛКпОкаНпОС1Г
Где ОкаНц н всп— коэффициенты давления для выходного канала
и сопла II контура.
Считая расширение воздуха в сопле II контура полным,
можно принимать рСп=ря. Тогда
Рс
= ЛСЛ Окан.Л:..-	(8. 11а)
/>сп	“II 11 ”
В этом уравнении (8.11 а) можно принимать
^„=0,97-3-0.99 Н Осп=0,94-5-0,97.
Пренебрегая теплообменом с внешней средой, температура
Г* может быть получена с помощью отнесенных ко II кон-
туру уравнений (3.13) н (3.24):
 (8-11б)
11	11	ср	™>р	ьр
Скорость газов сС1 на выходе из I контура определяется так
же, как и в обычном ТРД для докритического понижения давле-
ния в сопле (уравнения 3.75).
Полная тяга двигателя определяется тягами, получаемыми
в I и II контурах:
(8.12)
где 7?уД1=сС1 — «п и /?уд =сс —®„—удельные тяги, получаемые
в соответствующих конту-
рах.
Удельную тягу для двигателя в целом можно оценить, рас-
сматривая расход воздуха либо только через I, рабочий, контур,
либо через весь двигатель. В первом случае
>?ул=тД-=>?У«1+">/?ГЛп=(сС1-®п)+т(Ссп—н„).	(8. 13)
°В1
При учете всего расхода воздуха
=—*—=-?3^_=_^L .	(8. 14)
Часовой расход топлива через двигатель
GT =3600CLgT,
тчас	BjfeT’
271
где относительный расход топлива определяется так же, как
и для ТРД (разд. 3.2).
Удельный расход топлива
г	3600C.,gr	3600ft	3600g; _
R ~	“ Лул (‘ + '»)Лук/	1	’
Полученные соотношения позволяют находить данные двига-
теля на расчетном режиме, которые можно определять в сле-
дующем порядке. Первоначально подсчитываются условные па-
раметры газа за турбиной р* и 71* , которые при заданных
значениях пп и Н определяются так же, как н для одноконтур-
ного ТРД. Прн неизменных величинах р* н 7*^ (т. е. при
£аЛо—const) конечные данные двигателя помимо коэффициентов
потерь обусловлены значениями трех параметров — tn, р?* (или
сс ) н л* (или сс ), два нз которых должны при расчете выби-
I кп 11
раться как исходные, а третий подсчитываться.
Весь расчет получается наиболее простым, если за исходные
параметры брать т н рТ*, на основании которых остальные дан-
ные подсчитываются следующим образом.
1.	Исходя из рт* находят =^/7»*, после чего по уравне-
нию (8.5) определяют	н соответствующую ей
т
2.	Используя уравнение (8.6), находят
^14-	11‘Ml
“ V «X
L,
где Тв* принимают таким же, как и для I контура.
3.	По уравнению (8.8) определяют температуру 7\*.
4.	Исходя изл*^ с помощью уравнений (8.11) подсчиты-
вают сС|1, причем значение л» берут тем же, что н для I контура.
5.	Исходя из и Тт* находят cCj тем же порядком, что и
для ТРД.
6.	Зная cCjI и Гер с помощью уравнения (8.13) находят 7?уд.
7.	Исходя из заданной R н из Яуд, определяют Ов и GRji:
'*уд
8.	По уравнению (8.15) находят Суд.
Расчеты по пп. 1—6 обычно оказывается необходимым вы-
полнять в нескольких вариантах с тем, чтобы установить наи-
более рациональные условия использования располагаемой ра-
боты. Во многих случаях величина т обусловлена конструктив-
ными соображениями, так как она определяет относительные
размеры II контура. Поэтому при вариантных расчетах более
удобно изменять величину рт*, которая определяет распределе-
ние располагаемой работы между обоими контурами. В боль-
шинстве случаев при иц=0 отношение рт*/рн лежит в пределах
1,4—2,0, причем меньшие значения относятся к большим tn.
Рассмотренные выше соотношения, как это уже отмечалось,
относятся к ТРДД с отдельными выходными соплами (см.
рнс. 1.12). Прн использовании камеры смешения, объединяю-
щей оба контура (см. рис. 1.13), давление в конце выходного
канала II контура на входе в камеру смешения Рки=Ркпакмп
должно быть несколько выше давления рт* для обеспечения
достаточного перемешивания газов в камере смешения.
Полное давление потока на выходе нз камеры смешения
Pc« = P'aw	(8- 16) '
где оСм=0,95—0,98 — коэффициент давления для камеры сме-
шения.
Полная температура смеси газов Т*м на выходе из камеры
смешения определяется с помощью уравнения энергии потока
для камеры, которое удобно составлять методически так же, как
н для камеры сгорания, рассматривая по отдельности продукты
сгорания топлива при а=1 и избыточный воздух (уравне-
ние 3.30):
[g, (1 + L") kd£+(1 - 8^ кЫ	273)+
+^kfe,^:I1-273)=[(i+m-g+.0)|cJ"+
+«и 1+£-) k-й (г« - 273>.
поэтому
к»+Ч) к-Й(г~*А.) kfc] (^~'2та)
(1 + m — «TZ.BJ	+ Kr (' + £».)
"kK1^,.-273)
(1 + m —	[ksra + e’(* + £".)k-il2™
(8.17)
Прн использовании уравнения (8.17) величина ТСм* нахо-
дится методом последовательного приближения, с тем чтобы
273
значения теплоемкости |сРа^1|273 и |Срв|273 , входящие в правую
часть уравнения, соответствовали бы получаемой по этому урав-
нению температуре 7*м. Величины теплоемкостей можно брать
по данным рнс. 3.12.
После определения состояния заторможенного потока на вы-
ходе нз камеры смешения, перед соплом, параметры потока на
срезе сопла и тяговые показатели двигателя находятся так же,
как и для обычного ТРД.
Современные ТРДД на максимальном режиме в зависимости
от т имеют/?Улг, /?уд и Суд, приведенные на рнс. 8.2 (на старте).
8. 2. Влияние условий применения II контура
иа тяговые удельные показатели двигателя
Как уже отмечалось в предыдущем разделе, прн неизмен-
ном тепловом процессе, т. е. при — const н = const тяго-
вые показатели двигателя определяются условиями применения
II контура. В случае раздельного выхода газов и воздуха нз
обоих контуров эти условия характеризуются значениями т,
л*^(или £?сп) и рт* (илн сср. В зависимости от этих пара-
метров Яуя при ZaBo=const может быть различной н при опреде-
ленных их сочетаниях достигать максимальной величины. Так
как изменение 7?уд происходит при gT=const, то условие получе-
ния /?удмакс соответствует минимальному Суд (уравнение 8.15).
В этом отношении ТРДД принципиально отличается от ТРД,
274
у которого прн одинаковом тепловом процессе /?уд н Суд полу-
чаются единственно возможными.
Для выяснения общих основных закономерностей, связанных
с изменением условий применения II контура, удобно опериро-
вать значениями т, сСп и сс., которые непосредственно опреде-
ляют величину Яуд (уравнение 8.13). Прн этом возможно выде-
лить три наиболее характерных случая, когда при прочих оди-
наковых условиях один из этих трех параметров остается
постоянным, а остальные два изменяются. При подобном анализе
допустимо приближенно принимать (не учитывая влияния тре-
НИЯ на
A«.~4i+4ir	(8.18)
Кроме того для получения более простых результатов сле-
дует все потери, снижающие кинетическую энергию выходящих
нз двигателя потоков, учитывать для каждого источника энер-
гии совместно.
Полная располагаемая работа £адэ1 относится к газовому
потоку в 1 контуре и, следовательно, оиа включает начальную
кинетическую энергию поступающего в этот контур воздуха.
Поэтому кинетическая энергия уходящих газов обусловлена
только работой ЬадоП; следовательно, можно написать:
-2L=41,;I=(£-’.-£«oIi)C-	(8- 19>
где £i — коэффициент, учитывающий снижение кинетической энер-
гии из-за гидравлических потерь в выходном канале н
сопле I контура.
Работа ^ало11 в конечном счете используется на разгон т кг
воздуха во П контуре. Однако кинетическая энергия выходящего
воздуха обусловлена также его начальной кинетической энергией
прн поступлении в этот контур соответствующей скорости по-
лета. Поэтому
(8.20)
z т	£
где Си — коэффициент, учитывающий уменьшение работы, пре-
образованной в кинетическую энергию воздуха, из-за
потерь в турбине и компрессоре и вследствие гидрав-
лических потерь в тракте II контура при разгоне по-
тока, обусловленном сообщением этой работы;
tv — коэффициент, учитывающий неполное использование
начальной кинетической энергии воздуха нз-за потерь
во входном устройстве двигателя и прн движении по
тракту II контура под действием начального скорост-
ного напора.
Можно полагать, что отражает затрату кинетической энер-
гии и а работу сил трения в случае, когда воздушному потоку
не сообщается во втором контуре внешняя работа, т. е. когда
ia*Oll=0-
При обычных уровнях потерь 0,934-0,96, £п—0,744-0,78
и ^=0,904-0,94.
Исходя из уравнений (8.19) и (8.20) можно получить:
Сс1 V 2£а	— У2(/аДв
(8.21)
Используя полученные соотношения и уравнение (8.13) для
можно достаточно просто установить общий характер изме-
нения удельных тяговых показателей двигателей для указанных
ранее трех условий применения II контура.
Изменение т н cCjI ПРИ cCI=const
Условие ес = const означает сохранение неизменной и работы
1ЛЯ^1 (уравнение 8.19), а, следовательно, прн £aa0=const бу-
дет и £адоП=const. Таким образом, в этом случае при полностью
одинаковом протекании рабочего процесса в I контуре изме-
няется только характер использования передаваемой во II кон-
тур работы, т. е. количество разгоняемого в этом контуре воз-
духа и величина сообщаемой воздуху удельной кинетической
энергии.
Соотношение между т и ес определяется из уравнения
(8.20):
т =	.	(8.22)
поэтому уравнение (8.13) может быть написано в следующей
форме:
«J+tCe-OJ. (8- 23)
ССц“^
При принятых условиях рассмотрения в правой части этого
уравнения все члены, кроме сСп, можно считать постоянными,
поэтому
rfcc..
^адрцСн
(4-«ад 1 с- ,,)+ <tu-^ '
276
Максимальное значение /?уд и, следовательно, наибольшая
экономичность (минимальный Суд) достигается при d/?yA/dcC1I=
=0 и в этом случае
Сс — Va
2СС„ , 11 *-------1=0
или

-2^1Ч-Со=0.
vn
Отсюда оптимальное соотношение скоростей
рцЛ =1+У1-Со.	(8.24)
k vn / оп
Используя уравнение (8.21), соотношение (8.24) можно вы-
разйть в следующей форме:
=1/2-^1+сс=1+/т=с;.
к Vn Joa V mouv‘
Последнее выражение показывает, что при qv~const величи-
иа(сс /фя)оп достигается прн одном и том же комплексе
^aaojj^n/^on^n независимо от того, какие имеют значения входя-
щие в него постоянные параметры £адоп> £п и vw
Они обусловливают лишь величину топ, при которой /?уя
становится максимальной. Отсюда или непосредственно из урав-
нения (8.22)
т __2£аД011Си	_ ^ЗДдцСп /д
Полученные закономерности объясняются следующим. Как
известно (разд. 3.5), уменьшение сс и увеличение т при посто-
янной затрачиваемой работе теоретически должно всегда при-
водить к росту тяги, поскольку при той же суммарной кинети-
ческой энергии потока увеличивается приращение его количест-
ва движения (т. е. т возрастает быстрее, чем падает сс — %).
Однако практически течение воздуха по тракту II контура в ус-
ловиях полета сопровождается гидравлическими потерями, не
зависящими от сообщаемой воздуху работы. Поэтому прн уве-
личении т приращение кинетической энергии каждого кило-
грамма воздуха (£а7ГопСп/т) снижается, тогда как потеря
V2
начальной кинетической энергии (1 —остается иензмен-
„ „	^адонСп
нои. Комплекс —характеризует соотношение между ра-
277
ботой, сообщаемой 1 кг воздуха, я его начальной кинетической
энергией.
При небольших значениях т работа, сообщаемая 1 кг возду-
ха, велика относительно рп2/2, поэтому, несмотря на потери, уве-
личение т приводит к росту /?уд (что при GBl=const характери-
зует и рост /?). Одиако по мере возрастания т начинают все
сильнее сказываться гидравлические потери во II контуре,
обусловленные скоростью ип, и вызывать все менее сильное уве-
личение /?уД. Наконец, при некотором соотношении между
—'и возрастание т полностью компенсируется сни-
жением сС11— таким образом /?уд достигает максимума.
Дальнейшее увеличение т приводит к более сильному падению
сСп—v„ и /?уд начинает уменьшаться. Когда
/плочС" =(1_. т. е т=
2	(1-fc)^
то (уравнение 8.21)
ес,
н, следовательно, II контур перестает давать тягу (/?уЛ11=0).
Так как при уменьшении преобразуемой в кинетическую
энергию работы -^адопСп величина mvn снижается, то прн Д,ДоП~0
и топ=0. В этом случае (уравнение (8.21) cCll=®n]/Cw, т. е.
/?уЛп=сСп —-пй<СО, и гидравлическое сопротивление во И кон-
туре создает отрицательную тягу. Следовательно, А*Удмакс полу-
чается при отсутствии II контура.
При снижении ип роль гидравлических потерь во II контуре,
не зависящих от вносимой удельной работы (^адоп^ц/т)> все врс-
мя падает и возрастает. В условиях старта (при оп=0) эти
потери исчезают я при поддержании £ц=const увеличение т
приводит к непрерывному возрастанию /?уд, т. е. тОп становится
бесконечно большой (уравнение 8.25); в этом случае Сси стре-
мится к нулю и при уп=0 отношение (сСп/^„)т становится не-
определенны м.
В качестве примера на рис. 8.3 показано изменение некото-
рых характерных параметров в зависимости от т при различных
vn. Приведенные величины относятся к следующим исходным
данным, которые для получения более отчетливого влияния va
приняты при всех ее значениях одинаковыми: £аЛо =
=260 000 Дж/кг, 74 000 Дж/кг (что соответствует ес,=
=370 м/с), Ь=0,94; £п=0,74 и ^=0,92.
Как видно, независимо от величины t>n (большей нуля) ^?уДмакс
278
достигается при одном и том же (сСп/т?п)0П, равном в данном слу-
чае 1,28, но при этом с увеличением vD от 150 до 250 м/с топ
падает примерно от 17 до 6,2. Значения /?удмакс с ростом ип силь-
но снижаются, поскольку по мере увеличения оп дальнейший
разгон потока (т. е. приращение скорости) требует все большей
затраты энергии. Последнее обстоятельство обусловливает полу-
чение наиболее высокого уровня _/?уд прн vn—0, в связи с чем иа
рис. 8.3 изменение Rvn п показано в меньшем масштабе. С уве-
лнченнем т значение =о непрерывно и быстро возрастает—
примерно в 2,5 раза при повышении т от 2 до 20.
279
Удельная тяга, отнесенная ко всему расходу воздуха, /?уДя
(уравнение 8.14) при (ccn/®Jon с увеличением ип, наоборот, воз-
растает, что объясняется сильным снижением топ и тем самым
повышением энергия, сообщаемой каждому килограмму возду-
ха. Вообще во всех случаях с ростом т /?yijj быстро падает. По-
этому в области умеренных ип, а особенно при ип=0, получение
больших /?уд путем использования высоких значений т обуслов-
ливает необходимость работать с малыми следовательно,
для получения требуемой иметь очень большие расходы воз-
духа через II контур. Так, например, по данным рис. 8.3 видно,
что в случае t'n=0 при т~9 /?уДя=200 Н-с/кг и для получения
/? = 100 кН требуется иметь Оя^ =500 кг/с, из которого иа долю
II контура приходится С7вп =-^--500=450 кг/с.
Изменение cCjI и <?CJ при mt=const
Необходимость иметь при высоких т очень большие (7В|1
приводит к сильному увеличению диаметров низко напорных
компрессоров (вентиляторов) и, как следствие, к понижению их
частоты вращения. Соответственно уменьшается и п вращаю-
щих эти компрессоры турбин; поскольку же мощность турбин
остается примерно такой же, то уменьшение п требует для под-
держания высокого к. п. д. применения большого числа ступе-
ней. Все это увеличивает массу и размеры двигателя. Поэтому
в ряде случаев величина tn может практически устанавливаться
нз конструктивных соображений и для нее требуется определить
наивыгодиейшее соотношение между сС( и сс , т. е. рациональ-
ное распределение £а.ч0 между и	При такой поста-
новке задачи, используя уравнение (8.21), скорость сС1 удобно
выразить как функцию с :
н, следовательно уравнение (8.13),
С,—. (8.26)
Рассматривая распределение располагаемой работы при оп=
— const н учитывая, что принимается т—const, можно написать
280
dR
Так как при /?v.=/?v.------------—=0, то в этом случае
г Уд	У «макс	Я/>	J
“СС»1
I =—
L с>
(8.27)
Последнее соотношение показывает, что при £п=Ь значение
^у«максдостнгается ПРН Ccn=ccp т. е- ПРИ однаковых полетных
к. п. д. для обоих контуров. Поскольку обычно £ц<£ь то наи-
лучшее использование располагаемой работы иа тягу получа-
ется при сС||<сС1. Таким образом, более выгодно увеличивать
работу, используемую в I контуре, несмотря иа получающееся
при росте сс ухудшение полетного к. п. д. для этого контура.
Используя уравнения (8.19), (8.21) и (8.27), можно написать,
что в оптимальных условиях
с.1. .+^,
поэтому
(8. 28)

Значения cCj и cCj| при /и=const и Aa,.o=const определяются
давлением рт* за турбиной, величина которого обусловливает
распределение работы между обоими контурами. Так как при
принятом методе анализа (уравнение 8.20)
то согласно уравнению (8.5)
Отсюда по уравнению (8.10)
(8. 29)
281
Как видно из уравнения (8.29), с увеличением сси, а следо-
вательно, и £адои рт*1рн снижается, т. е. уменьшается часть ра-
ных данных, которые были приняты для рис. 8.3; приведенные
значения p-^tpu относятся к Г * =900К, чему соответствует
(уравнение 8.4) при 260 000 Дж/кг ло=3,08.
Поскольку при неизменных прочих условиях рт*/рн опреде-
ляет величину £а11о1 (уравнение 8.9), а следовательно н сс1
(уравнение 8.20), то эта скорость от vn ие зависит. Скорость сс
помимо обусловлена также и начальной кинетической энер-
гией воздуха (уравнение 8.21), поэтому с увеличением оп при
282
^a4on~const Ссп возрастает. В результате с повышением va при
сохранении (сСп/сС1)ой=const оптимальные условия достигаются
при все более высоких скоростях сс , а следовательно, и при все
более высоких значениях Рт*1рн- Таким образом, с ростом кп
оказывается более выгодным увеличивать часть располагаемой
работы, используемой в I контуре.
Рис. 8.5. Зависимость
скоростей сС1 и их
отношения Cch/^cj и Яуя
от степени понижения
давления рт*1оц при оп~
=0 и различных значени-
ях tn
Как видно на рис. 8.4, при т=4 влияние рт*/рн> т. е. ес /гс
иа Луд получается относительно небольшим, что обусловлено не-
высоким уровнем скоростей воздуха н газов. Прн меньших зна-
чениях т влияние р-г*1рн получается намного более существен-
ным, как это видно на рис. 8.5, которая относится к тем же ис-
ходным данным при vn=0.
Хотя во всех случаях (сСп/сС1)Оп сохраняется неизменным, по
мере снижения tn Лудыакс достигается при все более высоких ско-
ростях, поскольку уменьшается общая масса разгоняемых в
обоих контурах потоков.
283
Изменение сс, и т при сСц = const
Условие cC|J=const при неизменной vn означает и постоянст-
во работы, сообщаемой во II контуре каждому килограмму воз-
духа. Таким образом, в этом случае поддерживается одинаковой
напорная способность компрессора II контура, а соответственно
значению т изменяется его производительность. Хотя подобное
условие практически может встретиться не часто, его следует
рассмотреть, как одно нз принципиально возможных.
При ссП—const иа основании уравнений (8.22), (8.18) и
(8.21) выражение для т удобно написать в следующей форме:
„	2<Ла«0 — Ла»01)С11	2Л“Л“ Ct Г
поэтому
2L -А
л’-?;	(8- 30)
Значение cCJ (и соответственно т), при котором достнга-
ет максимума, определяется, как обычно, условием
	“Ну*	2Сс'	,	Л-1=0,	
			
поэтому	с 1	Ci	(8.31)
или	С'“	2 «ец-о»	Си	
	р.)	. &)-=	’ С,	(8. 31а)
	\ С*п оп	2	CCjj	1	Си '	
Прн т>„=0 /Ж =2_ А. V'll /<и	2 С” Соответственно этим уравнениям			(8.316)
	с; 2L	teL л°	Ct т^=—	5?	 %	Сп	(8.32)
284
и при %=0
Полученные соотношения показывают, что в данном случае
при практических значениях коэффициентов потерь и небольших
vn для получения высоких /?уд целесообразно иметь сС1 < сс .
В наиболее простых условиях при ип=0 и отсутствии потерь
Рис. 8.6. Зависимость скорости cCj, отношения ско-
ростей сС1/Ссп и Rya от степени двухконтурности т
при t>n=0 и двух постоянных значениях с. и
(&=gii==l) Сс1оп=“сси (уравнение 8.31 б). Это объясняется
тем, что при снижении cCj до -£-сСп уменьшение и сОйЗсь
287
ветственно (при £аЛо=const) увеличение	j приводит к более
сильному возрастанию tn и, следовательно, к большему выигры-
шу в /?удп, чем получаемая потеря /?уЯ1, из-за уменьшения гс1.
При наличии потерь, поскольку >СП, (сС1/сСи)О11>— .
Характер изменения 7?уд в зависимости от т при и двух
значениях сс показан на рис. 8.6; приведенные данные относят-
ся к тем же исходным условиям, что и в предыдущих примерах.
Как видно, в рассматриваемом случае снижение сС( приводит
лишь к ограниченной возможности увеличения т, а следователь-
но, и /?уд. Объясняется это тем, что при принятых довольно вы-
соких сс располагаемая работа в основном используется во
II контуре уже при небольших т, поэтому снижение сС1 и, сле-
довательно 1аяо1 не может дать большого эффекта.
При меиыиих сс соответствующие т будут увеличиваться;
одиако оптимальные условия будут достигаться при очень ма-
лых ес, которые не могут быть реализованы по условиям про-
пускной способности турбины. Кроме того, при наибольших /?уд
соотношение (сС1/сСп)Ш| не соответствует условию наиболее вы-
годного прн данном т распределения работ, определяемого урав-
нением (8.27), поэтому достигаемая Дуд не является для этого
т максимально возможной. Таким образом, сопутствующее сни-
жению сс преимущество увеличения т не может быть полностью
реализовано. По мере увеличения оп, как видно из уравнения
(8.31),(сС1/сСп)он возрастает и при значительных уп оно может
превышать единицу; в этих случаях условия получения наиболь-
ших /?уД становятся более благоприятными.
Наиболее выгодные в энергетическом отношении
условия использования II контура
Энергетически наиболее рациональные соотношения скорос-
тей сс , сс и т должны при данных значениях £ал0 и ип обес-
печивать получение наибольшей тяги.
Как было показано ранее, наиболее выгодное распределение
работы между обоими контурами получается при соотношении
скоростей сС1 и ссп по уравнению (8.27), причем это соотноше-
ние сохраняется неизменным при любых значениях т и vD.
С другой стороны, наиболее энергетически рациональное исполь-
зование работы, передаваемой во II контур, имеет место (как
это было получено в разд. 8.1, п. 1) при соотношении скоростей
сс и ип, определяемом уравнением (8.24) и независящим от cq
Такнм образом, если рассматривать измеиеиие /?уд при раз-
личных соотношениях и т, но ие при cq—const, а при
• '* =Cn/Ci~const, то условие получения при ип=const /?уДмакс
284
сохраняется тем же, что и ранее (уравнение (8.24); одиако зна-
чение топ будет другим, поскольку при той же сСПоп величина
«е, определяется ее оптимальным соотношением с сс.
Выражение для /?уя при изменении сС[1 и сохраиеиии сСп/сС1 =
=Cn/Ci=const можно получить из уравнения (8.30), положив в
нем cCl=cCnCi/Cn:
2^ад0^П —
'	72 2r ~	( Ч,) Т (Сспч/*11 %)•	(8- 33)
Сси~ W
Используя это выражение, тем же методом, что и ранее, пу-
тем довольно громоздких преобразований можно также полу-
чить условие достижения /?уДм с, определяемое уравнением
(8.24).
Таким образом, можно считать, что максимальное использо-
вание располагаемой работы для получения тяги достигается
при совместном удовлетворении двух условий, обеспечивающих
наиболее выгодное распределение работы между контурами
и наиболее полисе использование работы во II контуре (уравне-
ния 8.24 и 8.27):
Ccj Cl
Эти два условия и определяют (при данной оп) скорости
Ссц и Ccj- По ним определяются соответствующие значения т и
Рт* (уравнения 8.22, 8.19 и 8.29). Для примера иа рис. 8.7 пока-
зано изменение /?уд, сс| и сСп в зависимости от т при ип=200 м/с
н тех же, что н ранее, исходных данных для двух случаев: при
Ccj—const—450 м/с и при (сСп/сч)оп=0,79.Как видно, во втором
случае достигается большая ^уДмакс- Это обусловлено более вы-
годным распределен нем работ и тем, что повышенный уровень
^доп (вслеДствие меньшей сС1) позволяет целесообразно исполь-
зовать более высокие значения т.
Результаты анализа условий применения II контура показы-
вают, что повышение т как основное средство увеличения /?уд
(и тем самым экономичности) целесообразно лишь до тех пор,
пока возрастающее значение гидравлических потерь во II кон-
туре не становится преобладающим. При этом наибольшая ве-
личина /?уд достигается при определенном соотношении скорос-
тей сС[ и cqi, обусловленном относительной интенсивностью
потерь в обоих контурах. При увеличении £аЛв оптимальные ус-
ловия достигаются при более высоких, а при повышении vn —
при более низких значениях т.
Следует одиако иметь в виду, что увеличение т вследствие
уменьшения /?уДя (см. рис. 8.3) приводит (как уже отмечалось
287
ранее) к более сложной, тяжелой и громоздкой конструкции
двигателя. С ростом tn эти недостатки становятся все более
существенными, тогда как выигрыш в сокращается. Поэто-
му практически во многих случаях выбирают намного меньшую
величину tn, чем соответствующая энергетически наиболее вы-
годному использованию II контура.
Рис. 8.7. Изменение скоростей в I и II
контуре и Rya при cCl=const и при
Ccji/Ccj оптимальном в зависимости от
степени двухконтурности тп (i>n=2iOC м/с)
8.3. Характеристики ТРДД. Форсирование тяги
Номенклатура характеристик ТРДД сохраняется той же, что
и ТРД. Для примера на рис. 8.8 показана режимная (стендовая)
характеристика двухкаскадного с камерой смешения ТРДД, у
которого на взлетном режиме Тг* = 1330 К, л* = 19, л* =2,6
и tn —0,9. На характеристике помимо изменеиня основных пока-
288
зателей двигателя (7? и Суд) показано протекание 7Г*, tn и Пг/лг
(соотношения между частотами вращения каскадов низкого и
высокого давлений) в зависимости от частоты вращения п2. Для
сопоставления на этой же диаграмме представлена режимная
характеристика соответствующего ТРД, т. е. имеющего те же ос-
новные параметры рабочего процесса на взлетном режиме, что
и первый контур рассматриваемого ТРДД.
Как видно, с уменьшением п2 т существенно возрастает; по-
сколькул* меньше, чем л* , то с понижением п2 она падает бо-
кп	Ki
лее медленно, а это приводит и к менее сильному снижению дав-
ления и, следовательно, расхода воздуха во II контуре, чем в
первом.
Увеличение т означает относительное повышение нагрузки
на каскад низкого давления, поэтому щ снижается более быст-
ро, чем п2{щ}п2 падает). Более сильное падение щ обусловлено
также прогрессирующим уменьшением степени понижения дав-
ления л*г в турбине каскада низкого давления.
10	2563
289
Характер изменения R по п2 для ТРДД сохраняется пример-
но тем же, что и для ТРД, а протекание Суд получается менее
благоприятным. В результате по мере уменьшения п2 обеспечи-
ваемый ТРДД выигрыш в экономичности становится все менее
существенным. Последнее объясняется в основном тем, что в
Рис. 8.9. Скоростная характеристика ТРД1х
ТРД благодаря менее сильному относительному уменьшению
«1 общее повышение давления в обоих каскадах при снижении
п2 падает меиее значительно, чем в ТРДД.
Скоростная характеристика того же ТРДД при п2=
= 11600 об/мин на Я=6 км, а также для сравнения характерис-
тика ТРД, соответствующего ему по параметрам рабочего про-
цесса, показаны на рис. 8.9.
С увеличением г>п т несколько возрастает, что объясняется,
как и раньше, меиее сильным уменьшением л* , чем л* . Не-
большое падение температуры Тг* обусловлено уменьшением
удельной работы сжатия в компрессоре каскада высокого дав-
ления прн снижении его приведенной частоты вращения (в ре-
зультате роста Тъ* при увеличении ип)-
Сопоставление характеристик ТРДД и ТРД показывает, что
с ростом vn преимущества использования II контура уменьша-
ются. В результате более низкого уровня скоростей выходящего
290
из двигателя потока полетный к. п. д. т]п ТРДД при повышении
пп возрастает менее сильно, чем у ТРД, и это приводит к умень-
шению прироста /? и снижения Суд, достигаемого путем приме-
нения II контура.
Влияние замедленного возрастания т]п становится все более
существенным при увеличении т, поэтому ТРДД с высокой т
при больших скоростях полета может быть даже меиее эконо-
мичным, чем ТРД {благодаря дополнительным потерям, связан-
ным с использованием второго контура). Следовательно, ТРДД
с большими т (2—3 и более) могут служить кроме увеличения
взлетной тяги для улучшения данных двигателя лишь при уме-
ренных скоростях полета.
Высотная характеристика ТРДД имеет в общем тот же вид,
что и ТРД. Прн этом до Н— 11 км величина т несколько пада-
ет, поскольку при снижении	Растет медленнее, чем л*.
В ТРДД, как и в ТРД, применяется форсирование тяги с
помощью форсажных камер сгорания. Форсажная камера боль-
шей частью располагается после камеры смешения либо конст-
руктивно объединяется с ней. Методика определения данных на
форсированном режиме сохраняется для ТРДДФ в общем той
же, что и для ТРДФ. На рис. 8.10 показана расчетная зависи-
мость некоторых параметров форсированного взлетного режима
от степени форсирования для ТРДДФ, полученного на базе
рассмотренного выше ТРДД (с камерой смешения). Для сопос-
тавления на этой же диаграмме приведены значения тех же па-
раметров для соответствующего ТРДФ.
Как видно, при одной и той же степени форсирования вели-
чина 7ф* у ТРДДФ значительно меньше, чем у ТРДФ, что обус-
ловлено более низкой у ТРДДФ температурой газов, поступа-
ющих в форсажную камеру. Значения этих температур видны
иа рис. 8.10, так как они очевидно равны 7ф* при ф=1, т. е. при
неработающей форсажной камере. Вместе с тем при одинако-
вом форсировании Суд у ТРДДФ возрастает быстрей, чем у
ТРДФ. Это объясняется более низким давлением в форсажной
камере ТРДДФ, что обусловливает худшее использование для
превращения в работу тепла, выделяющегося при сжигании фор-
сажного топлива.
Для выяснения принципиальных возможностей форсирова-
ния тяги с помощью форсажных камер на рис. 8.10 показаны
предельные значения ф, достигаемые при полном использовании
для сжигания топлива всего поступающего в двигатель воздуха,
т. е. при «2 =1. Как видно, в этом случае для рассматриваемого
ТРДДФ ф может достигать ~2, тогда как для ТРДФ лишь
1,65.
Как это можно видеть из данных рис. 8.10, для обоих двига-
телей одна и та же величина Тф* почти точно соответствует оди-
наковому значению as, который определяет состав поступаю-
10*
291
щнх в сопло газов, а следовательно, и количество неиспользо-
ванного в двигателе кислорода воздуха. Объясняется это тем,
что работа, сообщаемая воздуху в компрессоре (или вентиля-
торе), примерно равна работе, получаемой от газа в турбине,
Рис. 8.10. Зависимость данных рабочего про-
цесса ТРДДФ и ТРДФ от степени форсирова-
ния на взлете
н, следовательно, почти не влияет на температуру газа за тур-
биной, перед соплом. Эта температура зависит лишь от коли-
чества работы, отбираемой от газа на механические потери
в двигателе (трение н самообслуживание), которые относитель-
но очень малы, а также от утечек воздуха. Поэтому при одина-
ковом as, т. е. при одинаковом общем количестве топлива,
подаваемого на 1 кг воздуха (н примерно одинаковой пол-
ноте сгорания), будет практически одинаковой н Т$* независи-
мо от того, где сжигается топливо — в основной камере сгора-
ния или форсажной.
292
Таким образом, условие 7^*=const примерно соответствует
и grti=const. Одиако в ТРДДФ со смешением потоков исполь-
зование энергии топлива получается менее совершенным из-за
более низкого давления в форсажной камере и дополнительных
потерь, связанных с использованием II контура. В результате
при затрате того же количества энергии удельная работа, а сле-
довательно, и удельная тяга получается более низкой. Этим
и обусловлено более высокое значение Суд^ в ТРДДФ, чем и
ТРДФ, при одинаковой Т$*.
В современных ТРДДФ иа взлетном режиме большей частью
m=0,7-j-l,0 и ф—1,54-1,9; прн этом 7ф* доходит до 2000—
2100 К, а до 0,25 кг/Н • ч.
1 ф
ЧАСТЬ II
ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
И ОБЩИЕ КОМПОНОВКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава 9
ВХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА
Входное устройство в основном является элементом конст-
рукции самолета, но частично относится и к двигателю. Оно
должно иметь малые внутреннее и внешнее сопротивления, не-
большую массу н простую конструкцию. Кроме того воздушный
поток за входным устройством должен быть при всех условиях
полета достаточно равномерным по всему проходному сечению
и в нем не должны возникать пульсационные процессы с тем,
чтобы обеспечивалась нормальная работа компрессора.
Схема входного устройства зависит от расчетной ип и от ком-
поновки двигателей на самолете. Различают дозвуковые и сверх-
звуковые входные устройства. Первые рассчитаны иа работу при
дозвуковых или небольших сверхзвуковых, а вторые—при зна-
чительных сверхзвуковых ип.
Дозвуковое входное устройство в основном представляет со-
бой плавный диффузорный канал с достаточно толстыми закруг-
ленными входными кромками. Последнее необходимо для уст-
ранения срыва потока при косом обдуве входного устройства во
время маневрирования самолета.
Обычно входное устройство выполняют таким образом, что-
бы на расчетной торможение воздуха в значительной степени
осуществлялось перед иим, т. е. чтобы происходило так называ-
емое внешнее сжатие, как это показано на рис. 9.1,а. Для этого
входное сечеиие делают переразмеренным, т. е. таким, чтобы
скорость Свх. соответствующая расходу воздуха через двигатель,
была бы меньше нп. Получаемое внешнее торможение потока
является очень эффективным, так как происходит практически
без потерь. Однако при большом внешнем сжатии струи возду-
ха, растекаясь перед входными кромками, подходят к ним под
большим углом, вследствие чего на внешней поверхности кромок
может образоваться срыв, приводящий к увеличению внешнего
сопротивления входного устройства. Поэтому внешнее сжатие
обычно сопровождается последующим сжатием в диффузорном
канале устройства (внутреннее сжатие). Оптимальным является
294
такое соотношение между внешним и внутренним сжатием, ког-
да	Vjj.
Во входных устройствах скорость потока обычно снижается
до величины, меньшей скорости воздуха перед компрессором, по-
этому в конце устройства происходит умеренный разгон потока,
который приводит к выравниванию скорости воздуха в сечении
перед компрессором. Если входное устройство включает длинный
Рис. 9.1. Схема течения воздуха перед дозвуковым
входным устройством в полете (о) и на земле (б)
канал подвода воздуха к компрессору двигателя, удаленному от
входа, то это снижение скорости позволяет также уменьшить
гидравлические потери в таком канале.
Когда двигатель работает в условиях оп=0, скоростной на-
пор отсутствует н воздух всасывается в компрессор; характер
течения воздуха в этих условиях поиятеи из рис. 9.1,6.
Входные устройства для сверхзвуковых скоростей полета
принципиально отличаются от дозвуковых входных устройств,
что объясняется особенностями перехода от сверхзвуковой ско-
рости к дозвуковой, требуемой на входе в компрессор. При тор-
можении сверхзвукового потока происходит не плавное посте-
пенное уменьшение скорости, а внезапное ее падение с резким
повышением р и Т в слое газа очень малой толщины — скачке
уплотнения (ударной волне). В скачке уплотнения происходит
более сильное повышение температуры, чем при обычном ади-
абатическом (изоэнтропическом) сжатии до того же давления,
поэтому часть начальной кинетической энергии переходит в теп-
ловую, не вызывая повышения давления. Вследствие этого пол-
ное давление за скачком получается меньшим и, следовательно,
сжатый в скачке воздух при его расширении даст меиыпую ра-
боту, чем затраченная кинетическая энергия, т. е. в скачке про-
исходит потеря располагаемой механической энергии.
295
Рис. 9.2. Зависимость <гск
от М,
7—прямой скачок; 2—один
косой и один прямой скач-
ки; 3—два косых и один
прямой скачки; 4—три ко-
сых и один прямой скачки
Если скачок уплотнения перпендикулярен направлению по-
тока, то он называется прямым. За прямым скачком скорость
потока всегда дозвуковая. При этом, чем больше число Mi пото-
ка перед прямым скачком, тем меньше число М2 за ним и тем
выше интенсивность скачка и потери в нем. Обычно потери ха-
рактеризуются коэффициентом давления для скачка оСк=№7Р1*
(где р2* н pi* — полные давления соот-
ветственно после и до скачка).
Изменение оСк по числу Mi для'пря-
мого скачка показано иа рис. 9.2 (кри-
вая 1). Как видно, с увеличением Mi
потери быстро возрастают н при Мп=*
=2,5 оск=0Д
Прямой скачок возникает перед до-
звуковым входным устройством при
полетах со сверхзвуковой скоростью
(Mt,> 1) и приводит к дополнитель-
ным потерям полного давления. Поэ-
тому дозвуковые входные устройства
могут применяться только прн неболь-
ших сверхзвуковых скоростях (М«<
<1,5), когда дополнительные потери
в прямом скачке еще не очень велики
(см. рис. 9.2).
В сверхзвуковых входных устрой-
ствах для уменьшения потерь в случае
больших Mw используются косые скач-
ки уплотнения, т. е. скачки уплотнения,
расположенные под острым углом а
к направлению потока (рис. 9.3). Та-
кие скачки возникают при набегании
1 тела, поверхность которых не перпен-
дикулярна направлению потока. В инх изменяется только нор-
мальная к поверхности скачка составляющая скорости Сщ, по
отношению к которой этот скачок является прямым, тогда как
направленная вдоль скачка составляющая скорости Ci-c измене-
ний ие претерпевает. Очевидно, что чем меньше а, т. е. чем под
более острым углом к потоку расположен косой скачок, тем
меньше Сщ по отношению к q н соответственно меньше потери
полного давления в ием. Расположение в потоке нескольких по-
следовательных косых скачков вместо одного прямого позволяет
замедлить поток с гораздо меньшими потерями, как это видно из
графиков на рис. 9.2.
Для создания требуемой системы скачков сверхзвуковое
входное устройство делается со специальным центральным те-
лом— клином или конусом, выдвинутым вперед. Для примера
иа рис. 9.4 показана схема осесимметричного входного устройст-
ва с центральным конусом, предназначенного для системы из
потока
296
двух косых и одного прямого скачка. Первый косой скачок
1—0 образуется от вершины конуса и на расчетной гп замыка-
ется на передней кромке обечайки. Угол скачка определяется
числом М набегающего потока и углом конуса. Поскольку с
уменьшением числа М набегающего потока и увеличением угла
конуса угол косого скачка увеличивается, то образующийся
Рис. 9-3. Косой скачок уплотнения
в месте перелома конуса центрального тела второй косой скачок
2—О расположен под большим углом н в расчетных условиях
также замыкается у передней кромки обечайки, от которой от-
ходит и замыкающий эту систему прямой скачок 0—3. Эти три
скачка образуют внешнюю систему сжатия. За скачком 0—3
поток дозвуковой. Проходное сечение канала за этим скачком
плавно уменьшается до минимального сечення г—г, называемо-
го горлом. На этом участке канала поток снова разгоняется
до звуковой скорости, а за иим до небольшой сверхзвуковой
скорости с замыкающим прямым скачком 4—4. Эта дополни-
тельная сверхзвуковая зона служит для того, чтобы возмущения
Рис. 9.4. Схема сверхзвукового осесиммет-
ричного входного устройства с центральным
телом
от двигателя не могли проникать вперед к входной системе
скачков и расстраивать ее. После скачка 4—4 воздух с дозву-
ковой скоростью поступает на вход в компрессор.
Сверхзвуковое входное устройство нуждается в регулирова-
нии по следующим причинам.
1. Расход воздуха через входное устройство и двигатель рас-
согласовывается при изменении Мг. На малых Мг входное уст-
ройство при нормальной работе пропускает меньше воздуха,
297
а на высоких fy\.v — больше воздуха, чем это требуется двигате-
лю. Поэтому необходимо регулировать входное устройство, уве-
личивая его пропускную способность при малых M.v и перепус-
кая часть воздуха, минуя двигатель, на обльших М^. При не-
достаточном расходе воздуха во входном устройстве возникает
помпаж, т. е. сильные колебания давления, приводящие к быст-
рому разрушению конструкции.
Рис. 9.5. Основные методы регулирования
входного устройства с центральным телом;
а—осевое перемещение центрального тела; б—откры-
тие створок впуска воздуха; в—открытие створок пе-
репуска воздуха; г—положение центрального тела при
расчетной оп; д~—положение центрального тела на
дозвуковой оп; Д/—осевое перемещение центрального
тела
2. С понижением М® по сравнению с расчетным система
скачков на входе расстраивается, так как при этом увеличива-
ется угол наклона косых скачков и они не замыкаются на перед-
ней кромке обечайки, что приводит к увеличению потерь. По-
этому элементы, служащие для организации системы скачков,
также необходимо регулировать.
Основные методы регулирования сверхзвукового входного
устройства показаны на рис. 9.5 применительно к рассмотрен-
ной выше схеме с центральным конусом:
а)	регулирование осевым перемещением центрального тела.
С уменьшением центральное тело вдвигается внутрь, чтобы
сохранить систему скачков н ее замыкание на передней кромке
298
обечайки. Форма проточной части может быть такой, что прн
этом одновременно увеличивается и площадь горла (повышает-
ся пропускная способность входного устройства);
б)	увеличение пропускной способности входного устройства
при малых М» открытием специальных створок впуска воздуха,
расположенных за горлом. При этом обеспечивается подвод на
этих режимах к двигателю дополнительного воздуха, необходи-
мого для его работы;
Рис. 9.6. Плоское сверхзвуковое входное устрой-
ство:
й—«сверхзвуковой полет; б—взлетный режим; /—нижняя
поверхность крыла самолета; 2—клин: 3—передняя па-
нель; 4— горло; 5—«задняя панель; €—дозвуковой диф-
фузорный канал; 7—канал; в—клапан; 9—двигатель; 10—
нижняя входная кромка; 11—створка
в)	согласование расхода воздуха через входное устройство
и двигатель иа больших скоростях полета путем открытия ство-
рок перепуска воздуха, которые позволяют выпустить наружу,
помимо двигателя, часть воздуха за входным устройством.
Расход впускаемого и перепускаемого воздуха регулируется
изменением угла установки соответствующих створок. Эти же
методы регулирования позволяют согласовывать расход воздуха
через входное устройство и двигатель при дайной ип и изменении
режима работы двигателя.
Помимо осесимметричных находят применение так называе-
мые плоские входные устройства, имеющие прямо-
угольное поперечное сечение. Для образования системы скачков
в них используется клин. На рис. 9.6 в качестве примера пока-
зана схема плоского входного устройства, расположенного под
крылом. На расчетной va создается система скачков, показан-
ная на рис. 9.6. От переднего острого клина 2 отходит первый
косой скачок I—0. Второй косой скачок II—0 начинается иа пе-
редней кромке шарнирно закрепленной панели 3 и замыкается
299
вместе со скачком I—О иа острой нижией входной кромке 10.
Серия расположенных рядом косых скачков III—0 отходит от
вогнутой поверхности передней панели и фокусируется на кром-
ке 10, от которой внутрь входного устройства отходит замыкаю-
щий скачок IV—0, проходящий через горло 4 между передней 3
и задней 5 подвижными панелями. В этом скачке, достигается
конечное замедление потока с переходом иа дозвуковое течение.
Далее поток подтормаживается в диффузорном канале 6 перед
входом в двигатель 9. Это входное устройство рассчитано на
Ми=2,2.
На расчетном режиме обе верхние панели 3 и 5 находятся
в опущенном внутрь положении. С уменьшением скорости поле-
та их поднимают вверх, обеспечивая поддержание системы ска-
чков н увеличивая проходное сечение горла. Для перемещения
панелей применяется гидравлический привод.
Если в сверхзвуковом полете минимально допустимый рас-
ход воздуха через входное устройство превышает требуемый
для двигателя, то, как и при устройстве с центральным телом,
избыточный воздух перепускается наружу. Для этого использу-
ют два способа: 1) перепуск через открываемую в нижней части
устройства створку 11 (ее положение в этом случае показано на
рис. 9.6,а штриховыми линиями) и 2) отвод части воздуха из
входного устройства через щель в горле 4 между подвижными
верхними панелями по каналу 7 в пространство вокруг двигате-
ля. Отсечка подачи этого воздуха осуществляется клапаном 8.
На взлете и в полете с малой скоростью для согласования
расходов воздуха недостаточно одного увеличения горла в ре-
зультате подъема панелей 3 и 5. Открывают еще н створку II
в противоположную сторону (см. рис. 9.6,6) и через нее подво-
дят к двигателю дополнительный воздух.
Глава 10
осевой компрессор
Параметры и конструктивные особенности компрессора су-
щественно влияют на показатели всего двигателя. Как уже из-
вестно (разд. 3.5), лк* и 1)*л являются одними пз основных па-
раметров, определяющих экономичность и мощность двигателя.
Вместе с тем масса компрессора составляет до 40% массы ТРД,.
а его длина может достигать половины длины двигателя. По-
этому конструкция компрессора должна обеспечивать получение
заданных лк* и при минимальной массе и размерах, т. е. при
достаточно малом числе эффективных и легких ступеней.
Трудоемкость изготовления компрессора составляет значи-
тельную часть от общей трудоемкости изготовления двигателя,
в связи с чем предъявляется требование определенной простоты
конструкции, удешевляющей его изготовление, переборку и ре-
300
монт. Кроме того конструкция должна обеспечить высокую на-
дежность во‘всех эксплуатационных условиях, простое и удоб-
ное согласование с остальными элементами двигателя.
10.1. Основные элементы конструкции компрессора
Несмотря на многообразие типов применяемых осевых ком-
прессоров, назначение и конструкция их основных элементов
являются общими и могут быть рассмотрены на примере одно-
каскадного компрессора (рис. 10.1).
Рис. 10.1. Конструктивная схема однокаскадного компрессора:
/—обтекатель; 2—каналы обогрева воздухом в обтекателе; 3— выход обогревающего
воздуха; 4—радиальные стойки; 5—передний корпус; в—радиальный валик привода аг-
регатов; 7—коробка привода агрегатов; 8— ось и рычажок поворота лопатки ВНА; 9—>
агрегаты; 10—кольцо поворота лопаток ВНА; 11—трубка подвода горячего воздуха в
противообледенительную систему; 12—лопатка ВНА, в переднюю полость которой подво-
дится горячий воздух; 13—подвод горячего воздуха для обогрева лопаток ВНА; 14—
лента перепуска воздуха; 15—юрпан противообледенительной системы; 16—рабочая ло-
патка; 17—лопатка спрямляющего аппарата; 78—заднее лабиринтное уплотнение; 19—зад-
ний корпус компрессора; 20—задняя опора; 21—вал турбины; 22—соединение вала комп-
рессора с валом турбины; 23—замок соединения; 24—пружина замка; 25—уплотнение; 26—
задняя разгрузочная полость; 27—задняя цапфа; 28—диски-. 29—межступеичатое уплотне-
ние; 30—передняя разгрузочная полость; 31—передняя цапфа; 32— передняя опора; 33-
шестерня привода агрегатов; 34—упругий элемент в первой опоре
Однокаскадиый компрессор состоит из двух основных частей:
вращающегося ротора и неподвижного статора. Показанный
на схеме ротор образован жестко соединенными между собой
дисками 28 с укрепленными на периферии рабочими лопатками
16. Статор состоит из переднего 5 и заднего 19 корпусов с опо-
рами 20 и 32 и среднего корпуса с лопатками 17 спрямляющих
аппаратов. Лопатки 12 входного направляющего аппарата раз-
мещаются в передней части корпуса.
Ротор вращается в двух опорах, в которые входят его перед-
няя 31 и задняя 27 цапфы. В некоторых конструкциях задний
подшипник отсутствует и второй опорой служит опора турбины.
301
Поскольку давление воздуха прн прохождении через ком-
прессор повышается, то на роторе возникает осевая сила Раос,
действующая в сторону передней части компрессора. Она равна
сумме осевых составляющих аэродинамических сил, возникаю-
щих при обтекании лопаток, и осевых сил давления на передний
и задний торцы ротора компрессора. Осевая сила, действующая
на ротор компрессора, относительно велика и может во много
раз превышать силу тяги двигателя. Она обычно воспринимает-
ся в компрессоре задним подшипником опоры 20, который дол-
жен поэтому помимо радиальных нагрузок выдерживать и осе-
вые. Тогда передний подшипник опоры 32 выполняют ролико-
вым и он несет только радиальные нагрузки, ие препятствуя
осевому перемещению передней цапфы ротора, которое обус-
ловлено различным удлинением ротора и статора при иагреве.
С целью уменьшения Ра.с по торцам компрессора создают
специальные переднюю 30 и заднюю 26 разгрузочные полости.
Передняя разгрузочная полость имеет два уплотнения — по
внутреннему диаметру dBX у опоры и по внешнему диаметру Z)Bx
диска первой ступени. Эта полость наддувается воздухом повы-
шенного давления, отбираемым от компрессора. В результате иа
переднем торце образуется осевая сила, направленная противо-
положно осевой силе, действующей на ротор компрессора. Задняя
разгрузочная полость также имеет два уплотнения (расположен-
ные на диаметрах dK и £>ь), но соединяется с атмосферой. Тем
самым уменьшается осевая сила, действующая на задний торец
ротора компрессора.
Даже при наличии разгрузочных полостей осевая сила оста-
ется весьма большой и для ее уменьшения ротор компрессора
обычно жестко соединяют (поз. 22 иа рис. 10.1) в осевом на-
правлении с ротором турбины, на который действует осевая си-
ла противоположного направления.
На ротор компрессора действуют также центробежные силы,
обусловленные несовпадением его центра массы с осью враще-
ния. Если центр массы диска С (рнс. 10.2) смещен относитель-
но оси вращения на величину е, называемую эксцентриситетом,
то при вращении этого диска массой т с угловой скоростью о
возникнет центробежная сила Рц-теи2, воспринимаемая опора-
ми (силы Pj и Рц). Эти силы при дайной частоте вращения ро-
тора постоянны по величине, ио изменяются по направлению,
поворачиваясь с той же частотой, и вызывают вибрацию двига-
теля. В многодисковом роторе каждый диск является источни-
ком создания такой неуравновешенной силы.
Для уменьшения неуравновешенных сил применяют стати-
ческую и динамическую балансировки ротора. При статической
балансировке ротор свободно устанавливается на горизонталь-
ных ножах н под действием неуравновешенной силы тяжести
поворачивается, занимая положение центром массы вниз. Дис-
302
баланс, т. е. неуравновешенность ротора, характеризуется про-
изведением массы на эксцентриситет б—те. Он устраняется ли-
бо добавлением массы Д/n на радиусе г, либо удалением
соответствующей массы с более тяжелой стороны диска, пока ие
наступит безразличное равновесие ротора на ножах.
Однако статическая балансировка не позволяет полностью
устранить неуравновешенные силы, так как статическая уравно-
вешенность еще не определяет отсутствие неуравновешенного
Рис. 10.3. Схема ротора с двумя оди-
наковыми дисками на двух опорах
Рис. 10.2. Схема ротора с одним дис-
ком на двух опорах
момента сил. Например, ротор с двумя одинаковыми дисками,
имеющими равный, но противоположно расположенный эксцент-
риситет (рис. 10.3), прн статической балансировке будет нахо-
диться в состоянии безразличного равновесия. Но при вращении
в каждом диске возникнет неуравновешенная сила Р^=теы2
и на ротор будет действовать неуравновешенный момент М =
=PnS=PjS, передаваемый через подшипники на корпус. Поэто-
му дополнительно применяют динамическую балансировку рото-
ра в целом, сущность которой основана на определении неурав-
новешенных сил на каждой опоре. Для этого ротор устанавлива-
ют в балансировочной машине, одна из опор которой является
упругой и может перемещаться в горизонтальном направлении.
Ротор приводится во вращение и под действием неуравновешен-
ного момента от центробежных сил упругая опора смещается на
величину, пропорциональную действующей иа нее неуравнове-
шенной силе; одновременно определяется направление эксцент-
риситета. Затем производится снятие материала с более тяже-
лой стороны или установка дополнительной массы на более
легкую сторону и балансировка повторяется. Дисбаланс после-
довательно проверяется по передней и задней опорам.
303
Допустимый дисбаланс роторов устанавливается в зависи-
мости от их размера и частоты вращения. Для роторов компрес-
соров мощных двигателей допускается дисбаланс до 0,05—
0,4 Н * см, а для роторов двигателей средней и малой мощности—
до 0,002—0,02 Н • см.
Центробежные силы, действующие во вращающемся роторе,
могут возрасти до недопустимо большой величины при опреде-
ленной скорости вращения, называемой критической (<оИр). Это
Рис. 10.4. Схема прогиба вала с диском посредине:
а—неподвижный ротор; б—ротор вращается
объясняется следующим. Во вращающемся роторе вал всегда
прогнут под действием центробежной силы Рп=т(е+у)ы2
(рис. 10.4). На установившейся скорости вращения оиа уравно-
вешивается силой упругости Ру, которая пропорциональна про-
гибу Py—ky. Коэффициент пропорциональности k называется
изгибной жесткостью вала.
Учитывая равенство центробежной и упругой сил, получаем
/n(e-f-^)w2=^,
откуда
ею2
.
k/m — w2
(10.1)
Из выражения (10.1) следует, что при о, соответствующей
условию	прогиб вала у=со, Это и есть условие крити-
ческой скорости вращения, т. е.
т
(Ю.2)
Заменив в уравнении (10.1) значения k/m иа toKp2, получаем
У=
(10.3)
304
Из уравнения (10.3) следует, что с повышением со абсолют-
ная величина у сперва возрастает до оо при а)=<оНр, а затем сно-
ва уменьшается, достигая в пределе е при <о=оо (рис. 10.5).
В действительности прн сокр прогиб вала не становится беско-
нечно большим из-за действия внутренних сил трения, сил тре-
ния в подшипниках и сопротивления вращению диска и лопаток.
Тем не менее прогиб и центробежные силы, а следовательно, и
вибрации, в зоне сокр очень велики и работа в этой зоне иедо-
Рис. 10.5. Зависимость
прогиба вала от угловой
скорости вращения
пустима. Поэтому ротор обычно делают «жестким», т. е. в рабо-
чем диапазоне частот вращения (0<(0кР. Только в некоторых
конструкциях применяются «гибкие» роторы, для которых рабо-
чий диапазон по to выше ОкР. В таком роторе критическая час-
тота вращения меньше рабочей и переход через щкр производит-
ся предельно быстро. Достоинством «гибких» роторов является
существенно меньшая их масса, а недостатком — необходимость
увеличивать зазоры из-за больших прогибов при прохождении
to«p.
Для обеспечения прочности ротора необходимо иметь доста-
точно большой интервал скорости вращения между ее рабочим
диапазоном и критическим значением. Для этого изменяют
жесткость ротора k или массу дисков т. С увеличением k и умень-
шением т возрастает сэкр-
Жесткость ротора можно увеличить, повышая момент инер-
ции поперечного сечения вала (увеличивают его диаметр и тол-
щину стенок) и сокращая расстояние между опорами (либо
увеличивая число опор). Жесткость ротора можно понизить
введением упругих опор (поз. 34 на рис. 10.1).
Для устранения помпажа в компрессоре применяются пово-
ротные регулируемые лопатки направляющих аппаратов и кла-
паны (ленты) перепуска. На схеме (см. рнс. 10.1) показаны ре-
гулируемый входной направляющий аппарат (лопатки 12} и лен-
та 14 перепуска из средних ступеней компрессора.
В определенных метеорологических условиях (низкая тем-
пература и высокая влажность) в воздухе находятся во взвешеи-
305
иом состоянии переохлажденные капли воды или кристаллики
льда, внешне наблюдаемые как облака,туман, дождь, мокрый
снег. Попадая во входное устройство двигателя, они замерзают
на внутренних поверхностях входного канала, стойках, обтека-
теле носка двигателя, лопатках ВНА. Обычно обледенение на-
ступает при отрицательных температурах, но в условиях малых
скоростей полета или работы на земле воздух на входе разго-
няется с соответствующим снижением его температуры. Поэтому
в таких условиях обледенение возможно даже при температуре
окружающего воздуха до 280 К.
Загромождение входа льдом приводит к уменьшению про-
ходного сечеиия с ухудшением характеристик двигателя. На-
росшие куски льда, отделившись от поверхности, попадают на
рабочие лопаткн и могут вызвать их разрушение. Поэтому
принимают специальные меры для защиты деталей входа от
обледенения путем их обогрева. Горячее масло обычно исполь-
зуется для обогрева стоек переднего корпуса компрессора; го
рячий воздух, отбираемый от компрессора, — для обогрева лопа^
ток ВНА, кока и частично стоек (как показано на рис. 10.1)
Поверхности воздухозаборника обычно обогревают электричес-
ким способом.
Передняя и задняя опоры компрессора должны иметь на-
дежное уплотнение масляных полостей от воздушного тракта
(поз. 25 иа рис. 10.1). Попадание масла в проточную часть ком-
прессора приводит не только к повышенному расходу масла, ио
и к быстрому загрязнению компрессора с ухудшением его ха-
рактеристик. Попадание воздуха в опоры может привести к на-
рушению смазки и повышенному коксообразованию в опорах.
10.2. Конструкция ротора компрессора
В компрессорах авиационных двигателей находят примене-
ние роторы барабанного (а), дискового (б) нли смешанного
(в) типа (рис. 10.6). На рис. 10.7 показана конструкция ротора
барабанного типа 10-ступеичатого компрессора. Барабан изго-
товлен из цельной заготовки и имеет в местах крепления рабо-
чих лопаток 4 кольцевые выступы 7 н внутренние кольцевые
ребра жесткости 5. В кольцевых проточках между рабочими ло-
патками соседних ступеней выполнены гребешки 6 лабиринтно-
го уплотнения, расположенные против внутренних обойм на-
правляющих аппаратов.
Первая и последняя ступени имеют диски 2 и 9, которые из-
готовлены за одно целое с цапфами под передний и задний под-
шипники. Они соединены с барабаном иа призонных болтах 3.
Внутри передней цапфы установлены два эксцентричных грузи-
ка .J0 для балансировки ротора по передней опоре В задней
цапфе расположен узел соединения ротора компрессора с валом
турбины. Достоинством барабанной конструкции ротора явля-
306
ется большая изгибн а я жесткость и-высокая критическая, час-
тота~~вращення. _ Вместе с тем изготовление такого барабана
весьма трудоемко, очень велик выход металла в стружку. Из
Рнс. -.10.6. Типы роторов компрессора:
а—барабанный; б—дисковый; в—смешанный
условий прочности окружная скорость на наружном диаметре
барабана ограничена меньшими значениями по сравнению с дис-
ковой конструкцией. Все это приводит к тому, что барабанные
Рис. 10.7. Конструкция ротора барабанного типа;
/—передний подшипник; 2—диск первой ступени; 3—призонные болты; 4—рабочие ло-
патки; 5—внутренние кольцевые ребра жесткости; €—гребешки лабиринтного уплот-
нения; 7—кольцевые выступы в местах крепления рабочих лопаток; 3—замок крепле-
ния лопаток; 9—диск последней ступени; 10—эксцентричные грузики для балансиров-
ки ротора; II—вал турбины с наружной сферой, в которой сделаны продольные па-
зы; 12—задний подшипник; 13—шлицевой замок; 14—пружина замка
роторы компрессора большей частью применяются лишь в дви-
гателях небольшой размерности.
'Впгоследние годы для устранения ряда указанных недостат-
ков стали применять сварные барабанные роторы. В результате
307
существенно улучшается технологичность конструкции, так как
по существу применяются в дальнейшем свариваемые заранее
изготовленные диски. Такой ротор можно рассматривать и как
иеразборный ротор смешанного типа. Подобная конструкция
показана иа рис. 10.8. Следует отметить, что при сварном бара-
банном роторе диски могут быть выполнены со значительна
меньшим отверстием (в цельном барабане это невозможно нз
условий прохода режущего инструмента для выборки металла
между ребрами) н поэтому могут рабо-
—I	—।	т.а-ть%при больших окружных скоростях.
f 2 >3 1 1	Ротор дискового типа состоит из от-
| \ t I	I дельных дисков рабочих колес, сгупицы
I	I которых соединены с центральным ва-
Y7 / лом. Крутящий момент передается
Ч]	Ж у к каждому диску от вала через ступицу.
' Jj О'	утолщенной периферийной части ди-
сков укреплены рабочие лопатки. Диски
Рис 108. Схема воспринимают центробежные нагрузки.
соединения свар- возникающие во вращающемся диске от
собственной массы и массы укрепленных
на'периферии лопаток.
Достоинством ротора дискового типа'
является возможность достижения высо-
ного барабанно-
го ротора:
1—сварка; 2— рабо-
чая лопатка; 3—-за-
мок крепления ло-
паток	ких окружных скоростей (до 400 м/с на
периферии), так как при специальном
профилировании диска может быть обеспечена высокая его проч-
ность в отношении центробежных нагрузок. Вместе с тем^изги^.
ная жеслкохпъ^ротора .дискового типа определяется только жест-
костью вада^ Поскольку центральное отверстие для вала ослаб-
ляет диск, желательно применение вала небольшого диаметра,
ио это уменьшает изгибную жесткость всего ротора. Даже при
существенном утолщении вала с целью увеличения его изгибиой
жесткости критическая частота вращения ротора дискового типа
неведика. Поэтому такой ротор часто употребляют в компрес-
соре с небольшим числом ступеней (обычно высоконапориых)
и соответственно с малой длиной и небольшим расстоянием
между опорами.
'/^’Соединение ступицы диска с центральным валом должно
'обеспечить их соосность,и передачу крутящего момента й осево-
гоусилия на всех режимах работы, в том числе при холодном
и нагретом роторе. Это соединение выполняют различными спо-
собамн^плОТНОЙ/посадкой назвал, посадкой на шлицевых сое-
^шщннях^эв^ТетёнТЕГОГО^Т^апециевидного или гГр^оугольного
тапа.ПГТримеры таких соединений приведены на”рис. 10.9.
" Посадка ступйцы~дйска Ка вал'ТГнатягбм~(рис. 10.9,а) про-
изводится либо по конусу с малым углом конусности (1:50—
1:10), либо на ступенчатые цилиндрические поверхности. При
этом натяг должен обеспечить передачу крутящего момента к
308
дискам и осевого усилия от дисков на вал во всех условиях»,
в том числе при максимальной разнице их температур. Учет
этого обстоятельства приводит к повышенным натягам в холод-
ном состоянии, что крайне затрудняет переборку ротора.
Эвольвентное шлицевое соединение (см. рис. 10,9,6 и
рис. 10.10) обеспечивает не только передачу крутящего момен-
та, но и центровку- по эвольвентиым поверхностям. Однако пр»
вращении в ступице диска возникают большие деформации под
Рис. 10.9. Способы соединения ступицы диска с валом:
а—посадка с натягом по конусной поверхности:
/—конусная поверхность; 2—стальная втулка, запрессованная в диск
с фиксацией штифтом; 3—диск из алюминиевого сплава;
б, в, и г—посадка на эвольвентных радиальных шлицах, прямоуголь-
ных радиальных шлицах и трапециевидных радиальных шлицах соот-
ветственно;
<?—посадка на радиальных эвольвентных шлицах ступицы диска с гиб-
ким элементом: 4—диск; 5—вал;
в— соединение на торцовых шлицах
действием центробежных сил н нарушается центровка. Еще
большие деформации возникают при нагреве дисков нз алюми-
ниевого сплава вследствие разницы в коэффициенте линейного
расширения стали и алюминия. В связи с этим эвольвентное
шлицевое соединение диска с валом приходится выполнять
с повышенным натягом. Нормальная посадка в соединении с
эвольвеитными шлицами может быть выдержана в конструкции
ступицы диска с гибким элементом между шлицевой частью
и остальной ступицей, как показано на рис. 10.9,д. В этой конст-
рукции ступица в значительной мере разгружена от центробеж-
ных сил, действующих в диске. Передача осевого усилия при
эвольвентном шлицевом соединении понятна из рис. 10.10.
В соединении с трапециевидными шлицами (см. рис. 10.9,г)
центрирующими являются радиальные, поверхности. и поэтому
309
Рис. 10.10. Ротор дискового ти-
па с проставками;
I«вал: г—передний подшипник; 3—
втулки с гребешками лабиринтного
уплотнения; 4—гайка, затягиваю-
щая диски на валу; 5—диск; 6—
рабочая лопатка; 7—ппоставки;
8—эвольвентные шлицы
центровка ие изменяется при деформации ступицы диска под
действием центробежных сил. В соединениях с прямоугольными
радиальными шлицами и с торцовыми шлицами (см. рис. 10.9,в,
е) центрирующими являются цилиндрические поверхности.
В роторе дискового типа полость между дисками не отделе-
на от проточной части компрессора. Поэтому между дисками
обычно устанавливают на периферии кольцевые проставки, по-
добно проставкам 7 иа рис,
10.10. Проставки, соединяя ди-
ски на периферии, способст-
вуют снижению их вибрации.
В некоторых конструкциях
в полость между дисками вхо-
дит внутреннее кольцо спрям-
ляющего аппарата с уплотне-
нием между ними и дисками.
Ротор барабанно-дисковой
конструкции применяется ь
компрессорах современных
авиационных двигателей наи-
более часто, так как сочетает
достоинства барабанного и ди-
скового роторов: способность
выдерживать высокие окруж-
ные скорости, большую изгиб-
ную жесткость, малую склон-
ность к вибрациям, приемле-
мую технологичность. Способы
соединения дисков в роторе
барабанно-дисковой конструк-
ции весьма разнообразны, как-то: иапрессовкой cq. штифтами,
на фланцах с призоиными болтами й на торцовых шлицах.
Пример соединения иапрессовкой со штифтами показан на
рис. 10.11. Каждая секция ротора представляет собой диск с ба-
рабанным участком. Посадочный пояс на барабанном участке
запрессовывается в соседний диск и штифтуется. Штифты 6
скрепляют диски и передают крутящий момент.
Отдельные диски могут соединяться на фланцах барабанны-
ми проставками и стягиваться йризонными болтами (рнс. 10.12).
Иногда барабанная проставка изготавливается за одно целое с
диском: на рис. 10.12 так выполнен диск первой ступени. При-
меняются также конструкции с фланцами и длинными стяжны-
ми болтами. При этом помимо проставок с фланцами могут при-
меняться и распорные втулки (рис. 10.13).
Соединение секций ротора на торцовых шлицах с затяжкой
центральным стяжным болтом показано на рис. 10.14. Треуголь-
ные торцовые шлицы 3 обеспечивают не только передачу кру-
тящего момента, но н центровку. В этой конструкции для созда-
310
Рис. 10.11. Ротор барабанно-дискового типа с соединением секций напрес-
совкой и фиксацией штифтами:
/—передний подшипник; 2—диск первой ступени, изготовленный совместно с цапфой
и проставкой между ступенями; 3—втулки с гребешками лабиринтного уплотнения;
4—рабочая лопатка; 5—гребешки межступенчатого лабиринтного уплотнения; 6—
штифты; 7—диск, изготовленный за одно целое с проставкой (барабанным участ-
ком); 3—задняя цапфа; 9—задний подшипник; 10—шлицы соединения с валом турбины
Рис. 10.12. Ротор барабанно-дискового типа с соединением секций на флан-
цах с помощью призонных болтов:
/—цапфа и диск I ступени с проставкой; 2—передний подшипник; 3—втулки с гре-
бешками лабиринтного уплотнения; 4—рабочие лопатки; 5—‘гребешки межступенча-
того лабиринтного уплотнения; 6— призонные болты; 7—диски; 8—проставки; 9—упру-
гое кольцо, удерживающее призонные болты от выпадания при сборке; /0—диск по-
следней ступени с цапфой; //—задний подшипник; 12— шлицы соединения с валом
турбины
311
«ния изгибной жесткости необходима значительная затяжка цент-
ральным стяжным болтом 1 с запасом иа возможные темпера-
турные деформации.
Рис. 10,13. Ротор ба-
рабанно-дискового ти-
па с соединением сек-
ций длинными стяж-
ными болтами:
1—диск;	2—<распорные
втулки; 3-—проставки; 4—
задняя цапфа; 5—стяж-
ной болт
Ротор дискового типа вращается в подшипниках, внутренние
обоймы которых надеваются на шейки вала. В роторах других
типов центрального силового вала нет и для установки подшип-
1
Рис. 10.14. Ротор барабанно-дискового типа с соединением секций на тор-
цовых шлицах:
/—центральный стяжной болт; 2—передняя цапфа; 3—торцовые шлицы; 4—задняя
цапфа; 5—гайка стяжного болта
ников и соединения с валами турбины, винта (в ТВД) и привода
•агрегатов применяются передняя и задняя цапфы, представля-
ющие собой либо самостоятельную деталь (обе цапфы иа
312
рис. 10.14 и задняя цапфа иа рнс. 10.11), либо деталь, объеди-
иенную с одним из дисков ротора (см. рис. 10.7, передняя цапфа
на рис. 10.11). Крепление цапфы к дискам аналогично применя-
емому для соединения дисков в роторе.
/‘' Передача крутящего момента к ротору компрессора от тур-
/бины или от ротора компрессора к винту (в ТВД) осуществля-
1ется шлицевым соединением валов| Как уже отмечалось, узел
Рис. 10.15. Соединение задней цапфы
компрессора с валом турбины на шли-
цах и резьбовой втулкой:
7—'задняя цапфа компрессора; 2—шари-
ковый подшипник; 3—гайка; 4—втулка для
контровки гайки 3; 5—упор и направляю-
щая пружины; 6—пружина; 7—шлицевая
контровочная втулка; 8—резьбовая втулка;
5—упорная втулка; Л—вал турбины
соединения вала компрессора с валом турбины помимо крутя-
щего момента должен передать и осевую' силу."~На~рнс. 10.15
показана одна из конструкции подобного соединения, в которой
наружные эвольвентные шлицы иа задней цапфе 1 компрессора
непосредственно входят во внутренние шлицы вала 10 турбины.
Шлицы обеспечивают центровку соединяемых валов, тогда как
наличие^ зазора вГ шлицах позЬолйет соединению работать~с~нТ-
_Которой иесоосндстью опор. Для передачи осевой силы в этом
соединении прймёнена~резьбовая "‘ПЭТул’кЭ 8", ШОрачнваемая
внутрь задней цапфы компрессора; с помощью упорной втулки 9
она стягивает оба ротора. Контровка резьбовой втулки 8 осу-
ществляется контровочной втулкой 7, шлицы которой входят
в зацепление со шлицами задней цапфы компрессора и резьбо-
вой втулки. Контровочная втулка удерживается в зацеплении
специальной пружиной 6. Для разборки соединения предвари-
тельно отжимается контровочная втулка, которая таким образом
выводится из зацепления с резьбовой втулкой, после чего послед-
няя выворачивается.
313
В ряде конструкций для передачи осевой силы применяются
полусферы, допускающие большую несоосность опор валов ком-
прессора и турбниы. Одно из соединений такого типа показано
на рис. 10.7. Вал 11 турбины имеет наружную сферу, в которой
выполнены продольные пазы. Ответная внутренняя сфера с про-
дольными пазами имеется в задней цапфе компрессора. Хвос-
товик вала турбины совмещается выступами на сфере с пазами
Рис. 10.16. Соединение задней цапфы компрессора с валом турбины шли-
цевыми втулками и полусферами:
/ и S—шлицевые втулки; 2—задняя цапфа; 3—регулировочное кольцо; 4—перед-
няя полусфера; 5—задняя полусфера; 6—вставка с полусферическими поверхно-
стями (укреплена на резьбе и законтрена стопорным винтом); 7—вал турбины
в задней цапфе н вводится в нее, после чего поворачивается на
60° и его выступы входят во внутреннюю сферу в задней цапфе
компрессора. Этим достигается соединение, передающее осевую
силу. В рабочем положении валов шлицевой замок 13, предва-
рительно отжатый специальным инструментом, отпускается и
входит в зацепление шлицами с валами турбины и компрессора,
«обеспечивая передачу крутящего момента от турбины к компрес-
сору с фиксацией взаимного положения валов.।
ВПюиструкцин, показанной на рис 10.1 б, передняя 4 и зад-
няя 5 полусферы выполнены раздельными и имеют различные ра-
диусы, но с общим центром вращения. Зазор в полусферах
обеспечивается подбором толщины регулировочного кольца 3.
Крутящий момент передается двумя шлицевыми втулками 1 и 8,
сидящими иа валах компрессора и турбины так, что оии не мо-
гут перемещаться в осевом направлении. Друг с другом эти
втулки соединяются также на шлицах, но вынесенных на боль-
ший диаметр.
314
Рис. 10.17. Рабочие лопатки компрессора:
/—противовибрационные полки; 2—перья; 3—пол-
ки; 4—ножка с замковой частью типа елочного
замка; 5—ножка с замковой частью типа лас-
точкин хвост; 6— 'ножка с замковой частью шар-
нирного типа; 7—ободы диска ротора
Наиболее сложный комплекс требований предъявляется к
основному элементу ротора — рабочим лопаткам.
Рабочая лопатка состоит из пера и ножки. Перо лопатки
имеет профиль, линейные размеры и углы которого выполняются
с высокой точностью. Для повышения прочности лопатки перо
выполняется с уменьшающейся по высоте толщиной- 11оверх-
ность лопатки должна быть гладкой. Это необходимо для умень-
шения потерь и повышения стойкости лопаток против возникно-
вения трешии усталостно-
го характера от перемен-
ных напряжении. Лопатка
должна иметь минималь-
ную массу, поскольку она
находится в зоне наиболь-
ших окружных скоростей
н ие только сама испыты-
вает очень высокие цент-
робежные нагрузки но и
существенно нагружает
диски ротора. Для облег-
чения балансировки рото-
ра массы лопаток одной
ступени должны быть по
возможности одинаковы-
ми; обычно разница в мас-
се не превышает 1—5 г.
Ножка лопатки со-
стоит из полки и замковой
части (рис. 10.17). Размер
полки должен быть та-
ким, чтобы корневое сече-
ние пера лопаткн пол-
ностью размещалось иа
ней. Переход от пера к полке выполняется с плавным скругле-
нием для устранения местных^концентрацнй напряжений.
Замковая часть служит для "соединения Лопатки ”с диском.
В компрессорах наиболее часто применяют трапециевидное зам-
ковое соединение типа ласточкин хвост (поз. 5 на рис. 10.17).
В ободе для крепления каждой лопатки выполняется трапецие-
видный паз, а в ножке — трапециевидный выступ. Для получе-
ния большей площади контакта и уменьшения напряжений
в'замке-даз выполн^кггтгаклбй'ным к оси диска под углом, при-
мерно совпадающим с углом установки профиля в корневом се-
чении. Обычно лопатки вставляются в паз с небольшим зазором
(0,01—0,04 мм), что позволяет легко заменять лопатки прн пере-
борке и кроме того обеспечивает некоторое демпфирование коле-
баний лопатки.
На лопатку действуют силы, стремящиеся сместить ее в осе-
315
1
вом направлении. Это газодинамические силы, действующие в
сторону входа, и осевая составляющая!от центробежных сил%
возникающая прн изменяющемся диаметре втулки вдоль ком-
«рессора и направленная в сторону выхода из компрессора.
Чтобы лопатка не могла смещаться в осевом направлении
в замковом соединении типа ласточкин хвост применяются спе-
циальные фиксаторы (рис. 10.18): штифты, контровочные плас-
Рис. 10.18. Способы фиксации рабочих лопаток с зам-
ком типа ласточкин хвост от осевых перемещений:
1—зуб в ножке лопатки, 2—пластинчатый стопор с отгиб-
ными усиками, 3—радиальный штифт. 4—втулка, 5—разрез-
ное пружинное кольцо, 6—продольный штифт, 7—резьбовая
, шпилька
тииы с отгнбными усиками, разрезные упругие кольца, входящие
в пазы в лопатке и диске; в первых ступенях из-за наибольшего
изменения внутреннего диаметра и большой массы лопаток для
осевой фиксации часто применяют выступающий зуб в передней
части ножки лопатки. Все эти способы обеспечивают разборку
конструкции. Контровочные пластины при переборке отгибаются
и заменяются новыми; штифты срезаются выбнваннем лопатки
из паза и также заменяются новыми.
_В роторе барабанного типа соединение типа ласточкин хвост
выполняется ие в продольном, а в поперечном направлении. Ба-
рабан изготовляется с поперечными кольцевыми,пазами трапе-
циевидного сечения (см? рнс. 10.7 и 10.8) и лопатки заводятся
в них последовательно через специальные окна. После установ-
ке
ки всех лопаток они смещаются в пазу на половину шага н в ок-
не оказывается только часть хвостовиков двух замыкающих
лопаток. Остальная часть хвостовиков этих лопаток нормально
удерживается в пазе. В этом положении замыкающие лопатки
фиксируются от перемещения/В окружном направлении специ-
альным стопором (штифтом, винтом и т. п.).
В компрессорах со стальными или титановыми лопатками и
дисками иногда применяют многозубое замковое соединение
типа елочного замка (поз. 4 на
рнс. 10.17). Замок такого типа уже
других, что~НЬзбдляет закрепить на
ободе диска большее число лопаток.
“Однако соединение елочным замком
требует высокой точности изготовлс
ния с применением дорогостоящих
протяжек.
В каждой ступени компрессора
при прохождении вращающихся
лопаток мимо неподвижных возни-
кают пульсации потока, Кроме того
источником возникновения пульса-
ций может быть и затенение про-
ходного сечения стойками. Интен-
сивные пульсации возникают прн
Нарушении нормального режима ра-
боты— в случае помпажа или вра-
щающегося срыва в компрессоре,
вибрационного горения и т. д.
Пульсации газа оказывают воз-
действие на соприкасающиеся с га-
зом элементы конструкции и вызы-
вают их вибрацию.^ В компрессоре особенно опасны вибрации
лопаток. Частота вибраций вызываемых пульсациями газа назы-
вается частотой вынужденных колебаний в отличие от частоты
собственных колебаний,' т. е. частоты, с которой колеблется ло-
патка под действием собственных сил упругости, если ее выве-
сти из равновесия и отпустить.
Вынужденные колебания лопаток могут явиться источником
_поломки, когда они по частоте совпадают или кратны часто-
те собственных колебаний. В этом случае происходит резоиаис—
резкое увеличение амплитуды колебаний, как это показано иа
рис. 10.19.
Резонансные колебания лопаток приходится устранять в про-
цессе доводки двигателей. Для этого изменяют как собственные
частоты лопаток, так и частоту вынужденных колебаний. Первое
достигается изменением формы лопатки, введением антивибра-
ционной перемычки между лопатками, заменой материала ло-
паток, изменением замка крепления лопатки в диске. В сернй-
Рис. 10.19. Изменение амплиту-
ды колебаний лопатки осевого
компрессора в зависимости от
частоты вынужденных колеба-
ний: (а—частота собственных
колебаний)
317
J
ном производстве проверяют собственные частоты изготовлен-
ных лопаток и допускают к сборке только лопаткн, находящиеся
в заданном диапазоне по частоте. На частоту вынужденных
колебаний можно воздействовать изменением числа лопаток
в ступенях, числа и расположения стоек, углом раскрытия диф-
фузора и т. П.(
Рис. 10.20. Шарнирное крепление рабочих лопаток компрессора.
а—шарнирное крепление с фиксацией пальца упругой контрящей шайбой;
б—‘шарнирное (вильчатое) крепление с фиксацией пальца расклепывани-
ем: /—диск; 2—палец; 3—шайба; 4—упругая контрящая шайба; 5—рабочая
лопатка; 6—заклепка
Для уменьшения уровня вибраций в лопатках применяют
и более радикальные меры: шарнирное крепление ножки лопат-
ки в диске илн антивибрационные перемычки. Лопатка с шар-
нирным креплением ее ножки в диске показана на рис. 10.17
(поз. 6), а примеры выполненных конструкций— на рис. 10.20.
В диске выполняется кольцевой паз с отверстиями для пропуска
осей крепления каждой лопатки. В ножке лдпатки имеется от-
верстие, в которое входит ось крепления. Посадка лопатки на
оси допускается свободное ее покачивание Во вращающемся ро-
торе лопатка под действием центробежных снл стремится занять
радиальное положение, тогда как газодинамические силы стре-
мятся отклонить лопатку от этого положения. В результате из-
менения газодинамических сил при прохождении лопатки мимо
неподвижных лопаток спрямляющего аппарата рабочая лопатка
покачивается с демпфированием вибрационных нагрузок. Так
как при покачивании лопаткн возникает опасность износа про-
ушины и пальца, то их поверхности смазываются при сборке
318
твердев смазкой (порошком или пастой двухсериистого молиб-
дена). Ось шарнира фиксируется в диске либо расклепыванием,
либо упругой шайбой (см. рис. 10.20). В шарнирном соединении
слабым по прочности местом являются ось и проушина, в связи
с чем этот тип соединения применяется в ступенях с -умеренны-
ми окружными скоростями.
Лопатка с антивибрационными полками показана на рис.
10. 17 (поз. /). Бандажные полки ограничивают прогибы лопа-
ток, тем самым уменьшая амплитуды их колебаний, а возника-
ющие в стыках соприкасающихся полок силы трения существен-
но демпфируют колебания лопаток Бандажные полки выполня-
ются за одно целое с лопаткой в промежуточных по высоте
сечениях. Так как бандажные полки существенно усложняют
изготовление лопаток, то они применяются только при исполь-
зовании наиболее опасных по вибрации длинных лопаток (на-
пример в ступенях вентиляторов ТРДД с большим т).
10. 3. Конструкция статора компрессора
Как уже отмечалось (см. рис. 10.1), статор компрессора
обычно состоит из трех основных частей: переднего и заднего
корпусов с опорами и среднего корпуса с лопатками СА.
Передний корпус образован наружной обечайкой и внутрен-
ней втулкой, между которыми по кольцевому каналу проходит
воздух в компрессор. Они соединяются пустотелыми радиаль-
ными стойками или лопатками ВНА. Внутри втулки расположе-
на передняя опора компрессора и коническая передача к короб-
кам привода агрегатов и стартеру, устанавливаемым на наруж-
ной обечайке корпуса. Радиальные валики передачи мощности
к коробкам приводов расположены внутри пустотелых стоек
корпуса, ^ерез которые кроме того подводится и отводится мас-
ло для смазки Передней опоры и приводов к агрегатам и горя-
чий воздух противообледенительной системы. В турбовинтовых
двигателях во входном корпусе располагается также редуктор
привода винта (см. рис. 1.9). На переднем корпусе имеются
фланцы для соединения спереди с воздухозаборником, а сзади—
со средним корпусом компрессора. Передний корпус выполняет-
ся либо литым из легких сплавов (рис. 10.21), либо сварным из
тонкостенных титановых или стальных штампованных деталей.
В сварных конструкциях лопатки ВНА могут применяться в ка-
честве силовых элементов, соединяющих втулку с наружной
обечайкой.
Средний корпус компрессора может быть выполнен как цель-
ным, так и с поперечными или с продольными разъемами
(рис. 10.22). Цельный корпус имеет наименьшую массу и одина-
-Ковую пр окружности жесткость.^ что важно для обеспечения
минимальных радиальных зазоров в компрессоре. Однако при
цельном корпусе, чтобы обеспечить сборку компрессора, ротор
319
должен быть разъемным, что нежелательно из-за возможности
^^руШёНИя балансировки ротора при его переборке/В некоторых
конструкциях с цельным корпусом балансировка ротора произ-
водится в сборе с С А и балансировочный станок снабжается
Рис. 10.21. Литой передний корпус компрессора:
/—полость для горячего воздуха противообледенительного обогре-
ва кока; 2—кок; 3—корпус подшипников конической щестерни; 4—1
корпус привода к агрегатам; 5—радиальные стойки с каналами;
6— наружная обечайка, отлитая совместно с радиальными стойка-
ми и втулкой; 7—рессора; 8—лопатка ВНА (регулируемая); 9—ка-
нал подачи горячего воздуха противообледенительной системы к
нижней цапфе лопатки ВНА; 10—передняя цапфа компрессора;
11—рессора центрального привода; 12—‘передний подшипник комп-
рессора; 13—крышка корпуса подшипника
специальным приспособлением для их крепления. Отбалансиро-
ванный ротор вместе с аппаратами вставляется с торца в кор-
пус, после чего С А в нем фиксируются.
Разъемная конструкция корпуса облегчает сборку компрес-
сора с предварительно собранным и отбалансированным рото-
ром. Поперечные разъемы увеличивают жесткость статора н по-
зволяют иметь одинаковое ее значение по окружности. Однако
корпус получается более тяжелым. Продольные разъемы обес-
печивают доступ к ротору компрессора при снятии одной из по-
320
ловин корпуса. Это ие только облегчает монтаж компрессора,
но позволяет производить осмотр и в случае необходимости за*
мену лопаток в эксплуатации. Вместе с тем при продольном
разъеме окружная жесткость корпуса неодинакова, что приво-
дит к короблению стенок при нагреве. Поэтому продольные
Рис. 10.22. Схемы корпусов компрессора:
/—цельный корпус; 11—корпус с продольным разъемом и ребрами жесткости; 111—кор-
пус с поперечными разъемами; IV— корпус с продольным и поперечным технологически-
ми разъемами
разъемы всегда сочетают с поперечными разъемами или ребра-
ми жесткости, выравнивающими жесткость корпуса по окруж-
ности. Поперечный разъем может быть целесообразным и по
другим причинам (с целью уменьшения размеров отливок, при-
менения различных материалов по длине корпуса — более лег-
ких, но менее жаростойких в начальных ступенях и более тем-
пературостойких в последних).
Как цельные, так и разъемные корпусы выполняют литыми
_или сварными, Разъемы всегда делают фланцевого типа с сое-
динением на болтах. В разъемах важно сохранить центровку,
для чего применяют либо центровочный бурт, либо призоииые
болты (рис. 10.23). Герметичность стыков обеспечивается тща-
тельной обработкой соединяемых поверхностей, частым распо-
ложением стягивающих болтов (расстояние между болтами со-
ставляет 6—10 диаметров болта), применением достаточно
толстых фланцев, которые не прогибаются при затяжке стяги-
вающих болтов, использованием уплотняющих составов, кото-
рыми при сборке смазываются соединяемые поверхности.
11	2563
321
/Профилированные лопатки СА обычно выполняются сплош-
/ними с постоянными или незначительно изменяющимися по вы-
| соте толщиной и хордой. Применяются различные способы
I крепления лопаток в корпусе (рис. 10.24). По силовой схеме раз-
Рис. 10.23. Элементы конструкции корпусов и флан-
цевых соединений:
а—литой корпус с продольным разъемом: 1—корпус: 2—
мягкое покрытие против лопаток рабочего колеса; $—>
гнездо крепления цапфы лопатки спрямляющего аппа-
рата; 4—фланец корпуса; 5—соединение фланцев на
болтах с центровкой по кольцевому бурту; 6—задний
корпус; 7—фланец продольного разъема; 8—призонньф
болт;
б—сварной корпус с продольным разъемом: /—корпус;
2—полукольцо с лопатками СА; 3—ребро жесткости; 4—
проставка: 5—конусный фланец; б—центровка кольце-
вой выточкой; 7—проставка; В—фланец продольного
разъема; 9—призонный болт;
в—корпус с поперечным разъемом и расположением
осей регулируемых поворотных лопаток СА в плоскости
разъема: /—втулка; 2—секция корпуса; 3—призонный
болт;
личают ^заделку лопаток только на периферии (консольное
крепление) и с ObenxJiTQpOH (рамиая конструкция); консольное
крепление применяется для относительно коротких лопаток,
в которых можно не опасаться больших вибрационных нагрузок.
*116 способу заделки лоПМки различают цапфовое крепление
Л£шдщедствсино в корпусе компрессора, крепление хвостовика-
322
ми типа ласточкин хвост, приварку или пайку лопаток к специ-
альнШГ~"Т(УЛБ1Хам или полукольцам которые в свою очередь
вставляются в корпус компрессора (см. рис. 10.24). При нераз-
'бориом роторе- и корпусе с горизонтальным разъемом »?асто
используется крепление лопаток к полукольцам, вставляемым
затем в корпус. В случае применения для крепления лопаток СА
колец или полуколец в корпус помимо них вставляются допол-
Рис. 10,24. Примеры конструкции крепления лопаток С А:
а—двухстороннее цапфовое соединение; б—лопатки припаяны с двух сторон
к полукольцам; в—уюпатки припаяны с одной стороны к полукольцам; /—
корпус; 2—лопатка СА; 3—внутреннее кольцо, состоящее из двух колец, сое-
диненных с помощью шпилек; 4—наружное полукольцо; 5-—винт фиксации
полуколец; 6—внутреннее полукольцо; 7—-ротор; 8—дополнительные кольца
(проставки) над рабочими лопатками
нительные кольца 8 (см. рис. 10.24,6 и в), образующие проточ-
ную часть тракта компрессора над рабочими лопатками.
Регулируемые лопатки СА, которые поворачивают в работе
иа некоторый угол (до 35°-~40°), крепятся на цапфах, являю-
щихся осями вращения. Верхняя цапфа входит в подшипник
(обычно скольжения) в корпусе и затем соединяется либо ры-
чагом с ведущим кольцом (поз. 13 и 14 на рис. 10.25,6), либо
укрепленным иа цапфе зубчатым сектором с ведущей шестерней
(поз. 4 и 5 на рис. 10.25,а). Угол поворота лопаток определяет-
ся углом поворота ведущего кольца или шестерни.
Зубчатое соединение чаще применяют для поворота лопаток
ДЩА, рычажное с кольцами — для поворота лопаток СА, когда
j одиовремеиио поворачивается несколько рядов лопаток; послед-
* нее соединение получается более простым и легким по сравне-
11*	323
иию с зубчатым. Ведущие кольца поворачиваются рычажной
системой, приводимой, гидроцилиндром.
Следует отметить, что в некоторых конструкциях с целью
упрощения монтажа поперечный разъем корпуса выполняется
по осям лопаток с соединением обеих половин на болтах (см.
рис. 10.23,а). Если регулируемые лопатки СА имеют две опоры,
/4 /J
Рис. 10.25. Примеры конструкции крепления регулируе-
мых (поворачиваемых) лопаток ВНА и СА:
«^-лопатка ВНА с зубчатым управлением; б—лопатка СА с ры-
чажным управлением; 1—июпатка ВНА; 2—болт стягивающий
обе половины опоры нижней цапфы; 3—привод; 4—нижняя цап-
фа лопатки с зубчатым сектором; 5—кольцевая шестерня, веду-
щая все лопатки ВНА; 6—рабочая лопатка; 7—штампованная
наклацка; 8—лопатка СА; 9—нижняя цапфа; /0—опора нижней
цапфы; //—верхняя цапфа; 12—«подшипник цапфы; /3—рычажок
поворота; /4—ведущее кольцо
то нижнее кольцо также выполняется с разъемом по осям цапф
и соединением о6рих половин кольца стягивающими болтами
или шпильками (поз. 2 на рис. 10.25,6).
Крепление лопаток ВНА в переднем или среднем корпусе
компрессора обычно аналогично применяемому для лопаток СА.
Однако сами лопатки отличаются по конструкции тем, что в
них предусмотрен для защиты от обледенения обогрев передней
кромки горячим воздухом, отбираемым от компрессора. Для
этого либо вся лопатка делается пустотелой (в конструкциях
с силовыми лопатками ВНА), либо пустотелой выполняется
только передняя часть лопатки, в которой фрезеруется каиал,
324
закрываемый приваренной или припаянной штампованной наклад-
кой (поз. 7 на рис. 10.25,а), имеющей форму передней кромки.
Воздух подается с периферии нли от втулки и вытекает через
щели (отверстия) в лопатке. Иногда для лучшего прогрева пена
лопатки она изготавливается из высокотеплопроводного сплава.
на медной основе. В компрессорах с силовыми лопатками ВНА
горячий воздух из лопаток направляется на обогрев кока.
Рис. 10.26. Устройства для отбора воздуха от компрессора:
«—дроссельная заслонка; б—клапан; в—лента перепуска; 1—ось заслонки; 2—за-
слонка; 3—защитная сетка; 4—тарелка клапана; 5—‘поршень, открывающий кла-
пан под действием давления топлива; б—лента перепуска
Одним из требований, предъявляемых к авиационным двига-
телям, является возможность отбора воздуха для наддува ка-
бины и для питания системы кондиционирования. Обычно отбор
осуществляется от промежуточных ступеней, где давление воз-
духа достигает достаточной для этих целей величины.
Во многих компрессорах воздух кроме того отбирается от
промежуточных ступеней и для увеличения запасов устойчивой
работы компрессора при запуске и при низких приведенных зна-
чениях частоты вращения. Этот воздух перепускается в ат-
мосферу.
Все указанные отборы воздуха, а также отбор в противооб-
леденительную систему, производятся через большое число
отверстий или щелей, равномерно расположенных в корпусе по
окружности, в зоне СА или перед лопатками РК ступени. Одно
большое окно не лримейяттся, ык кок ошг’ВЫЭЫЬает'появление
значительной местной неравномерности потока в компрессоре
при отборе воздуха. Окна отбора не располагают над рабочими
325
лопатками» так как при вращении лопаток их движение мимо
7ЯГбн~'может явиться источником возбуждения В НИХ вибраций?
Из окон отбора воздух поступает в кольцевую полость в корпусе
компрессора, сиабжениую иа выходе каким-либо запорным уст-
_________________________________________» __________лентой
закрывающего устройства может
на рабочем топливе), пневмати-
ройством, как-то: клапаном, дроссельной заслонкой,
перепуска (рис. 10.26). Привод
быть гидравлическим (обычно
Рис. 10.27. Задний корпус компрессора: *
/—лопатки СА последней ступени компрессо-
ра; 2—наружная обечайка; 3—диффузор ка-
меры сгорания; 4—внутренняя обечайка; Б—
кольцо лабиринтного уплотнения за комп-
рессором;	6—подкосы;	7—«диафрагма; Я—
корпус задней опоры
рабочем топливе), пневмати-
ческим или электриче-
ским с автоматическим
управлением от системы
регулирования двигателя.
Клапан отбора воздуха
в противообледенитель-
ную систему имеет двой-
ное управление: автома-
тическое от датчика сиг-
нализатора обледенения и
ручное, осуществляемое
летчиком в случае ви-
зуального обнаружения
обледенения или в усло-
виях, способствующих ин-
тенсивному обледенению.
Задний корпус ком-
прессора обычно является
отдельным узлом, вклю-
чающим последний С А
компрессора с участком
диффузора камеры сгора-
ния (рис. 10.27) и заднюю
опору. Силовым элемен-
том, связывающим на-
ружную____и__ внутреннюю
обечайки—корпусяt явля-
ются лопатки С А /. Во
многих конструкциях на
заднем корпусе компрес-
сора расположены узлы
крепления двигателя,
заднего корпуса компрес-
Пространство между диафрагмой 7
сора и последним диском ротора образует заднюю разгрузочную
полость компрессора (поз. 26 иа рис. 10.1), соединяемую с атмо-
сферой.
L. Одной из важнейших проблем в конструкции компрессора
является уменьшение перетечек воздуха под действием перепа-
да давления через зазоры между вращающимися и неподвиж-
ными деталями. В связи с высокими скоростями вращающихся
деталей для уменьшения перетечек применяются только бескоц-_
326
тактные уплотнения, в которых вращающиеся и неподвижные
элементы не касаются друг друга.
Уплотнение радиального Зазора между корпусом компрессо-
ра и рабочими лопатками возможно только предельным умень-
шением этого зазора. С этой целью часто наносят на внутрен-
них поверхностях корпуса или вставок специальное мягкое
покрытие толщиной в несколько миллиметров. Поэтому при за-
девании пера лопатки за корпус лопатка не повреждается, а сни-
мает часть покрытия, что позволяет собирать компрессор с ми-
нимальным зазором, ие опасаясь его повреждения. ^Цля крепле-
ния покрытия в корпусе делается ^льцевая канавкау шерохова^
дол поверхностью (поз. 2 на рис. 10.23,а) Мягкое покрытие иаио-
сится на нее в виде пасты, высушивается и затем растачивается
вместе с корпусом. В зависимости от уровня температуры возду-
ха в компрессоре применяются графитотальковые или графито-
алюмиииевые покрытия.
Хотя мягкие покрытия позволяют существенно уменьшить
радиальный зазор, в последние годы они находят меиьшее при-
менение, так как в эксплуатации часто происходит быстрый их
износ вследствие попадания вместе с воздухом посторонних
частиц (пыль, песок и т. п.). В результате зазор резко увеличи-
вается и существенно снижается не только к. п. д, компрессора,
ио и запасы устойчивой работы. Для уменьшения радиального
"зазора применяют еще поднутрение рабочих лопаток на перифе-
рии с теде, чтобы утоненный профиль периферийной части, кос-
нувшись корпуса, отогнулся и не произошло повреждение ком-
прессора. В современных компрессорах радиальный зазоо
составляет 0,0015—0,003 от диаметра ступени.
Уплотнение лопаток СА необходимо по периферии и у втул-
ки. Конструктивно уплотнение по периферии совмещается с эле-
ментами крепления лопаток или колец, как это видно из приме-
ров конструкции на рис. 10.24 и 10.25.
Уплотнение по втулке при. консольном креплении лопаток
СА обеспечивается только минимальным радиальным зазором
между ротором и концами лопаток. При этом ротор имеет глад-
кую поверхность, что упрощает его изготовление (см. рис.
10.24,в).
Все остальные воздушные уплотнения в компрессоре выпол-
ни яются лабиринтного типа. Лабиринтное уплотнение представ-
'ляе^соёои“серию^б?ледб5ательных заужений с расположенны-
ми между ними расширительными камерами (рис. 10.28), т. е.
последовательно расположенные дроссели. Внезапное расшире-
ние воздуха после каждого заужения сопровождается значи-
тельными потерями кинетической энергии на трение. В резуль-
тате лабиринтное уплотнение пропускает при прочих равных
условиях значительно меиыпий расход воздуха по сравнению
с гладкой кольцевой щелью того же размера, что н заужение.
327
Расход воздуха, пропускаемый лабиринтным уплотнением,
уменьшается^ увеличением числа заужений z (обратно пропор-
ционально |'z) и зависит от формы и расположения гребешков,
образующих заужения. Наклон гребешков навстречу потоку
и ступенчатое расположение элементов повышают эффектив-
ность уплотнения, но при этом усложняется его изготовление.
Рис. 10.28. Конструкция лабиринтных уплот-
нений:
а—между ступенями компрессора, б—привтулоч-
ное; в и г—за последней ступенью
Поэтому при малом перепаде давления для эффективной рабо-
ты уплотнения достаточно двух-четырех гребешков с бесступен-
чатым- расположением элементов (см. рис. 10.28,а), тогда как
для эффективного уплотнения большого перепада давления не-
обходимо применять многогребешковое уплотнение и желатель-
но ступенчатого типа (см. рис. 10.28,6, в и а). Соответственно
уплотнение по втулке спрямляющего аппарата с двухсторонним
креплением лопаток осуществляется бесступенчатым лабиринт-
ным уплотнением с небольшим числом гребешков. При этом
в роторе компрессора обычно выполняются кольцевые углубле-
ния для размещения внутреннего кольца крепления лопаток
спрямляющего аппарата. Гребешки лабиринтного уплотнения
чаще выполняются на роторе, как это показано на рис. 10.28,а.
Для повышения эффективности лабиринтного уплотнения не-
обходимо уменьшать и величину зазора между гребешками
и корпусом лабиринта. С этой целью часто применяют мягкое
328
покрытие на поверхности против гребешков, такое же как и в
корпусе компрессора против рабочих лопаток.
10.4.	Применяемые материалы
Выбор материала для основных деталей компрессора опре-
деляется их температурным состоянием, условиями работы,
требованиями к массе и стоимости, наличием промышленного
выпуска выбранного материала в необходимом количестве.
Диски и барабан ротора компрессора изготавливаются ков-
кой или штамповкой с последующей механической обработкой.
При температуре нагрева до 200°С-могут применяться магние-
вые сплавы (например литейный сплав МЛ 5), до 250° С—
алюминиевые сплавы АК2, АК4-1, ВД17, до 450—550° С — тита-
новые сплавы ВТЗ-1, ВТ8, ВТ10 (550°С), до 450°С — легирован-
ные стали ОХНЗМ, ЗОХГСА, 18Х2Н4МА (18ХНВА), 40ХН2МА
(40ХНМА), свыше 500—550° С — жаропрочные стали.
Вал компрессора и цапфы изготавливают из тех же легиро-
ванных сталей, что и диски ротора.
Рабочие лопатки изготавливают вальцовкой, фрезеровкой
нли штамповкой. Лопатки из жаропрочных сталей обрабатыва-
ют электрохимическими методами. Замок трапециевидной фор-
1угы и шарнирный обрабатывают фрезерованием, тогда как замок
ёлочного типа изготовляется протяжкой. Поверхность лопатки
часто упрочняют (например, внброгалтовкой) и тщательно по-
лируют.
При рабочей температуре лопатки до 250° С оиа может из-
готовляться из алюминиевых сплавов типа АК4-1, АК6, ВД17.
При более высокой температуре (до 450—550° С) применяются
титановые сплавы ВТ8, ВТ10 и стали ЗОХГСА, 40ХН2МА,
14Х17Н2, (Х17Н2) 513Л и др. Следует отметить, что титановые
сплавы значительно легче стальных и при рабочей температуре
до 400° С детали ротора из титановых сплавов не уступают по
прочности стальным, имея значительно меньшую массу. Однако
изготовление деталей из титановых сплавов требует большей
трудоемкости обработки и необходимости особо тщательного уст-
ранения всех рисок и царапин, которые существенно ухудшают
вибропрочиость титановых деталей.
Специфическим является выбор материалов для рабочей
лопатки первой ступени. Даже при низкой рабочей температуре
лопатки первой ступени часто изготавливают стальными с целью
повысить стойкость к ударным нагрузкам при попадании на
вход в двигатель посторонних предметов. В двухкоитурных дви-
гателях с высокой степенью двухконтурности первая ступень
вентилятора имеет большую массу. Такие лопатки делают из
титанового сплава (иногда пустотелыми); в ближайшие годы
ожидается применение для этих лопаток композитных материа-
329
лов. Для защиты от коррозии лопатки покрывают специальны-
ми покрытиями, а алюминиевые лопатки анодируют.
Лопатки СА изготавливают штамповкой (чеканкой), точным
литьем, прокатыванием точно профилируемой ленты с последу-
ющей ее закруткой на нужный угол и отрезкой. Применяются те
же материалы, что и для рабочих лопаток. Кроме того в связи
с меиыцей нагрузкой могут применяться менее прочные матери-
алы, такие как дуралюмии Д1, сталь 20 и др.
Корпусные детали компрессора изготавливают литьем или
сваркой. При температуре до 270—300° С применяют магние-
вые сплавы (для переднего корпуса) и алюминиевые литейные
сплавы типа АЛ4, АЛ5, МЛ5 (толщина стеиок 4—12 мм), лис-
товой дуралюмии, листовой титановый сплав, листовые конст-
рукционные стали. При температуре свыше 500° С используются
нержавеющие стали типа 12Х18Н9Т. Следует отметить тенденцию
к применению композитных материалов в корпусных деталях
и лопатках СА первых ступеней при невысокой рабочей темпера-
туре. При изготовлении корпуса н рабочих лопаток нз титана
возникает опасность загорания прн задевании лопаток за кор-
пус. Поэтому такого сочетания избегают, либо используют
специальные покрытия на корпусе. По этим же причинам нельзя
применять титаи по титану в лабиринтных уплотнениях.
10.5.	Расчет осевого компрессора и профилирование
лопаточных веицов ступеней
Целью газодинамического расчета является определение
параметров и размеров проточной части каждой ступени ком-
прессора, необходимых для обеспечения требуемых данных на
расчетном режиме. Исходные параметры определяются по ре-
зультатам теплового расчета. Это полное давление рв* и темпе-
ратура воздуха на входе в компрессор, требуемые значения
6В, Лк*» Ч*д и соответствующие величины £*я и Z*.
Расчет компрессора включает: 1) выбор формы проточной
части, определение числа н нагрузки ступеней; 2) расчет I сту-
пени по среднему диаметру; 3) расчет остальных ступеней по
среднему диаметру; 4) профилирование лопаточных веицов сту-
пеней.
Выбор формы проточной части, определение числа
и нагрузки ступеней
1.	Форма проточной части и относительный диаметр втулки
I ступени. Проточная часть компрессора чаще всего выполняет-
ся с постоянным для всех ступеней наружным или средним диа-
метром, а также комбинированно (например, первые ступени с
dcp=const, а последующие — с dKon=const). Выбор формы зави-
330
&Йит от удобства компоновки, сочетания с соседними элементами
некоторых других условий.
L При выборе формы проточной части существенное значение
- имеет задаваемый относительный диаметр втулки I ступени
£ Йвт =^вт/^кол- При том же расходе воздуха снижение dBT озна-
 чает уменьшение Зкоя, т. е. уменьшение габаритов и массы ком-
- прессора. Вместе с тем увеличивается высота лопаток всех сту-
пеней и их закрутка. В первых ступенях это снижает прочность
и усложняет изготовление лопаток. Кроме того возникают труд-
ности с размещением замков лопаток в диске малого диаметра.
С другой стороны, увеличение высоты лопаток последних ступе-
ней благоприятно для повышения их к. п. д., так как при том же
абсолютном радиальном зазоре его величина по отношению к
высоте лопатки уменьшается. При очень малой втулке могут
возникнуть затруднения и с размещением переднего подшипни-
ка компрессора.
С учетом всех этих факторов в компрессорах ТРД, где важ-
но иметь малый диаметральный габарит, назначают dBT — 0,354-
0,4. В компрессорах ТВД с передним редуктором (см. рис. 1.9)
или компрессорах второго каскада двухкаскадных ТРД и ТРДД
(см. рис. 1.7 и 1.12) по условиям входа воздуха и размещения
подшипников или пропуска внутри валов требуются большие
значения dBT — до 0,54-0,7.
2.	Число ступеней компрессора z определяется из соотноше-
ния z=LK/£CT<;p, где ZcTcp—средняя по всему компрессору удель-
ная работа сжатия в одной ступени. Для компрессоров с дозвуко-
выми ступенями и иКОл=3204-360 м/с можно задаваться АСТср=
=200004-30000 Дж/кг, тогда как для компрессоров с трансзву-
ковыми или сверхзвуковыми первыми ступенями (иКол=3804-
450 м/с) можно принимать £СТср =30 0004-45 000 Дж/кг. Выбран-
ное значение £СТср должно быть таким, чтобы z было целое число.
3.	При наиболее рациональном использовании отдельных сту-
пеней LCt получается неодинаковым. Наименее нагружаются
первые ступени, что обусловлено необходимостью обеспечения
требуемых запасов устойчивой работы на пониженных режимах,
малым диаметром втулки и ограничением по MW1. Для дозвуко-
вой I ступени можно принимать Lcv~ (0,64-0,7) А?тср и ’Сд =
= 0,854-0,89; для трансзвуковой или сверхзвуковой — LCT =
= (0,754-0,85) АСТср и =0,844-0,87. Средние ступени имеют
£Ст на 10—20% больше £СТср и т)*д =0,884-0,90. Последняя сту-
пень рассчитывается на L^—L^ и =0,854-0,88. Между
ср адст
I и средними ступенями и между средними и последней сту-
пенью LCt распределяют так, чтобы она изменялась плавно
(обычно по линейному закону). Указанное изменение Т|*д по сту-
пеням объясняется увеличенными потерями в первых ступенях
331
из-за повышенных чисел М и большой разницы в окружных ско
ростах у втулки и на периферии, а в последних ступенях — из-за
отрицательного влияния уменьшения высоты лопаток и потерь
в радиальном зазоре.
Принятое распределение LCT по ступеням должно удовлетво-
рять условию равенства суммы всех работ заданному LK.
4.	Значения 7'* , л*т и р* определяются по уравнениям
(4.22) и (4.23). При этом должно удовлетворяться условие ра-
венства произведения л*т во всех ступенях заданному лк* —
уравнение (4.24); неравенство этих величин означает, что
"отличается от принятого и необходимо повторить расчет, зада-
ваясь новыми значениями или пересмотреть в тепло-
вом расчете.
Расчет I ступени по среднему диаметру
Ступень осевого компрессора наиболее удобно рассчитывать,
используя данные продувок плоских лопаточных решеток. По
этим данным наибольший угол, на который можно без сильного
увеличения потерь повернуть воздушный поток в спрямляющих
илн рабочих лопатках (Дамакс=аз—&2 или А₽макс=₽2—₽i соот-
ветственно— рис. 4.3), в основном зависит от густоты решетки,
т. е. отношения хорды лопатки b к шагу t (см. рис. 10.32) и угла
выхода потока (а3 для СА и р2 для РК). На расчетном режиме
принимается несколько меньшее значение угла поворота потока
называемое номинальным — Да11ОМ=0,8 ДаМакс и ДрНом=0,8Х
ХДрмакс- На рис. 10.29 приведена обобщенная эксперименталь-
ная зависимость номинального угла поворота потока от густоты
решетки и угла выхода потока.
Учитывая связь между углами и величинами Н?, са и о«
(уравнения 4.12), данные рис. 10.29 можно пересчитать в обоб-
щенную зажимость HTfca от 0к/са при различных bit. Эта за-
висимость, (lie. 10.30) удобна для расчета лопаточной решетки
РК и предложена К- В. Холщевниковым [17].
Элементарней расчет первой ступени выполняется в такой
последовательности.
1.	Исходя из изложенных выше соображений и принятого
значения LCTt выбираются «кол и значения са и на tZc₽ (обыч-
но са=0,554-0,75 и рк== 0,54-0,8). Коэффициент
(10.4)
где и„=ик,.~^ит.^^-.
“КОЛ	~
Обычно Ят=0,254-0,4.
332
2.	Значения Acu, ёщ, Ciu и са определяются (при допущении,
что в ступени са=const) по уравнениям (4,7), (4.6) и (4.11).
3.	По значениям и рк/са (см. рис. 10.30) находится тре-
буемая густота решетки РК на среднем диаметре. Для первой
ступени при малом dBT должно быть выдержано bft=0,64-1,0;
при высоком dBT можно допускать ЬЦ=\>2,
Рис. 10.2Э. Зависимость номи-
нального угла поворота потока
в решетке от густоты и угла
выхода потока
Рис. 10.30. Зависимость HJca от QiJca
при разных значениях густоты решетки
b
рабочего колеса “у* (по данным
К. В. Холщевникова)
4.	По уравнениям (4.1) определяются значения скоростей
н углов плана скоростей ступени (величины углов находят по
значениям их тангенсов).
5.	Рассчитывается площадь проходного сечения на входе в
колесо, для чего предварительно определяются параметры воз-
духа перед колесом
где овна=0,984-0,99 — коэффициент давление для ВНА.
333
Площадь проходного сечения
(Ю.5)
где К<;— поправочный коэффициент, учитывающий влияние по-
граничного слоя н изменение осевой скорости по высоте лопатки.
В ступени cur—const коэффициент KG=0,974-0,98; если сту-
пень выполнена с pK=const, то вследствие изменения са по вы-
сот^тгбпатки Kg=0,94-0,93.
6.	По площади Fi находятся диаметры колеса dmon и втул-
ки d\ вт и частота вращения пк. Так как
rf|„)=т	- ^).
^1вт ^вТ^1кол*
Поскольку пнол было выбрано, величина с?1Кол предопреде-
ляет и требуемое пк [об/мнн]:
п -^бОПхол
К ^1КОЛ '
Приемлемость полученного значения и1( должна быть в даль-
нейшем проверена для турбины.
7.	Выясняются газодинамические условия обтекания рабо-
чих лопаток, для чего из уравиеиня (4.13 а) определяется ММ1.
В дозвуковой первой ступени на среднем диаметре Mw должно
быть не более 0,8 при dBT=0,354-0,4 и 0,85 при больших <?вт.
8.	Определяются угол поворота потока и густота решетки
СА, для чего необходимо знать угол потока на выходе аз- Это
угол на входе в следующую ступень, т. е. (аз)ют= (gci)iict и он
должен определяться при ее расчете. Если II ступень ие рассчи-
тывается или выполняется предварительный расчет одной I сту-
пени, то допустимо приближенно считать (аз)ют= (oci)ict» т. е.
принимать направление потока на выходе из ступени таким же,
как и иа входе. Соответственно угол поворота потока в СА Ла='
=аз—as-
Требуемая густота решетки СА находится по рис. 10.29 для
вычисленных значений аз и Да.
9.	Определяются высоты лопаток РК и СА. Высота рабочей
лопатки иа входе в колесо

^1кол ~~ 1вт __J
---“1К0Л
1 -^вт
2
(10.7)
334
Высота лопатки на выходе из СА ступени й3 принимается рав-
ной высоте лопатки иа входе в следующую ступень (Л|)Пст.
Изменение высоты лопатки от hi до /г3 может приниматься
линейным.
Расчет по среднему диаметру остальных ступеней
Порядок расчета последующих ступеней зависит от выбран-
ной формы проточной части компрессора. При tfCp=const окруж-
ная скорость на среднем диаметре у всех ступеней одинакова
и равна иСр I ступени. В остальных случаях исходя из принятой
формы проточной части и размеров предшествующих ступеней
назначается величина dct>
для рассчитываемой ступени
и находится
ЛЙсрГ2к
После этого расчет каж-
дой ступени ведется в той же
последовательности, что и
расчет I ступени, с учетом
приведенных далее дополни-
тельных замечаний.
Осевая скорость са опре-
деляется исходя из приня-
того распределения ее по сту-
пеням компрессора. Более
высокие са позволяют увели-
чить Ят, если нет ограниче-
ния по M«t (рис. 10.31), т. е.
сократить число ступеней.
Однако при этом в первых
ступенях из-за повышенных
Mw могут снижаться к. п. д.,
а в последних ступенях воз-
можно получение очень ма-
лой высоты лопаток. По-
этому для первых ступеней
обычно задаются са=const
Рис. 1С13|1. Зависимость коэффициента
напора от степени реактивности при
— =1 (по данным К. В. Холщевии-
кова)
или постепенным небольшим увеличением са, не приводящим
к росту М«„ по ступеням (вследствие одновременного повышения
скорости звука Qi). В последующих ступенях са часто плавно
уменьшают для поддержания высоты лопаток последних ступе-
ней в допустимых пределах. В компрессорах с высокой и ма-
лым GB принимается непрерывное снижение са по тракту. Во всех
случаях ие допускается изменение са в одной ступени более чем
на 15—20 м/с.
335
В данном расчете для упрощения принято в каждой ступени
са=const со ступенчатым ее изменением от ступени к ступени.
С учетом этих замечаний задаются со=0,45-т-0,75. Величина
рк выбирается в диапазоне 0,4—0,8, а величина Нт определяется
по уравнению (10.4) с учетом графиков на рис. 10.31. Далее рас-
чет ведется в такой последовательности:
1.	Для рассчитываемой ступени с порядковым номером х
по уравнениям’ (4.23) и (4.22) находятся значения Л»*,
Ри и <т-
2.	По формулам подраздела «Расчет I ступени по среднему
диаметру» (пп. 2—9) определяются все параметры ступени. При
эт«м густоту решетки в средних и последних ступенях на сред-
нем диаметре следует брать в пределах 1,2—1,6, а коэффициент
Kg плавно уменьшать примерно на 0,04 от I ступени к последней.
3.	Проверяется соответствие принятого в начале расчета зна-
чения rfCp полученному. Если расхождение в </Ср>3%, то расчет
повторяют, задаваясь полученными величинами.
Если предполагается малая высота лопатки последней сту-
пени (менее 15—20 мм), то сразу же после I ступени рассчиты-
вают последнюю ступень. Для увеличения высоты лопаток пос-
ледней ступени можно изменить форму проточной части и умень-
шить в допустимых пределах са.
При ориентировочных расчетах допустимо ограничиваться
расчетом I и последней ступеней н считать, что высота лопаток
между этими ступенями изменяется по линейному закону.
Профилирование лопаточных решеток ступеней
Рассмотренные выше расчеты РК и СА позволяют опреде-
лить для каждой ступени h, bft и углы входа и выхода потока
на </ср. Этих данных достаточно для расчета числа лопаток и их
профилирования на среднем диаметре, которое выполняется для
каждой решетки лопаток раздельно в такой последовательности.
I.	Выбирается удлинение лопатки, т. е. отношение высоты
лопатки к хорде на среднем диаметре h/b. Поскольку высота ло-
патки уже получена расчетом, то выбор удлинения предопреде-
ляет размер хорды и осевую ширину лопатки, т. е. и длину ком-
прессора. Чем больше удлинение, тем уже лопатки и короче
компрессор. Но прочность узких длинных лопаток снижается,
а их число растет (так как b/t=const), что приводит к повыше-
нию трудоемкости и стоимости изготовления компрессора. Кро-
ме того чрезмерный рост числа лопаток может затруднить раз-
мещение замков лопаток в дисках. По этим причинам h/b берет-
ся не более 3,0—4,5 для I ступени и 2—3 для последних сту-
пеней.
В компрессорах с высоким лк* и малым GB минимально до-
пустимые размеры хорды лопаток последних ступеней часто
ограничены условиями прочности и точности изготовления про-
336
филя. В таких ступенях хорда обычно делается не менее 10—
12 мм, поэтому удлинение может уменьшаться до 1,0—1,5, хотя
при этом (из-за увеличения вторичных потерь н относительного
радиального зазора) 'П*. заметно ухудшается.
При выбранном значении hfb хорда Ь, шаг t и число лопаток
z подсчитываются из следующих очевидных соотношений:
Полученное значение z округляется до целого числа с после-
дующим уточнением величин t и bit.
2.	Углы профиля лопаток* на среднем диаметре определя-
ются с учетом того, что они несколько отличаются от углов на-
правления потока. Как уже было показано (разд. 4.1; рис. 4.12),
разница между этими углами характеризуется углом атаки I на
входе и углом отставания б на выходе. Таким образом, входной
и выходной углы профиля для рабочей лопатки
Pg—
Угол кривизны профиля
Можно считать, что на среднем диаметре угол I уменьшается
от 4-2° для I ступени до —2° для последней; для обычных реше-
ток б = 4°4-8°.
3.	После определения углов профиля строится его средняя
линия, которая изгибается по дугам двух окружностей или по
дуге параболы.
При изгибе по дугам окружностей углы изгиба входной и вы-
ходной кромок и радиусы определяются следующими выраже-
ниями (рис. 10.32):
Х1=°,6е и z2=6—хг	(10.8)
Способ построения средней линии профиля показан на
рнс. 10.33,6.
При изгибе по дуге параболы точка максимального удаления
средней линии от хорды находится на расстоянии а =(0,35-?-
0,45) b со стороны входа (см. рис. 10.33) и углы определяются
уравнениями:
1-2т)] и '/.2 = е-Х1-	(10.91
Средняя линия профиля может быть построена графически.
Для этого в большом масштабе откладывается хорда н из ее
* Здесь и далее дан расчет углов решетки РК. Для решетки СА вместо
уьчов 0 следует подставлять соответствующие углы а.
Х1=0,5б[1+2(
337
концов под углами Xi и Х2 проводятся до пересечения два отрез-
ка, которые разбиваются с разных концов на равные части,
соот ветствующие-^п роти во положные точки соединяются друг с
другом прямыми линиями, огибающая которых и является сред-
ней линией профиля, изогнутой по дуге параболы (см. рис.
10.33,а).
Расположение средней линии иа лопаточной решетке опреде-
ляется углом выноса профиля и—xi + Р/ (см. рис. 10.32).
4.	Полученная средняя линия профиля служит основой для
построения формы профиля. Первоначально задаются относи-
тельной максимальной толщиной профиля ё, т. е. отношением
максимальной толщины профиля с к хорде Ь. На среднем диа-
метре с выбирается в пределах 8—12% от b для первых ступе-
ней и 6—10%—для остальных. После этого профиль строится
на основании табличных данных для рекомендуемых типов про-
филей. Данные для одного из таких профилей приведены в
табл. 1 (см. приложение). По такой таблице подсчитывают соот-
338
ветствующне расстояния на средней линии и отвечающую им
толщину профиля, которая откладывается перпендикулярно
средней линии в этой точке. Построение выполняется в большом
масштабе и профиль очерчивается огибающей (по нанесенным
точкам).
Б настоящем параграфе
изложена методика расчета
осевого компрессора с опре-
делением плана скоростей и
профилированием лопаток
на среднем диаметре. При
рабочем проектировании
компрессора необходимо ра-
счет и профилирование вы-
полнять в нескольких сече-
ниях по высоте лопатки. Для
этого в зависимости от при-
нятого способа профилиро-
вания лопатки по высоте по
соответствующим зависимо-
стям, приведенным в разд.
4.1, параметры на среднем
диаметре пересчитываются
в параметры профилируе-
мого сечеиия с последующей
проверкой расхода через сту-
пень. Проверка не произво-
дится только для ступеней
с cur=const, так как в таких
ступенях са не изменяется по
высоте лопатки.
При профилировании ло-
патки по высоте ее макси-
мальная относительная тол-
щина принимается для пер-
вых ступеней равной 12—
18% у втулки и 4—6% У пе-
риферии. В ступенях с ко-
роткими лопатками c=6-j-
10% и часто не изменяется
по высоте.
Рис. 10.33. Построение средней линии
профиля:
а—изгиб по дуге параболы; б—изгиб по ду-
гам окружностей
10.6. Расчет деталей компрессора на прочность
Расчет рабочих лопаток на растяжение
При вращении ротора в рабочих лопатках возникают цен-
тробежные силы, создающие в них напряжения растяжения.
339
При определении этих напряжений можно приближенно считать,
что оии равномерно распределены по всему поперечному сече-
нию лопатки.
Если выделить в лопатке на радиусе г элемент высотой dr
(рис. 10.34), то на этот элемент объемом dV—Fdr действует
центробежная сила
dPn=Q<-o2rdV — рю2/7г dr,
где q — плотность материала лопатки;
со — угловая скорость вращения;
F—площадь поперечного сечения лопатки на радиусе г,
переменная по ее высоте (т. е. по г).
Рис. 10. 34. К определе-
нию растягивающих на-
пряжений от центробеж-
ных сил в лопатке
Таким образом, на всю часть лопатки выше радиуса г дейст-
вует центробежная сила
₽„=C®S \°'frdr,	(10.10)
г
Р„
вызывающая в этом сечении напряжения растяжения ар=—^~.
В данном сечении можно приближенно считать
F=0,7 be,	(10.11)
где Ь — хорда профиля;
с — его максимальная толщина.
Для наиболее простой лопатки — с постоянной по высоте
площадью поперечного сечеиия (F== const)—центробежная си-
ла Ра (Н) и напряжение ор (Н/см2) равны:
Р.= &?F	; а„=еш= ,L~r2 .	(10.12)
340
Как видно, наибольшие напряжения растяжения в такой
лопатке получаются в сечеиии при минимальном г, т. е. у втул-
ки (гВт)- Напряжения можно существенно понизить, если умень-
шить F к периферии. При часто применяемом линейном законе
изменения площади по высоте лопатки из указанных выше урав-
нений можно получить следующую приближенную формулу для
определения напряжений (Н/см2) в сечеиии у втулки:
Рис. 10.35. Влияние зависимости F=f(r) на относительное из-
менение напряжения ар по высоте лопатки:
/—линейное изменение площади; 2—степенное изменение площади с
показателем степени л-=0,5 (по данным Г. С. Скубачевского)
Из выражения (10.13) следует, что в предельном случае,
когда Fvon очень мало (Лкол/Лзт —*0), величина оРвт вдвое мень-
ше, чем в лопатке постоянной толщины. Однако практические
возможности утонеиня лопатки к периферии ограничены требо-
ваниями прочности под действием других сил н возможностями
изготовления. Поэтому в современных компрессорах минималь-
ное/?кол//?вт= 0,25, приближаясь в отдельных случаях к 0,8—1,0.
Для большего снижения напряжений применяют степенной
закон изменения F по г с показателем п<1 (обычно п=0,5-:-
0,6):
F=F„—const (г-г.,)".	(10.14)
В такой лопатке наибольшие напряжения растяжения полу-
чаются не во втулочных сечениях, а несколько выше (рис. 10.35).
Для лопаток осевых компрессоров допускается ор до
15000 Н/см2 для алюминиевых сплавов, до 20000 Н/см2 для
341
титановых сплавов и до 35 000 Н/см2 для сталей. Однако о проч-
ности лопатки судят не только по величине напряжения, ио и по
запасу прочности
Л=-^,	'	(10.15)
/	Ср
где оп — предел длительной прочности;
<Гр — действующее напряжение растяжения.
Для рабочих лопаток 1,54-2,0.
Расчет рабочих лопаток на изгибающие
моменты от газовых н центробежных сил
В работающем компрессоре на лопатки действуют газовые
силы, вызывающие изгибающие моменты. Они определяются в
двух направлениях — по оси компрессора и в плоскости его вра-
щения.
Осевая составляющая qa% газовых сил, действующая иа еди-
ницу высоты всех лопаток ступени на радиусе г, равна сумме ста-
тической и динамической сил. Первая определяется как произве-
дение перепада давлений на нормальную к оси площадь лопаточ-
ного веица 2лг (pi—рг), а вторая равна изменению секундного
количества движения, протекающего через ту же площадь в осе-
вом направлении газа, — GB(cia—с^а). Таким образом,
<7ов=2лг(Л-/2г)+<Зв(с1а—с2а).
Разделив qas иа число лопаток z и учтя, что GB—2nrXQiCiG,
найдем осевую силу, действующую на единицу высоты одной
лопатки на радиусе г,
?<>=—^)+(а—а)1- (Ю-16)
Аналогично, учитывая равенство окружной составляющей
газовой силы изменению количества вращательного движения
газа, можно определить окружное усилие, действующее на еди-
ницу длины лопатки на радиусе г,
(10. 17)
В компрессоре сила qu действует против направления вра-
щения, a qa — против направления потока.
Соответствующие изгибающие момеиты от газовых сил в кор-
невом сечении лопатки
гкол	гкол
[ qa{r-r„)dr и Мп= J qu(r-r„)dr. (10.18)
вт	гвт
342
При изменении qa и qu по высоте лопатки либо находится
точное решение этих интегралов, либо пользуются численными
методами, для чего лопатку разбивают на несколько поясов,
каждый высотой Аг, вычисляют для них действующие моменты
от газовых сил Mr=# Аг г и затем суммируют их по всем поясам
над проверяемым сечением.
тать постоянными по высоте лопатки. Тогда из уравнения
(10.18) получим
^r=0.5?o(rKOJ,-r)a и Af„r=0,5yu(rliM-r)*. (10.18а)
Для определения напряжений от изгибающих моментов не-
обходимо найти главные оси сечения, моменты сопротивления
изгибу и составляющие изгибающих моментов, действующие по
этим осям.
На рис. 10.36 показан профиль компрессорной лопатки, ус-
тановленной в решетке под углом “0, определяемым в газодина-
мическом расчете (разд. 10.5, рис. 10.32), и нанесено положение
главных осей инерции (оси х и у). В приближенном расчете
учитывается только изгиб относительно оси минимальной жест-
кости, т. е. оси х. Ее можно считать параллельной хорде и про-
ходящей через центр массы сечения (точка О). Как видно из
343
рис. 10.32, ось х повернута и а угол О относительно направления
вращения (ось и). Поэтому составляющая изгибающих момен-
тов относительно оси наименьшей жесткости (см. рис. 10.36)
Myr=MUT sin ^ar cos
Соответственно напряжение изгиба
(10. 19)
(10.20)
где Wx — момент сопротивления на изгиб.
Изгибающий момент от газовых сил создает на выпуклой
стороне («спинке») профиля напряжения сжатия и иа кром-
ках— напряжения растяжения. Наибольшие напряжения полу-
чаются в самых удаленных от осн х точках: А, Б и В (см. рис.
10.36), причем максимальное из них обычно бывает в точке А.
Расчет момента инерции профилей довольно громоздок и в
упрощенных расчетах можно пользоваться следующими приб-
лиженными уравнениями.
Момент инерции сечения относительно оси х
Л=0,04&ф+(^у],	(10.21)
где	b — хорда профиля;
$макс — подъем средней линии профиля;
с — максимальная толщина профиля, измеренная пер-
пендикулярно хорде (см. рис. 10.36).
Момент сопротивления относительно оси х
Wx=JJy,	(10.22)
где у — расстояние от оси х до точки, в которой определяется
напряжение изгиба.
Необходимое для определения этих расстояний положение
оси х находится по координатам центра массы
х0=0,43£ и yo=O,76sHSlKC-	(10.23)
После нахождения значений Wx для точек А, Б и В в этих
точках по уравнению (10.20) рассчитываются напряжения изги-
ба от газовых сил.
На рабочие лопатки может также действовать изгибающий
момент от центробежных сил, который возникает при смещении
центра массы отдельных сечений по высоте лопаткн от радиаль-
ного направления. Такое смещение может делаться умышленно
с целью разгрузки лопатки путем создания момента, противопо-
ложного моменту от газовых сил; оно может быть также след-
ствием конструктивного упрощения лопатки или же возникать
при ее упругих деформациях.
344
Изгибающие моменты от центробежных сил для корневого
сечеиия могут быть определены как произведение центробежной
силы пера лопатки Рц (уравнения 10.10 и 10.12) на вынос линии
центров массы сечений относительно осей и и а иа среднем ра-
диусе (рис. 10.37)
^Oil=Pu^ и -/ИОц=РцДи.	(10.24)
Отсюда аналогично уравнению (10.19) находится составля-
ющая изгибающих моментов относительно оси х для корневого
сечеиия
Му^—Ми^ sin & — Л4ди cos &.	(10. 25)
Рис. 10.37. К определению изгибающего момента от цент-
робежных сил
и по уравнению (10.20) рассчитываются напряжения изгиба от
центробежных сил в указанных ранее точках А, Б и В.
Раздельно рассчитанные напряжения растяжения от центро-
бежных сил и изгибные напряжения от центробежных и газовых
снл алгебраически складываются в каждой характерной точке
и по ним определяется суммарный запас прочности kv, равный
отношению предела длительной прочности к действующему сум-
марному напряжению; kv не должен быть менее 1,5.
При приближенных расчетах достаточно ограничиться при-
веденным выше расчетом в корневом сечении. В случае деталь-
ных расчетов изгибающие моменты и напряжения определяют-
ся в разных сечениях по высоте лопатки и строится график
=/(6-
Лопаткн спрямляющих аппаратов рассчитываются на изги-
бающие моменты от газовых сил. Действующие силы определя-
345
ются так же, как и для рабочих лопаток, а моменты сопротивле-
ния находятся с учетом типа заделки лопатки.
Расчет замка лопатки типа ласточкин хвост
В осевых компрессорах наиболее распространен замок типа
ласточкин хвост. Расчет замка ведется иа растягивающее уси-
лие от суммарной центробежной силы лопатки Ръл и на суммар-
ный, создаваемый лопаткой, изгибающий момент .
Распределение
Рис. 10,38. Основные уси-
лия действующие в зам-
ковом соединении типа
ласточкин- хвост
Суммарная центробежная сила
^=₽„+Ps=₽„+»VaVal/8,	(10.26)
где Рц — центробежная сила пера лопатки (уравнение 10.10);
Р3— центробежная сила замка;
гз — расстояние от центра массы замка до оси вращения;
р3 и Va — плотность материала и объем замка.
При рассмотрении действующего на замок Мц можно огра-
ничиваться учетом лишь передаваемого от лопатки момента
Mu=MUr 4-ЛТИц (уравнения 10.18 а и 10.24), пренебрегая дей-
ствующим в осевом направлении моментом Л4О. Кроме того при
смещении центра массы корневого сечения лопатки относитель-
но центра массы замка возникает момент Рвл е (рис. 10.38).
Таким образом, суммарный действующий момент
А/е--Мц-^-Рълв.
(10. 27)
346
Суммарная центробежная сила Ръл уравновешивается нор-
мальной к боковым граням силой Д' (см. рис. 10.38). Пренебре-
гая силами трения, величину N определяем из соотношения:
N = -Рая -.
2 sin а
Соответствующее напряжение смятия на контактирующих
поверхностях с площадью F боковых граней
о? =	---*21---,	(10. 28)
см F 2bc sin а
где 6чи с — длина и ширина контактной поверхности.
Эти напряжения принимаются равномерно распределенными
по контактирующей поверхности, как показано на рис. 10.38,
а напряжение смятия от изгибающего момента Ms принимает-
ся изменяющимся линейно. Тогда наибольшие контактные на-
пряжения от изгибающих моментов
Суммарное напряжение смятия 0CM=:CfH4'0« обычно на-
ходится в пределах 5000—10000 Н/см2 для лопаток из алюми-
ниевых сплавов, 12000—25000 Н/см2 — для титановых сплавов
и 25000—30000 Н/см2 — для стальных лопаток. Напряжения
смятия уменьшаются при увеличении угла а и уменьшении изги-
бающего момента. Последний, в частности, может быть снижен
размещением пера лопатки относительно замка так, чтобы цент-
робежная сила от пера лопатки проходила через центр тяжести
замка.
При расчете замка типа ласточкин хвост помимо напряже-
ний смятия проверяется прочность на растяжение перемычки
замкового выступа диска или барабана (сечение I—I на рис.
10.38). Отрывающая перемычку сила
Здесь Р'^—сила воздействия от двух расположенных рядом
лопаток, а Рв— центробежная сила выступа;
p;„=2Wsin(u+-L),
где р— угол между радиусами, проходящими через центр
массы соседних лопаток (см. рис. 10.38) ;
^>в=<йагвОв^в^
гв — расстояние от центра массы выступа до оси вращения;
Рв и VB — плотность материала и объем выступа.
347
При площади перемычки Fn напряжение растяжения в сече-
нии I—I
(10.30)
' п
Напряжение допускается не более 8000 Н/см2 при алюминие-
вых сплавах, не более 20 000 Н/см2 при титановых сплавах и
30 000 Н/см2 для сталей.
При редком расположении лопаток и широких перемычках
замкового выступа возможно разрушение уголка (линия А на
рис. 10.38). Его прочность проверяется на срез и на изгиб.
Расчет резонансных режимов вибрации лопаток
I/
Ш
могут иметь
формы;
третьей
Рис. 10.39. Тилы и
формы собственных
колебаний лопаток
а—нагибные колебания;
б—крутильные	колеба-
ния; /—колебания пер-
вой формы; II—колеба-
ния второй
III—колебания
формы
Как уже отмечалось, одной из причин поломки лопатки мо-
жет быть ее резонансное колебание (см. рис. 10.19). Периодичес-
ки возмущающие силы действуют на рабочие лопатки в основ-
ном с частотой, пропор-
циональной частоте вра-
щения ротора пс (об/с) и
числу возмущающих эле-
ментов z. Если, например,
число лопаток СА равно
2са, то рабочая лопатка,
проходя мимо каждой ло-
патки СА, будет испыты-
вать вынужденные коле-
бания с частотой (числом
полных колебаний в се-
кунду) f=ncZCA (с-*).
Типы колебаний лопа-
ток могут быть разными.
Обычно наиболее опас-
ными являются колеба-
ния изгибного типа, но
в отдельных случаях мо-
гут представлять опас-
ность и крутильные коле-
бания. Характер этих ти-
пов колебаний пояснен на
рис. 10.39. Возможны так-
же и сложные изгибно-
крутильные колебания.
Собственные колеба-
разную форму. Принято формы
ния каждого типа ___,. ----- .	„	* . -
колебаний различать по числу узлов (узловых линий), т. е. по
числу тех сечений, которые при колебании лопатки не перемеща-
ются. Под I формой колебаний понимают одноузловые колеба-
348
ния, под II — двухузловые и т. д. (см. рис. 10.39). Чем больше
узлов, тем сложнее колебания лопатки и выше их частота.
Частота собственных колебаний fc может быть определена
экспериментально путем искусственного возбуждения соответст-
вующей формы колебаний либо рассчитана. Так, fc изгибиых
колебаний лопатки, заделанной с одного конца и колеблющейся
по I форме, определяется формулой
где а — коэффициент, зависящий от формы лопатки; для лопа-
ток с постоянной по высоте площадью поперечного сече-
ния а = 17,7;
h — высота лопатки;
Е и q — модуль упругости
и плотность ма-
териала;
/ и F — момент инерции и
площадь корнево-
го сечения.
। Как видно, на fc влияег
не только форма, но и ма-
териал лопатки. Отиоше-
йие E/q у применяемых
металлов изменяется не-
сильно, так что fc У лопа-
ток из алюминиевого
сплава, из стали или из
титана отличаются лишь
на несколько процентов.
Композитные материалы
имеют примерно вдвое
меньшее значение E/q,
т. е. для лопаток из ком-
Рис. 10.40. Частотная диаграмма для ра-
бочих лопаток
позитных материалов fc
примерно на 40% ниже,
чем для стальных.
Частота собственных колебаний зависит также от характера
заделки в замке и от величины действующей центробежной си-
лы, как бы дополнительно увеличивающей жесткость лопатки.
Последнее обстоятельство приводит к тому, что с увеличением
частоты вращения ротора fc рабочей лопатки несколько увели-
чивается.
Частотная диаграмма изгнбиых колебаний приведена на
рис. 10.40. На этой диаграмме показано изменение частоты воз-
буждающих колебаний с кратностями z от частоты вращения
ротора в секунду пс. На эту диаграмму наносятся также собст-
венные частоты лопатки при разных формах колебаний. Обычно
349
наибольшую опасность представляют низшие формы колебаний,
которые и наносятся на частотную диаграмму. На рис. 10.40
нанесены для примера собственные колебания I формы. Так как
при изготовлении лопаток их собственные частоты находятся
в пределах определенного допуска (до 15—20% от номинальной
величины), то на частотной диаграмме соответственно наносятся
две линии — максимальных и минимальных допускаемых собст-
венных частот. Интервал между ними соответствует возможным
значениям собственных частот различных экземпляров лопаток,
входящих в комплект одной ступени.
Точки пересечения линий возбуждающих частот с собствен-
ными определяют диапазоны резонансных частот вращения при
различных возбуждающих частотах (см. рис. 10.40). Так как
расчет не позволяет определить уровень напряжений при различ-
ных значениях резонансных частот вращения, то отстройку ло-
паток компрессора от резонанса производят после эксперимен-
тального измерения уровня переменных напряжений в лопатках
иа рабочих частотах вращения и нахождения областей опасных
напряжений. Для отстройки изменяют форму лопатки или замок.
Следует отметить, что напряжения при резонансе обратно
пропорциональны силам демпфирования колебаний. Частичное
демпфирование происходит в материале самой лопатки, так как
вследствие внутреннего трения работа, возвращаемая упругими
силами при распрямлении лопатки, всегда меньше подведенной
работы на изгиб лопатки. Механическое демпфирование проис-
ходит и в замке лопатки под действием сил трения. Для демп-
фирования изгибных колебаний по I форме наиболее эффективен
.щарнирный замок.
Существенное значение имеет и аэродинамическое демпфиро-
вание, когда из-за дополнительного перемещения лопатки при
колебании вследствие изменения угла атаки на профиль начина-
ет действовать дополнительная аэродинамическая сила, препят-
ствующая колебательному движению; Воздействуя на углы ус-
тановки профиля и характер течения воздуха, можно усилить
аэродинамическое демпфирование. Эффективными средствами
в 'этом отношении являются применение регулируемых СА в
компрессоре и введение дополнительных перепусков воздуха.
Расчет на прочность дисков ротора
Расчет на прочность дисков ротора компрессора может вы-
полняться по той же методике, что и дисков турбин (разд. 13.6).
Барабаииый ротор в авиационных двигателях используется
только с внутренними ребрами жесткости и поэтому может при-
ближенно рассчитываться как ротор из отдельных дисков, от-
деленных секущими, проведенными посередине между ступенями
(перпендикулярно оси барабана).
350
Расчет есевой силы
Осевая сила, действующая на ротор компрессора, равна сум-
ме осевых составляющих аэродинамических сил, возникающих
при обтекании лопаток ступеней, и сил давления иа передний
и задний торцы ротора.
Осевая составляющая аэродинамических сил одной ступени
определяется как сумма осевого усилия от статического давле-
ния газа по граничным поверхностям и от динамического воз-
Рис. 10.41. К определе-
нию осевых сил в ступени
компрессора
действия воздушного потока. За положительное принимается на-
правление в сторону передней части компрессора.
Действующие на лопатки РК ступени х статические силы
равны pixFix и ptxFzx (рис. 10.41). В ступенях с изменяющимся
по длине наружным диаметром действует еше сила Pt# &FX.
Приближенно можно принимать Рсрх=— {Р1ХА~Ргх}-
Динамическая составляющая осевой силы равна изменению
в осевом иаправлеиии количества движения проходящего через
компрессор воздуха Ов (съах—Сюх) •
Таким образом, осевая сила, действующая на ступень ком-
прессора,
Paocx = PzxF2Х~\~Рс¥х^х PlxF 1жЧ"^в(С2вл Clax)‘ (Ю. 32)
Для осевого компрессора в целом осевое усилие определяет-
ся как сумма осевых усилий во всех ступенях плюс осевые силы,
действующие по торцам компрессора на входе Рвх и выходе
/<ое = 2 Р“^ + Р“-Р^	<10'33)
351
При использовании разгрузочных полостей
и (10-34)
где рвх и рвых — давление в передней и задней разгрузочных
полостях соответственно (диаметры обозначе-
ны на рис. 10.1);
Если в конструкции нет разгрузочных полостей, то рВх=Рв
И Рвых~ Рк-
10.7. Примеры выполненных конструкций
Осевой компрессор с регулируемыми лопатками статора
Конструкция компрессора с регулируемыми лопатками ста-
тора показана на рис. 10.42. Компрессор 10-ступенчатый, одно-
каскадный, с поворотными лопатками ВНА и СА первых трех
ступеней. Компрессор рассчитан на получение в стендовых ус-
ловиях jtK* =6,6, при частоте вращения /г=21 ООО об/мнн. Ряд
деталей компрессора изготовлен из титановых сплавов, что по-
зволяет уменьшить его массу.
Компрессор состоит из переднего корпуса 1, конструкция
которого была рассмотрена ранее (см. рис. 10.21), среднего кор-
пуса 3 и 10 с закрепленными в нем лопатками аппаратов, зад-
него корпуса 17 и ротора (барабана 26) барабанного типа.
Средний корпус компрессора состоит из двух половин с по-
перечным разъемом между ними после IV ступени. Передняя
половина корпуса 3 кроме того имеет горизонтальный разьем 30
и стягивается по нему болтами 29. В этом корпусе в четыре ряда
расположены бобышки 5 с подшипниками скольжения, через
которые проходят цапфы 7 поворотных лопаток СА.
Задняя половина среднего корпуса 10 не имеет горизонталь-
ного разъема. Она является сварной конструкцией из цилиндри-
ческой оболочки (титановый сплав) с фланцами по торцам и
внутренними направляющими кольцами 15, которые фиксируют
спрямляющие аппараты. В корпус вставляются наружные обой-
мы СА V—IX ступеней с разьемом вдоль оси н чередующиеся
с ними кольца 14, располагаемые против рабочих лопаток. Эта
часть компрессора выполнена по схеме dBOn — const. Такая кон-
струкция позволяет, установив предварительно на роторе спрям-
ляющие аппараты и кольца, надвинуть затем корпус и таким
образом собрать компрессор с неразъемными ротором и корпу-
сом. Для передачи реактивного момента от СА на статор наруж-
ные обоймы СА и кольца соединяются штифтами 12, а послед-
нее кольцо входит своими отверстиями в штифты на заднем кор-
пусе, передавая момент на корпус. Кольца 14 имеют мягкое по-
крытие для обеспечения малого радиального зазора над рабочи-
ми лопатками.
352
<1 е ,» » ft р ц р
12	2563
353
Поворотные лопатки ВНА и С А имеют по две цапфы. Внеш-
ние цапфы рычагами 8 соединяются с поворачивающими коль-
цами 9, перемещение которых осуществляется специальными
двумя гидромеханизмами, установленными по обе стороны ком-
прессора. Лопатки поворачиваются от прикрытого положения
при Им.г ДО ПОЛНОСТЬЮ ОТКрЫТОГО положения при «макс- Внут-
ренние цапфы лопаток входят в полукольца 28, состоящие из
двух частей с поперечным разъемом, стягиваемых винтами. Эти
кольца образуют также внутреннюю поверхность проточной ча-
сти компрессора.
Спрямляющие аппараты остальных ступеней имеют непод-
вижные лопатки, припаянные к наружной и внутренней обоймам.
В наружной обойме СА VI ступени имеются отверстия для
перепуска воздуха в полость 11, нз которой он может клапаном
перепуска выпускаться в атмосферу.
Задний корпус 17 компрессора является силовым узлом.
Снаружи на нем установлены элементы крепления двигателя на
летательном аппарате. Корпус очень короткий и состоит нз на-
ружного н внутреннего колец и двух рядов припаянных к ним
лопаток СА 18 последней ступени и выходного спрямляющего
аппарата 19, обеспечивающего осевой выход воздуха нз компрес-
сора. Наружное кольцо на фланцах соединяется со средним кор-
пусом и корпусом 20 диффузора камеры сгорания, а к внутрен-
нему кольцу прикреплен корпус 23 задней опоры ротора ком-
прессора.
Ротор компрессора состоит из трех основных частей: рабо-
чих колес первой (I) 2 и последней 16 ступеней, диски которых
изготовлены за одно целое с цапфами, и барабана 26 с лопатка-
ми II—IX ступеней. Диски 1 и X ступеней соединяются с бараба-
ном на призонных болтах 31. Конструкция ротора н узла соеди-
нения задней цапфы с валом 21 турбины была описана ранее (см.
рнс. 10.7). Барабан изготовлен из титанового сплава, а диски 1
н X ступеней — нз стали. Рабочие лопатки в дисках крепятся
замками типа ласточкин хвост, а в барабане — типа попереч-
ный ласточкин хвост. Все лопатки стальные. Число лопаток из-
меняется от 27 в I ступени до 57 в X.
В барабане между VIII и IX ступенями выполнены отверстия
для отбора воздуха на охлаждение турбины, к которой он по-
ступает через полые заднюю цапфу и вал турбины. Для раскрут-
ки этого воздуха внутри барабана имеются три радиальных де-
флектора 24 н крестовина 25 с радиальными лопатками.
Для окончательной балансировки ротора в сборе в передней
цапфе на шлицах установлены два эксцентричных груза 32. Пе-
реставляя (поворачивая) грузы на шлицах, можно изменять
дисбаланс ротора по передней опоре.
Ротор вращается на двух опорах: передней с роликовым
подшипником 34 и задней с шариковым подшипником 22. кото-
рый воспринимает осевую силу, действующую на ротор.
354
Осевой компрессор одновального ТВД
Продольный разрез компрессора одиовального ТВД приве-
ден и а рие. 10.43. Компрессор 10-ступенчатый, одокаскадный, с
перепуском воздуха нз двух ступеней; он рассчитан на получение
лк*=8,5 при частоте вращения 12300 об/мин. Проточная часть
компрессора выполнена с небольшим уменьшением </кол в пер-
вых двух ступенях и </КОл=const в остальных; все ступени до-
звуковые. Так как компрессор используется в одновальном "ТЕД,
то он на рабочих режимах работает с постоянной частотой вра-
щения. Пониженные п соответствуют только режиму малого
газа («MJ= 10400 об/мин). Для обеспечения требуемых запасов
газодинамической устойчивости при малых п применен перрпуск
воздуха нз-за V и VIII ступеней.
Ротор компрессора смешанного типа. Диски 17 отдельных
ступеней соединены посадкой с натягом по цилиндрическим по-
яскам 19 с последующей фиксацией радиальными штифтами 18.
Проставки 14 между дисками 17 выполнены за одно целое с со-
ответствующими дисками и имеют гребешки лабиринтного уп-
лотнения 15, работающие по втулкам внутренних колец С А.
В дисках имеются отверстия 16, через которые внутренние по-
лости между дисками сообщаются друг с другом для выравни-
вания в них давления. Проставка между дисками IX и X ступе-
ней выполнена за одно целое с задней цапфой 9 компрессора,
соединяемой с валом турбины; передняя цапфа 23 изготовлена
за одно целое с диском I ступени.
Рабочие лопатки 3 закреплены в ободах дисков замком ти-
па ласточкин хвост и фиксируются от осевого перемещения от-
гнбными пластинками с одной стороны, а с другой — штифтами.
В IX н X ступенях для фиксации с обеих сторон применены от-
гибные пластинки.
Ротор вращается в двух подшипниках: переднем роликовом
25 и заднем шариковом 12. Крутящий момент передается от ва-
ла турбины через шлицы к дискам компрессора'и частично вос-
принимается рабочими лопатками, а частично через переднюю
цапфу передается валом-рессорой к редуктору и воздушному
винту. Осевое усилие от турбины также воспринимается шари-
ковым подшипником 12; узел 11 соединения валов компрессора
н турбины, обеспечивающий передачу крутящего момента н осе-
вого усилия, был рассмотрен ранее (рнс. 10.15).
Все детали ротора, включая лопатки, изготовлены из нержа-
веющих сталей. Диски и проставка с задней цапфой подверга-
ются раздельной статической балансировке, а собранный ротор
затем балансируют динамически. При динамической баланси-
ровке с диска I ступени спереди снимается металл, а к диску
X ступени прикрепляют балансировочные грузики.
Корпус компрессора состоит из двух половин с разъемом 13
в осевой плоскости и соединением обеих половин фланцами
12*
355
35tt
L
с болтами. Корпус сварен из стальной цилиндрической оболочки
с фланцами по торцам и вдоль осевого разъема. К внутренней
поверхности каждой половины приварены полукольца жесткости
22, которые одновременно служат для центрирования спрямляю-
щих аппаратов 4 ступеней и колец 5 над рабочими лопатками.
Снаружи к корпусу приварены бобышки 6 крепления с помощью
болтов 20 спрямляющих аппаратов в корпусе.
Спрямляющие аппараты 4 состоят из наружного и внутрен-
него стальных прокатанных колец, в просечки которых вставле-
ны и заварены концы лопаток, изготовленных и& нержавеющей
стали. Спрямляющие аппараты разрезаются затем на два полу-
кольца. Снаружи к каждому полукольцу привариваются три
бобышки с резьбой для крепления С А в корпусе компрессора.
Между наружными кольцами спрямляющих аппаратов располо-
жены неразъемные кольца 5, имеющие для жесткости П-образ-
ный профиль. На внутренней поверхности этих колец нанесено
мягкое покрытие нз алюмоасботалька (I—V ступени) или гра-
фита (VI—X ступени), предназначенное для уменьшения ради-
ального зазора над рабочими лопатками.
К корпусу компрессора приварены коробы 7, в которые по-
ступает воздух, отбираемый из-за V и VIII ступеней. Для этого
в наружных кольцах СА этих ступеней выполнены отверстия. На
коробах установлены четыре клапана перепуска 8 с принуди-
тельным открытием.
Функции переднего корпуса компрессора выполняет лобовой
картер 24, в котором размещены опора (передняя) узла 1, вход-
ной направляющий аппарат 2, кольцевой входной канал подвода
воздуха и приводы к агрегатам. Лобовой картер отлит из магни-
евого сплава МЛ5. ВНА представляет собой набор лопаток, име-
ющих внешние и внутренние цапфы, которыми они входят в от-
верстия в наружном и внутреннем кольцах; внутреннее кольцо
выполнено из двух колец, стягиваемых шпильками с разъемом
по осям отверстий под цапфы.
Глава 11
ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ КОМПРЕССОР
11.1. Общая схема и конструкция отдельных элементов
Общая схема
Как и ступень осевого компрессора, центробежная ступень
состоит из вращающегося ротора и неподвижного статора
(рис. 11.1). Ротор образован РК 4 и ВНА 3, которые обычно кон-
сольно закрепляются на валу 11.
Статор состоит из переднего корпуса, в котором расположе-
ны неподвижный направляющий аппарат (ННА) 1 и кольцевой
канал 2 подвода воздуха к РК, основного корпуса 15 и выход-
ного устройства в виде безлопаточного диффузора 5, радиаль-
357
кого 6 и (иногда) осевого лопаточного диффузора 7 с осевым
кольцевым выходом 8 воздуха из компрессора. В некоторых
конструкциях за радиальным лопаточным диффузором располо-
жены улитки 13 с отдельными выходными патрубками 12.
Рис. 11.1. Конструктивная схема центробежного
компрессора (наверху показан кольцевой выход,
внизу — выход с улиткой и патрубком):
I—неподвижный направляющий аппарат (ННА); 2-^
кольцевой канал (входное устройство); 3—вращающийся
направляющий аппарат (ВНА); 4—рабочее колесо; 5—
безяопаточный диффузор; 6—радиальный лопаточный-
диффузор; 7—осевой лопаточный диффузор; <3—выход
воздуха; 9—лабиринтное уплотнение; 10— разгрузочная
полость; //—’аал; 12—выходной патрубок; /5—улитка;
14—отверстие для снижения давления в разгрузочной
полости; 15—основной корпус
На задней торцовой поверхности РК на достаточно большом
диаметре обычно размещаются гребешки лабиринтного уплотне-
ния 9. Назначение этого лабиринта—уменьшить утечки воздуха
и создать разгрузочную полость 10' пониженного давления за
РК с целью уменьшения действующей осевой силы, так как осе-
вая сила от статического давления на заднюю торцовую поверх-
ность РК значительно больше осевых сил, действующих со сто-
роны проточной части РК- Для уменьшения давления в разгру-
358
зочной полости ее соединяют с зоной пониженного давления от-
верстиями заданной площади проходного сечения. В некоторых
конструкциях для этого в РК делаются отверстия (14 на
рис. ПЛ), соединяющие полость со входным участком колеса.
Центробежная ступень по способу подвода воздуха может
быть односторонней и двухсторонней (рис. 11.2). Двухстороннее
Рис. 11.2. Формы колес центробежных компрессоров:
/—односторонние: а—открытая; б—полузакрытая; в—закрытая;
//—двухстороннее
колесо позволяет при том же габарите обеспечить вдвое боль-
ший GB, что и предопределило использование подобных ступе-
ней в первых ТРД.
Центробежные ступени с односторонним РК лучше компону-
ются с остальными элементами двигателя и для них проще ор-
ганизовать подвод воздуха. В осецентробежных компрессорах
они могут быть установлены непосредственно за последней осе-
вой ступенью; в других компоновках центробежная ступень ус-
танавливается на отдельный вал и соединяется с осевой частью
плавным переходником.
Ротор компрессора
Проточная часть РК может выполняться открытой, полуза-
крытой .и закрытой (см. рис. 11.2). В авиационных конструкци-
ях РК открытого типа не применяются вследствие повышенных
гидравлических потерь (нз-за трудности получения требуемой
формы канала на участке поворота в радиальное направление)
н большей опасности вибрации длинных и нежестких радиаль-
ных лопаток.
Роторы компрессора полузакрытого типа находят наиболее
широкое применение: по к. п. д. они несколько уступают закры-
359
тым, но проще в изготовлении н обладают достаточной проч-
ностью и жесткостью.
Лопатки РК делают обычно радиальными. Такая конструк-
ция обеспечивает наибольшую прочность лопатки и эффективна
в газодинамическом отношении. ВНА выполняется либо отдель-
Рис. 11.3. Способы крепления ротора на валу:
о фланцевое соединение шпильками: б—посадка с натягом и штифтом; в—'по-
посадка на шлицах; г—соединение радиальным штифтом-, /—передняя цапфа; 2—
гайка; 3—ВНА; 4—РК; 5—'шпилька; 6—вал; 7—штифт; 8—кольцо лабиринта; 9—
подшипник; 10—контровка гайки; 11—паз; 12—радиальный штифт
ной деталью, соединяемой с РК (см. рис. 11.7), либо изготавли-
вается за одно целое с ним.
Способы крепления РК и ВНА на валу весьма различны. На
рис. П.З.а показано фланцевое крепление вала вместе с ВНА
к колесу. Фланцы затягиваются ганками 2 на шпильках 5, ввер-
нутых в тело РК. В этой конструкции ВНА является отдельной
деталью и крепится на фланцах вместе с цапфами. Другие типы
соединения — на радиальных шлицах, запрессовкой с передачей
момента шпильками, на торцовых шлицах — показаны на рис.
11.3,6, виг.
X
Статор компрессора
Входное устройство корпуса служит для подвода воздуха к
ротору с минимальными потерями н в зависимости от конструк-
ции компрессора имеет различную форму. При осевом подводе-
воздуха по кольцевому каналу входное устройство по своей кон-
струкции аналогично применяемому в осевом компрессоре. При
заборе воздуха под углом или радиально (см. рис. 11.7) во вход-
ном корпусе может устанавливаться по высоте несколько деф-
360
лекторов 5 для создания равномерного поля скоростей и давле-
ний перед рабочим колесом.
В некоторых случаях на входе устанавливается ННА, закру-
чивающий воздушный поток по направлению вращения. На
рис. 11.7 лопаткн 6 ННА расположены по периферии входа. При
осевом подводе воздуха лопатки ННА имеют ту же конструкцию
и крепление, что и лопатки ВНА осевого компрессора.
Рис. 11.4. Способы крепления лопаток диффузора в корпусе:
с—на винтах с штифтами для фиксации положения лопаток; б—на бол-
тах, стягивающих обе половины корпуса; в—‘паяный радиально-осевой
диффузор, зажимаемый в корпусе; г—лопатки изготовлены заодно с не-
сущими кольцами и фиксируются на штифтах и пластинчатым фиксато-
ром; б—на винтах; 1—РК; 2—корпус; 3—лопатки радиального диффузора;
•4—винт; S— штифт; 6—лопатки осевого диффузора, закрепленные в корпу-
се заливкой; 7—гайка; 8—болт; 9—лопатки осевого диффузора, изготов-
ленные заодно с корпусом; 10—паяный радиально-осевой диффузор; 11—т
лопатки осевого диффузора, выполненные заодно с несущим кольцом; 12-
фиксатор; 13—лопатки осевого диффузора (выполнены заодно с несущим
кольцом, которое стопорится штифтами 5 от проворачивания)
Корпус компрессора состоит нз нескольких деталей, обычно
литых, соединяемых на фланцах и взаимно центрируемых на
.буртах. Это основная силовая деталь компрессора. В корпусе
расположены опоры ротора компрессора. Для увеличения жест-
кости корпуса он часто выполняется с ребрами, расположенны-
ми радиально и по окружности. Крышка корпуса со стороны
крыльчатки обычно имеет мягкое покрытие, аналогичное мягко-
му покрытию в осевых компрессорах против рабочих лопаток.
361
Это позволяет уменьшить зазор между крышкой и лопатками
РК и таким образом повысить к. п. д. компрессора.
В корпусе компрессора на выходе из рабочего колеса распо-
ложен диффузор. Обычно применяют короткий безлопаточный
диффузор, за которым расположен основной — лопаточный. Его
лопатки могут выполняться совместно с корпусом, но чаще изго-
тавливаются вставными с различными способами закрепления,
которые показаны на рис. 11.4.
Д1рн кольцевом канале с осевым выходом применяются два
лопаточных диффузора — радиальный и осевой — с поворотом
потока между ними на 90° (см. рис. 11.1). Осевой диффузор рас-
кручивает выходящий поток до осевого направления.
Если воздух отводится через отдельные патрубки, то после
радиального диффузора располагаются улитки, в которых про-
должается торможение воздушного потока, а на выходе из них—
выходные патрубки (см. рис. 11.7).
Применяемые материалы
Корпусные детали центробежного компрессора обычно изго-
тавливают литьем из алюминиевых сплавов АЛ4 и АЛ5 с после-
дующей механической обработкой сопрягаемых поверхностей.
Лопатки диффузора иногда изготавливают стальными для по-
вышения их стойкости к эрозионному износу. Лопаткн неподвиж-
ного направляющего аппарата выполняют из листового Д1 или
из тех же материалов, что и лопаткн НА осевых компрессоров.
РК и ВНА изготавливаются нз алюминиевых сплавов АК2 или
АК4 с последующей механической обработкой. Если рабочее ко-
лесо работает при высоких окружных скоростях, то для обеспе-
чения его прочности применяются титановые сплавы ВТЗ н ВТК).
Корпусные детали вместе с лопатками ННА и диффузора также
выполняются из титановых сплавов, если они работают при вы-
соких температурах воздуха (например, в осецентробежном
компрессоре с высокой общей лк*). Иногда рабочее колесо изго-
тавливают из стали прецезионным литьем. Для валов центро-
бежных компрессоров применяются те же стали, что и для валов
осевых компрессоров (разд. 10.4).
11.2. Приближенный газодинамический расчет и
профилирование одноступенчатого
центробежного компрессора
Как и для других элементов двигателя, целью расчета цент-
робежного компрессора является определение параметров и раз-
меров его проточной части, необходимых для получения требуе-
мых данных иа расчетном режиме. При этом исходными
условиями являются давление рв* и температура Тв* н требуе-
мые значения GB, лк* и (а следовательно, Z*^ и £«*).
Расчет ведут в такой последовательности.
362
Определение окружных скоростей
1.	Задаются значением коэффициента адиабатического напо-
ра 1Уад. Для РК с радиальными лопатками величина 77ад сос-
тавляет 0,60—0,73.
2.	Исходя из выбранного определяют окружную скорость
ii2. Используя уравнение (4.37), можно написать:
ал = 7.адст Ц- UfClu.
Начальная закрутка Ciu выбирается в пределах 50—80 м/с.
Скорость Mj связана со скоростью и2 размерами колеса
(рис. 11.1):
rfi	~7
где di — относительный диаметр входа.
Обычно выбирается di = 0,554-0,75, прн котором форма про-
точной части колеса получается наиболее благоприятной. Таким
образом,
ад“-^адст4“ &1С1иЦ2>
откуда путем несложных преобразований можно получить
(П.1)
2НЫ Г \2Нал/ Нп
3.	Проверяется число МЮж. Для этого сначала определяется
(где 010=0,54-0,6) и подсчитывается Wi (рис. 11.5,а)
на диаметре d\.
wt=]
Для одноступенчатого компрессора
Т1—Та—Т^~ с\1^ср=Т1~ (*/2010,
где скорость воздуха на входе
с1=
отсюда
20,1 У 7\
Число МШ1 допускается ие более 1,05; при получении больших
значений MW1 следует повторить расчет, уменьшив cia и увели-
чив с1и или 7/ад (в допустимых пределах).
363
Рис. 11.5. Треугольники скоростей в центробежнлй ступени:
а—перед ВНА; б—за рабочим колесом
Определение основных размеров компрессора,
частоты вращения и треугольников скоростей
1. Первоначально рассчитывается диаметр di, величина ко-
торого обусловлена требуемой площадью plt
Qtfio
где
Так как (см. рис. И. 1) 7^=—(d’—г/2т)=—d?(l —rf*T),
Т°	,	(II.:
где dBT=dnT/di —относительный диаметр втулки.
364
Для центробежной ступени, расположенной на входе в дви-
гатель, dBT=0,30-j-0,45. Для замыкающей ступени в осецеитро-
бежном компрессоре dm—0,6-е-0,7.
2.	Исходя нз di и выбранного ранее di подсчитывается диа-
метр D2=D\ld\.
3.	Определяется частота вращения, обеспечивающая получе-
ние при известном d2 требуемой и2, n—60u2litd2-
Допустимость полученного значения п в дальнейшем прове-
ряется для турбины.
4.	Исходя из условий на периферии ВНА н принятого спосо-
ба профилирования по высоте лопатки определяется треуголь-
ник скоростей на среднем диаметре входа dicp.
При условии закрутки потока на входе по закону постоян-
ной циркуляции cur=const (разд. 4.1) согласно уравнениям
(4-16)
d,	2
С1иср—ciu .	—
ср dicp 1 + с
^iacp=^a=const.
вр
(11.4)
где
d	^вт ~d * +rfBt
icp 2	х 2
Поэтому
Соответствующие углы на входе определяются из соотноше-
ний:
tga.
Ь 1ср
Cia .
С1иср
tg'Ac =-^-=-----------,
Р ®1оср “lep-^lKcp
(П.5)
где
5.	Тем же методом, что и для решеток осевых ступеней
(разд. 10.5), определяется густота решетки ВНА. Учитывая осе-
вой выход воздуха из ВНА в колесо, угол поворота потока в ре-
шетке ВНА Ар1ср=90° — р1с₽. По графику на рис. 10.29
при р2ср=90о и полученном значении Apjcp находится густота ре-
шетки b]t. Учитывая большую относительную высоту лопатки,
это значение bit увеличивается на 40—50% для получения дос-
таточной густоты на периферии, поэтому
(fe/4p=(M-^-1,5)^//.
365
6.	Задаваясь числом лопаток ВНА Zbha (обычно 16—32),
подсчитывают шаг лопаточной решетки на ^icp:
/cp = 3t£/lcp/ZBHA
н соответствующий размер хорды Ьер (см. рис. 11.5):
Аср=г(т)с1>
7.	Определяются скорости на выходе из колеса. Окружная
составляющая с2и находится по уравнению (4.34), при этом ко-
эффициент р может определяться по следующей формуле:
И=1:/1+-— ----------- ----1	(11.6)
1 ' з rPK2_2?(l_?J
где 2рк — число лопаток рабочего колеса, большей частью рав-
ное числу лопаток ВНА (в некоторых колесах 2рк=
—2zbiia)-
Радиальная скорость на выходе из колеса с2г, близкая по
величине относительной скорости w2, принимается (0,8ч-1,0) с1п.
Тогда (см. рис. 11.5) скорость
<£+«!«•
8.	Подсчитываются параметры воздуха на выходе из колеса.
Пренебрегая внешним теплообменом в диффузорах можно счи-
тать Г2*=ТК*, отсюда
Л-=Т;-с|/2ср=Т*-с|/2010.
Плотность воздуха
Показатель политропы п допустимо брать таким же, что и
для всего процесса сжатия в компрессоре (п= 1,47ч-1,50).
Давление P2=Q2^B72. Число bk2=c2/a2t где скорость звука
с2=20,1ут2- Угол а2 определяется соотношением tga2=C2r/c2u.
9.	Площадь ,F2 и ширина Ь2 выходного сечения колеса опре-
деляются из выражений
10.	Ширина щели b безлопаточного диффузора обычно при-
нимается постоянной по высоте, равной Ь2. Приближенно можно
считать, что в таком диффузоре угол между касательной к тра-
ектории и окружным направлением остается постоянным, т. е.
аз=«2 (см. рнс. 11.5). Учитывая назначение щелевого диффузо-
366
ра, можно принимать d$= (1,05-4-1,15) d2. Большие значения ds
соответствуют компрессору с повышенным числом М2, чтобы
обеспечить необходимое снижение числа М на входе в лопаточ-
ный диффузор.
11.	Для лопаточного диффузора задаются отношением диа-
метра на выходе к диаметру входа ds. На выбор влияет ограни-
чение по габаритам н требуемая степень уширения в диффузоре.
Угол на выходе сс4 определяется как угол между касательной
к выходной кромке лопатки диффузора н окружным направле-
нием. Он задается значительно большим угла аз.
Обычно
d4=(l,25-4-1,35)^; 1
а4=а,+(12"^20”).|
В лопаточном диффузоре ширина b либо остается постоян-
ной, либо линейно увеличивается для уменьшения диаметраль-
ных габаритов компрессора. В большинстве конструкций Ь =
— const из соображений лучшей технологичности конструкции
и меньших потерь при повышенных значениях числа Мз.
11.3.	Расчет осевой силы
Создаваемая ротором осевая сила определяется как сумма
сил, действующих в осевом направлении на отдельные его
участки (рнс. 11.6).
Слева на ротор действует усилие Pi, равное сумме сил от
давления р\ на торцовую поверхность ,Fi и динамической состав-
ляющей GBCio,
Л=АЛ+О^»-	(11-8)
Кроме того слева действует сила Р2 от статического давления
по поверхности р2- Это давление изменяется от р\ до давления
р2 за РК и может приниматься равным среднему их значению,
поэтому
P2==^1±£LF2.	(11. 9)
В противоположную сторону действует сила Рз от статичес-
кого давления иа заднюю торцовую поверхность РК- Давление
над лабиринтом может приниматься равным р2, тогда как дав-
ление рр в разгрузочной полости зависит от эффективности ла-
биринтного уплотнения и утечек воздуха нз этой полости через
отверстия, соединяющие ее с зоной пониженного давления. Та-
ким образом,
Р8=^8р3+Лр₽.	(П.Ю)
367
На рабочее колесо действует результирующая осевая сила
(₽t+₽J-	(Н.П)
Обычно Р3 значительно больше Pi+P2 н снижение давления
рр используется для уменьшения Рос.
Рис. 11.6. К определению
осевой силы, действую-
щей на ротор центробеж-
ного компрессора
11.4.	Примеры выполненных конструкций
Центробежный компрессор с двухсторонним рабочим
колесом и радиальным подводом воздуха
Центробежный компрессор с двухсторонним рабочим коле-
сом и радиальным подводом воздуха (рис. 11.7) был установлен
на ТРД. Двухстороннее колесо применено с целью получения
большего GK при том же диаметре я той же частоте вращения.
Воздух поступает в радиальном направлении в кольцевые
входы А и Б, защищенные от попадания посторонних предметов
сеткой 8. Поворот потока из радиального направления в осевое
осуществляется в каналах 10 и 17 с предварительной закруткой
воздуха по направлению вращения с помощью лопаток 6 ННА.
Чтобы уменьшить потери при повороте и обеспечить лучшую
равномерность потока перед колесом во входных каналах уста-
новлены дефлекторы 5.
Из РК воздух поступает в короткий радиальный безлопаточ-
ный диффузор 11 и далее в радиальный лопаточный диффузор
14, заканчивающийся девятью отдельными каналами, к которым
на фланцах присоединены выходные патрубки 12, поворачива-
368
ющие поток в осевое направление перед камерами сгорания.
С целью уменьшения габаритного диаметра, определяемого ком-
прессором, патрубки 12 выполнены с крутым поворотом воздуха
и в них установлены направляющие лопатки 13, уменьшающие
потери.
Рис. 11.7. Центробежный компрессор с двухсторонним рабо-
чим колесом и радиальным подводом воздуха:
/—передняя цапфа; 2—передний роликовый подшипник; 3—корпус
переднего подшипника; 4—ВНА; 5—дефлекторы; 6—лопатки непод-
вижного направляющего аппарата; 7—силовая ферма; 8—защитная
сетка; S—крышка корпуса компрессора; /0—передний входной ка-
нал; 11—<>езлопаточный диффузор; 12— выходной патрубок; 13—нап-
равляющие лопатки: 14—лопатки радиального диффузора; 15—кор-
пус компрессора; 16—задняя силовая ферма; 17—задний входной
канал; 18—фланец крепления корпуса среднего подшипника; 19—
задний вал, 20—шпилька; 21—-рабочее колесо
Основным силовым элементом компрессора является корпус
15, отлитый вместе с лопатками радиального лопаточного диф-
фузора 14. Спереди к нему присоединена на фланце крышка 9
корпуса и силовая ферма 7. Последняя образована двумя флан-
цами, соединенными силовыми стержнями, между которыми
проходит воздух, поступающий в компрессор. Больший фланец
фермы крепится к корпусу компрессора, а к меньшему присоеди-
нен корпус 3 переднего подшипника. Аналогичная силовая фер-
ма 16 имеется сзади.
К большему фланцу соответствующей силовой фермы изнут-
ри присоединяется на фланце входной канал (10 спереди н 17
сзади). Помимо наружных стенок он включает лопатки 6 непод-
вижного направляющего аппарата и разделяющие дефлекто-
ры 5.
369
Прикрепленные к корпусу компрессора снаружи выходные
патрубки 12 выполняются литыми и направляющие лопатки 13
закреплены в них заливкой концов лопаток в стенках патрубков.
Основной деталью ротора является двухстороннее рабочее
колесо (РК) 21 с радиальными рабочими лопатками. Оно изго-
товлено из алюминиевого сплава штамповкой с последующей
механической обработкой. Наружные поверхности заполированы
н анодированы. К рабочему колесу с обеих сторон крепятся на
фланцах ВНА 4 н вместе с ними передняя цапфа 1 и задний вал
19 соединения с турбиной. Шпильки 20 крепления фланцев к ра-
бочему колесу ввернуты в тело колеса и контрятся от провора-
чивания упором их торцов в дно резьбовых отверстий.
Передний подшипник 2 роликовый. Его опора снабжена ла-
биринтным масляным уплотнением, предохраняющим от попа-
дания масла на вход в проточную часть компрессора перед
ВНА. Задний подшипник шариковый (на рис. 11.7 не показан,
так как расположен в отдельном корпусе, присоединяемом к
флаицу 18).
Осецентробежный компрессор
Осецентробежный компрессор (рис. 11.8) включает семь
осевых н одну центробежную ступени. Он рассчитан иа получе-
ние в стендовых условиях GB«2 кг/с н лк*=6 прн частоте вра-
щения 43 000 об/мнн.
Воздух поступает на РК через ВНА 3, расположенный в пе-
реднем корпусе 2. Далее он проходит осевые ступени и без пере-
ходника входит в центробежное колесо 10. За колесом располо-
жен безлопаточный радиальный диффузор 11, заканчивающийся
улиткой 13 с двумя выходными патрубками. На компрессоре
установлен клапан 27, перепускающий воздух из осевой части
компрессора в атмосферу на низких режимах работы. Кроме
того имеется клапан противообледенительной системы, который
открывает подачу горячего воздуха из улнткн компрессора
внутрь пустотелых лопаток ВНА н кока 1 для их обогрева в ус-
ловиях обледенения.
Ротор компрессора состоит из семи рабочих колес 29 осевых
ступеней и РК 10 центробежной ступени, стянутых вместе
стяжным болтом 7. Каждый диск имеет с одной стороны удли-
ненный обод, являющийся центрирующим элементом прн после-
довательном соединении дисков. Аналогично выполнено соеди-
нение последнего диска с центробежным РК. Передача окруж-
ного усилия осуществляется с помощью сил трения и натяга по
поверхностям сочленения после затяжки болтом 7. Диски изго-
товлены из нержавеющей стали, а центробежное колесо отлито
нз специальной стали. Оно имеет 27 рабочих лопаток, являю-
370
П 18 IS
371
щихся одновременно и лопатками ВНА (ВНА выполнен за одни
целое с колесом). В центробежном колесе сделаны три отвер-
стия 17 для уменьшения давления в разгрузочной полости за
диском.
Центробежное колесо изготовлено за одно целое с хвостови-
ком, на котором установлены: задний шариковый подшипник 23,
шестерня 21 передачи к коробке приводов и кольце держатель
24 масляного уплотнения задней опоры. Внутри хвостовика име-
ются шлнцы для соединения с шлицевым валиком 20, передаю-
щим крутящий момент от турбины. Осевое усилие от турбины
не передается, поэтому все осевое усилие на роторе компрессо-
ра воспринимается подшипником 23.
Дисбаланс ротора устраняется снятием металла на шайбе 31
спереди и иа стопорном грузике 22 сзади. Последний имеет вы-
ступы, которыми входит в пазы в затяжной 18 и контрящей 19
гайках болта 7, закоитривая их. От осевого перемещения он фик-
сируется разрезным стопорным кольцом.
Передний корпус 2 компрессора сварной из нержавеющей
стали. Пустотелые лопатки ВНА соединяют наружную обечай-
ку с внутренней, в которой расположено наружное кольцо пе-
реднего роликового подшипника 4. Внутреннее кольцо этого
подшипника закреплено на хвостовике 30 стяжного болта.
Средний корпус 8 имеет разъем вдоль оси. Он отлит из алю-
миниевого сплава и имеет продольные 5 и поперечные 6 ребра
жесткости. Внутри корпуса расположены семь спрямляющих
аппаратов 9, против рабочих лопаток на корпусе нанесено
мягкое покрытие 28. Направляющие аппараты для возможнос-
ти сборки с предварительно собранным и отбалансированным
ротором выполнены из двух половин с разъемом по оси ком-
прессора. Каждая половина крепится к корпусу тремя болтами.
Средний корпус соединен с передним корпусом н корпусом
улитки (задний корпус) фланцевым соединением на болтах
Стыкуемые поверхности для герметизации смазываются пр»
сборке силоксановой эмалью.
Корпус 26 улитки отлит из алюминиевого сплава и состоит
из двух основных частей: собственно корпуса и задней крышки
15. Они соединяются на болтах 14 н образуют полость для раз-
мещения центробежного колеса, радиального диффузора »
улитки. На корпусе консольно укреплен весь компрессор,
фланцами 16 присоединенный к картеру двигателя. Для увели-
чения жесткости корпуса он выполнен с ребрами 12.
В проточной части корпуса улитки, против лопаток центре
бежиого колеса, укреплена профилированная вставка 25 из ко-
ванного алюминиевого сплава. Со стороны рабочего колеса ее
поверхность имеет мягкое покрытие. Такое же покрытие имеет-
ся иа кольцах против гребешков лабиринтного уплотнения за
диском РК.
372
11.5.	Сопоставление центробежного
компрессора с осевым
Несмотря иа одинаковое назначение центробежной и осевой
ступеней компрессора, они по ряду показателей существенно
различаются. Поэтому следует их сопоставить, чтобы оценить
целесообразные условия применения каждой из иих.
Очень важным параметром является степень повышения
давления в одной ступени, так как она определяет их число,
требуемое для обеспечения заданной лк*. В современных цент-
робежных ступенях обычно лк*=34-6, достигая лк*==8 е наи-
более нагруженных ступенях; в осевой ступени лк* = 1,24-1,6.
Поэтому, используя центробежные ступени, можно существенно
сократить число ступеней в компрессоре.
Другим важным параметром является к. п. д. ступени. Для
осевой ступени =0,884-0,91, а для центробежной —
=0,764-0,83. Таким образом, в осевом компрессоре может быть
получен существенно более высокий к. п. д. Одиако это положе-
ние справедливо только при достаточно большом расходе воз-
духа. В осевых ступенях на GB <1 кг/с “П* существенно
снижается из-за малых размеров лопаток и увеличения относи-
тельного радиального зазора. В центробежной ступени с умень-
шением ее размеров к. п. д. также снижается, ио менее сильно.
В результате по Ч*, ступени сравниваются и прн очень малых
расходах центробежная ступень может быть даже более эко-
номичной.
Для многих авиационных двигателей большое значение име-
ет площадь поперечного сечения; требуются минимальные диа-
метральные размеры двигателя, а следовательно, и компрессо-
ра. По этому показателю компрессор обычно оценивают ис-
ходя из величины удельного миделевого расхода воздуха, т. е.
расхода воздуха, отнесенного к единице площади поперечного
сечения (максимального) компрессора. 6в^=404-50 кг/с • м2
для центробежного компрессора и ОВуд=1004-130 кг/с-м2 для
осевого компрессора. Следовательно, центробежный компрессор
имеет существенно большие поперечные размеры при том же
расходе воздуха.
Конструктивно центробежный компрессор проще осевого и
легче в изготовлении. Однако в компрессоре на высокую лк*
центробежные ступени трудно компонуются друг с другом; вы-
ход из предыдущей ступени соединяется со входом в следую-
щую сложным каналом с переходом от большого внешнего ди-
аметра к меньшему диаметру на входе, с поворотом потока
сперва в радиальное направление, а затем снова в осевое. Осе-
вые ступени легко и удобно компонуются друг с другом в мно-
гоступенчатом компрессоре. В результате масса осевого ком-
373
прессора, несмотря на большее число ступеней, получается
меньшей, чем масса центробежного компрессора.
Совокупность указанных выше свойств приводит к тому,
что центробежные ступени находят ограниченное применение—
в двигателях небольшой тяги или мощности. При этом центро-
бежная ступень обычно используется в сочетании с осевыми
и является либо последней ступенью такого осецеитробежногс
компрессора (см. рис. П.8), либо отдельным компрессором
каскада высокого давления, в котором каскад низкого давления
осевой (см. рис. 16.5). Только в самых маленьких двигателях
применяются чисто центробежные компрессоры — обычно одно-
ступенчатые.
Глава 12
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ
12.1.	Основные камеры сгорания
Требования, предъявляемые к камерам сгорания
К камерам сгорания предъявляются разнообразные требо-
вания, которые в основном заключаются в следующем:
I.	Достаточно высокая полнота сгорания топлива; значитель-
ная неполнота сгорания не только снижает экономичность дви-
гателя, ио н способствует усиленному нагарообразованию в ка-
мерах и дымлению двигателя.
2.	Минимальные потери тепла через стеики камеры во внеш-
нюю среду; это требование, как и предыдущее, сводится к обес-
печению достаточно высокого значения коэффициента выделе-
ния тепла £к.сг (уравнение 3.27).
3.	Достаточно малая неравномерность температурного поля
газового потока в поперечном сечении кольцевого канала на вы-
ходе из камеры сгорания.
На выходе из камеры сгорания всегда имеются зоны с более
высокой и с более низкой температурой, чем средиемассовая
расчетная температура Тг*. Опасность представляет лишь чрез-
мерное местное повышение температуры, которое может приве-
сти к прогоранию отдельных сопловых лопаток. Относительная
интенсивность этого местного повышения температуры характе-
ризуется степенью общей неравномерности температурного поля
Т* —Г*
g__ гмакс г
где Т* — максимальная местная температура газа,
макс
Таким образом, 0 показывает, какую часть (в %) составляет
максимальный заброс температуры газа сверх средиемассовой
от среднемассового общего повышения температуры в камере
374
сгорания. Обычно допускают 0 не больше 25—30%, что соответст-
вует забросу температуры примерно на 150—200°.
4.	Допустимая осредиениая по окружности радиальная эпю-
ра температур газа, т. е. допустимое изменение температуры га-
за по высоте выходного кольцевого канала н, следовательно, по
высоте лопаток турбины.
Детальный расчет иа прочность рабочих лопаток турбины
делают применительно к выбранному рациональному характеру
Рис. 12.1. Расчетная радиальная эпюра темпе-
ратур газа
изменения температуры газа по их высоте, при котором условия
работы лопаток получаются наиболее благоприятными. Этот
характер изменения температуры, т. е. форма эпюры, вытекает
из следующих соображений.
У_КОЦН£Вых сечений лопаток температура газа должна быть
более низкой, что^ы повысить 'прочность лопатдк~в~э^гих~сечени-
ях, рабо-тающих 4г^наибодьшими напряжениями под действием
центробежных.сил. Более низкие тёНПфатуры желательньПГв
периферийной части канала, чтобы уменьшить возможность об-
горания концевых, наиболее тонких, сечений лопаток н понизить
температуру корпуса двигателя. Наибольшая температура допу-
скается в ядре кольцевого потока, в зоне, соответствующей при-
мерно от 0,5 до 0,7 высоты лопаток.
Типичная расчетная эпюра температур газа показана на
рис. 12.1. Наибольшая температура газа по этой эпюре опреде-
ляется допускаемой расчетной степенью радиальной неравномер-
ности температур (в %)
т* — т*
8 -----100
т;-т;
375
Обычно допускают 0р ие больше 8—12%.
Расчетная радиальная эпюра температур дает предельно до-
пустимые температуры газа по высоте лопаток. Поскольку эта
эпюра ие может быть точно воспроизведена в действительности,
то оиа соответствует несколько более высокой среднемассовой
температуре газа, чем требуемая для двигателя.
Практически получаемые эпюры температур существенно от-
личаются от расчетной. Температуры газа иа одной и той же вы-
соте кольцевого канала по окружности сильно меняются, поэто-
му сильно изменяется по окружности и радиальная эпюра.
Однако условия нагрева рабочих (вращающихся) лопаток на
данном радиусе обусловлены не местными значениями темпера-
тур газа, а осредненной по окружности температурой. Поэтому
тепловые условия работы этих лопаток характеризуются ради-
альной эпюрой осредиеииых по окружности температур, кото-
рая определяется экспериментально. Для обеспечения достаточ-
ной прочности рабочих лопаток температуры газа на этой осред-
неиной эпюре на всех радиусах не должны превосходить соот-
ветствующих температур на расчетной эпюре.
5.	Низкие гидравлические потери, т. е. достаточно высокие
значения коэффициента ои.Сг (уравнение 3.31), что необходимо
для избежания существенного ухудшения показателей двигателя
из-за уменьшения работы расширения.
6.	Устойчивое горение, т. е. горение без вибраций и срывов
пламени во всем диапазоне рабочих режимов камеры в эксплу-
атации.
7.	Минимальная длина факела пламени, поскольку оиа влия-
ет на длину камеры в целом.
8.	Высокий уровень скоростей воздуха и газов, при котором
поперечный (диаметральный) габарит камеры получается до-
статочно малым.
9.	Надежный розжиг (запуск) камер при всех условиях экс-
плуатации.
10.	Прочность и жаростойкость, обеспечивающие требуемый
гарантийный срок службы камер (рессурс) без ремонта.
11.	Минимальная масса и достаточно малые габаритные раз-
меры камеры. При этом длина камеры должна быть, по возмож-
ности меиыпей, поскольку она обычно непосредственно влияет
на длину вала, связывающего турбину с компрессором; попе-
речные размеры камеры должны быть такими, чтобы она не вы-
ходила за диаметральный габарит компрессора или турбины.
Легко видеть, что перечисленные выше требования к каме-
рам сгорания во многих случаях противоречивы. Так, например,
увеличение скорости потока, позволяя уменьшить поперечные
размеры, приводит к росту гидравлических потерь; снижение
гидравлических потерь может достигаться уменьшением интен-
сивности перемешивания продуктов сгорания и воздуха, но при
этом будет возрастать неравномерность температурного поля и
376
т. д. Поэтому при отработке камер сгорания вынуждены при-
менять компромиссные решения, позволяющие удовлетворить в
минимальной степени все предъявляемые к камерам требования
в совокупности.
Общая компоновка и основные типы камер сгорания
Камера сгорания независимо от способа выполнения состоит
нз двух основных частей — жаровой трубы, в которой происхо-
дит сжигание топлива, и внешнего кожуха, расположенного во-
круг жаровой трубы. Топливо впрыскивается через форсунки в
начальную, фронтовую часть жаровой трубы.
Рис. 12.2. Схема трубчатой камеры сгорания:
I—жаровая труба; 2—кожух; 3—фиксатор-, 4—форсунка; 5—соеди-
нительный патрубок
Воздух из компрессора поступает в пространство между ко-
жухом и жаровой трубой, откуда проходит внутрь трубы через
имеющиеся в ее стейках отверстия; продукты сгорания топлива
н избыточный воздух, т. е. газовая смесь, из жаровой трубы вы-
ходят в турбину.
По общей компоновке различают три основных типа камер
сгорания: трубчатая (или индивидуальная), кольцевая н трубча-
то-кольцевая.
Трубчатая камера сгорания образована цилиндрической жа-
ровой трубой, размещеииой в трубчатом кожухе. На мощных
двигателях применяют несколько (6—14) трубчатых камер, раз-
мещенных равномерно вокруг оси двигателя, как это показано
на рис. 12.2 (на приведенной схеме, как и иа последующих двух,
отверстия в жаровой трубе не показаны).
Кольцевая камера сгорания представляет собой жаровую
кольцевую трубу, размещенную между наружным и внутренним
377
цилиндрическими кожухами. В двигателе всегда используется
только одна кольцевая камера, расположенная коаксиально с
ротором (рис. 12.3).
Трубчато-кольцевая камера имеет наружный и внутренний
кожухи, между которыми размещены цилиндрические жаровые
А
4	3	2	1
Рис. 12.3. Схема кольцевой камеры сгорания:
/ и 5—внешняя и внутренняя стенки жаровой трубы: 2 и €—наружный
и внутренний кожухи: 3—фиксатор жаровой трубы: 4—форсунка
трубы, т. е. оиа представляет собой комбинацию двух предыду-
щих типов (рис. 12.4).
В рабочем состоянии температура жаровой трубы намного
выше, чем кожуха. Поэтому для устранения тепловых напряже-
ний при всех компоновочных решениях жаровда-Труб^ фиксиру-
ётся в' осевом" направлении по отношению к кожуху только в од-
ном месте, причем способ фиксации предусматривает возмож-
ность свободной деформации трубы в радиальном направлении.
Рис. 12.4. Схема трубчато-кольцевой камеры сгорания:
/—жаровая труба; 2 и 6—наружный и внутренний кожухи; 3—фиксатор;
4—форсунка; 5—соединительный патрубок
Установка форсунки во фронтовой части трубы и способ присое-
динения выходной ее части допускают свободное осевое переме-
щение трубы, ио фиксируют ее положение в радиальном направ-
лении (как это видно на рис. 12.2—12.4).
378
В трубчатых и трубчато-кольцевых камерах отдельные жа-
ровые трубы связаны друг с другом соединительными патрубка-
ми (5 на рис. 12.2 и 12.4). Этим повышается надежность дейст-
вий камер», поскольку при срыве.
труб горючая смесь поджигается раскаленными газами, поступа-
ющими через патрубок из соседней, работающей трубы. Кроме
того применение соединительных патрубков упрощает систему
запуска, так как позволяет устанавливать пусковые устройства
(пусковые воспламенители) не иа всех жаровых трубах.
Трубчатая камера сгорания более проста для эксперимен-
тальной отработки, чем кольцевая; в случае каких-либо дефек-
тов в эксплуатации ее смена не требует разборки двигателя, что-
невозможно при кольцевой камере. Вместе с тем комплект труб-
чатых камер на двигатель при одинаковой общей площади по-
перечного сечения, что и у кольцевой камеры, имеет существен-
но больший диаметральный габарит н массу; применение труб-
чатых камер связано с необходимостью двухкратной перестрой-
ки потока (с кольцевой формы на ряд цилиндрических струй
при поступлении из компрессора в камеры и наоборот при выхо-
де из камер в турбину), что приводит к дополнительным гидрав-
лическим потерям и усложняет конструкцию двигателя; кожухи
кольцевой камеры в отличие от трубчатых кожухов могут ис-
пользоваться в качестве силовых элементов двигателя.
Трубчато-кольцевая камера сгорания во многих отношениях
позволяет объединить преимущества трубчатой и кольцевой ка-
мер. Однако в сравнении с кольцевой камерой при одинаковом,
поперечном габарите она имеет меньшие площади поперечного
сечеиия газового тракта и хуже согласуется с входом в турбину.
В настоящее время применяются в основном только кольце-
вые и трубчато-кольцевые камеры. Трубчатые камеры использу-
ются лишь в маломощных двигателях, в которых можно ограни-
читься одной камерой.
Рабочий процесс камер сгорания
Удовлетворение предъявляемых к камерам разнообразных
требований представляет собой весьма сложную проблему, ре-
шение которой требует рациональной организации протекающих
в камере физикохимических, тепловых и газодинамических про-
цессов, т. е. совершенного протекания всего рабочего процесса
камеры в целом.
Вследствие больших трудностей теоретического анализа ра-
бочего процесса до настоящего времени надежного расчета ка-
мер сгорания не имеется, а практически используемые камеры
создаются в основном путем их длительной экспериментальной
отработки. Тем ие менее при проектировании исходных вариан-
тов камер сгорания используют практически проверенные, об-
щие для всех основных типов, принципы организации рабочего
379
процесса. Эти принципы организации рабочего процесса и обу-
словленные нми особенности устройства отдельных элементов
камер (которые иллюстрируются схемой иа рис. 12.5) в основ-
ном заключаются в следующем.
1.	Прямоточное движение воздуха и газов, т. е. движение их
примерно в одном направлении вдоль оси двигателя от компрес-
сора к турбине, что снижает гидравлические потери и облегчает
создание единообразных условии впуска воздуха в жаровую
трубу.
Рис. 12.5. Принципиальная схема устройства камеры сгорания,
/—входной диффузор; 2—стабилизатор пламени; 3—воздушная рубашка
Прямоточные камеры широко применяются и только в не-
больших двигателях используются камеры с противоположным
(противоточным) иаправлеиием движения воздуха и газов.
2.	Уменьшение скорости воздуха от 150—200 м/с за компрес-
сором до 50—70 м/с перед жаровой трубой с соответствующим
повышением его статического давления, для чего вначале каме-
ры располагают входной диффузор, образующий переднюю часть
кожуха. Начальное уменьшение скорости воздуха позволяет сни-
зить гидравлические потср1ск облсгчает^аадачу получения устой-
чивого и полного сгорания топлива.	~	~ '
3.	Обеспечение хорошего перемешивания жидкого топлива с
воздухом путем его распыливания при подаче в жаровую трубу
с помощью форсунок. Вытекая из форсунок под достаточно
большим давлением, топливо образует сплошную коническую
пленку (с углом конуса до 110°—130°), которая в дальнейшем
распадается на мелкие капли с диаметром до 100—150 мк. Этим
достигается резкое увеличение поверхности соприкосновения
жидкого топлива с воздухом, ускоряющее испарение топлива.
4.	Создание у форсунки во фронтовой части жаровой трубы
(в которую подается лишь небольшая доля всего Воздуха) обла-
380
сти с невысокими скоростями и пониженным давлением, где об-
разуется зона обратных токов раскаленных газов, поступающих
из факела пламени. Эти газы обусловливают быстрое испарение
и воспламенение части впрыскиваемого топлива, поэтому вбли-
зи форсунки поддерживается устойчивый начальный очаг пламе-
ни, который поджигает остальную горючую смесь, сгорающую в
быстро движущемся потоке.
Подобные условия сжигания топлива достигаются с помо-
щью так называемого стабилизатора пламени, который являет-
ся основным элементом фронтового устройства жаровой трубы
(возможные способы выполнения стабилизатора рассмотрены
далее).
5.	Постепенный впуск воздуха в жаровую трубу для образо-
вания в ией двух зон: зоны горения н зоны смешения. В зону
горения подается так называемый первичный воздух в количест-
ве, лишь немного превышающем необходимое для полного сжи-
гания топлива (соответствующее ct=l); этим достигается высо-
кая температура факела пламени (порядка 2000—2500 К), обес-
печивающая устойчивость процесса сгорания и достаточную
полноту сжигания топлива.
Остальной поступающий в жаровую трубу вторичный воздух
образует зону смешения и служит для понижения температуры
подаваемого в турбину газа до требуемого значения; кроме того
дозирование подачи этого воздуха по поверхности трубы позво-
ляет формировать нужную радиальную эпюру температур.
Поступающие в жаровую трубу струи воздуха турбулизиру-
ют поток в трубе, что ускоряет процесс сгорания в зоне горения
и улучшает перемешивание газов в зоне смешения.
6.	Создание вокруг наружной поверхности жаровой трубы
воздушного потока, так называемой воздушной рубашки, для
чего вся жаровая труба отделяется от внешней среды кожухом.
Применение воздушной рубашки позволяет:
—	распределить впуск воздуха в требуемом количестве вдоль
жаровой трубы;
—	охладить стенки жаровой трубы, обдувая их относительно
более холодным воздухом;
—	разгрузить стенки жаровой трубы от разрывающих уси-
лий, поскольку по обе стороны стеиок действующее давление
получается почти одинаковым; это позволяет допускать высокую
рабочую температуру стенок, величина которой ограничивается
лишь жаростойкостью применяемого материала и достигает
1000 К и более;
—	снизить потери тепла во внешнюю среду, поскольку рас-
каленная жаровая труба заключена в более холодный кожух.
7.	Организация внутри жаровой трубы пристеночных струй
воздуха путем соответствующего направления входных отвер-
стий; этим достигается пленочное (внутреннее) охлаждение сте-
381
иок, поскольку пристеночный слой воздуха снижает температуру
стенок, исключая их прямой контакт с раскаленными продукта-
ми сгорания.
Конструкция элементов камер сгорания
1.	Стабилизаторы пламени. Как уже отмечалось,
стабилизаторы пламени создают застойную циркуляционную
зону с обратным током горячих газов, иа границе которой под-
держивается устойчивый начальный очаг горения. Стабилизато-
ры пламени применяются трех основных типов (рис. 12.6): с за-
вихрителями— лопаточные, струйные и со срывом потока.
Рис. 12.6. Схемы основных типов стабилизаторов пламени:
с—лопаточный; б—струйный; в—со срывом потока
В лопаточном стабилизаторе концентричио форсунке уста-
навливается лопаточный веиец (завихритель), который закручи-
вает поступающий через него воздух, в результате в центре дав-
ление понижается и возникает зона обратных токов, из которой
поступающие газы выносятся в силу турбулентного обмена зак-
рученной воздушной струей.
При струйном стабилизаторе воздух подводится во фронто-
вую часть жаровой трубы через ряд расположенных на перифе-
рии небольших отверстий, поэтому у внутренних стенок образу-
ется воздушная пелена, которая захватывает газы и частично
испаренное топливо из центральной области. В результате в
центре трубы образуется зона пониженного давления и обрат-
ных токов, на границе которой поддерживается устойчивый фа-
кел пламени.
В стабилизаторе со срывом потока используются плохо обте-
каемые тела, за которыми происходит срыв потока с образовани-
ем зоны обратных токов.
2.	Отверстия для впуска первичного и вто-
ричного воздуха. Число, размеры и расположение отвер-
стий в жаровой трубе окончательно устанавливаются экспери-
ментально; применяемые формы отверстий показаны иа рис.
12.7. Для предотвращения растрескивания краев отверстий Для
впуска вторичного воздуха под действием больших термических
382
напряжений эти края выполняются с отбортовкой внутрь или
наружу трубы (см. рис. 12.7, виг) или с окантовкой манжетой
(см. рнс. 12.7, б ид).
Рис. 12.7. Формы отверстий
для подвода воздуха:
а—круглое отверстие; б—круг-
лое отверстие с окантовкой
манжетой; в—круглое отвер-
стие с отбортовкой внутрь тру-
бы; г—круглое отверстие с от-
бортовкой наружу трубы; д—
овальное отверстие с окантов-
кой манжетой; е—смеситель-
ный патрубок; ж—смеситель-
ный патрубок с охлаждением
передней стенки
В зоне смешения для более глубокого проникновения в ядро
. потока вторичный воздух в некоторых случаях подается через
смесительные патрубки (см. рис. 12.7, ей ж).
Рис. 12.8. Способы создания внутреннего охлаждения-
о—с помощью промежуточной гофрированной ленты; б—выштамповками на секциях; в—
с помощью П-образного кольца
3.	Способы создания внутреннего охлажде-
ния. Получение пристеночного защитного слоя воздуха может
достигаться с помощью большого числа таких же просечек, ка-
кие показаны во фронтовом устройстве иа рис. 12.6, б.
383
Во многих случаях для создания пристеночного слоя жаро-
вая труба выполняется из нескольких секций и впуск охлажда-
ющего воздуха производится в местах присоединения одной сек-
ции к другой, как это схематично показано на рис. 12.5. Секции
между собой свариваются, и для получения проходных щелей
используются промежуточная гофрированная лента или выштам-
повки (рис. 12.8,а и б). На рис. 12.8,в показано также устрой-
ство для создания пристеночного слоя с использованием П-об-
разного кольца жесткости, приваренного к жаровой трубе.
Основные размеры камер. Применяемые материалы
Отсутствие надежных методов расчета заставляет основные
определяющие размеры проектируемых камер устанавливать,
ориентируясь на данные уже выполненных камер сгорания
аналогичного типа, хорошо зарекомендовавших себя в эксплуа-
тации. В дальнейшем опытные образцы камер дорабатываются
путем внесения необходимых изменений в их конструкцию, выте-
кающих из результатов их испытаний на специальных стендах.
Для общей оценки интенсивности рабочего процесса камеры
сгорания используется так называемая удельная тепловая нап-
ряженность (———)
\ м3-ч-Па J
 п Огж^гНи

где — объем одной жаровой трубы, м3;
2 — число жаровых труб в двигателе (для кольцевых камер
2=1).
Таким образом, под удельной тепловой напряженностью
4к.сг понимают часовое количество тепла, выделяющееся в 1 м3
объема жаровой трубы, отнесеиное к давлению на входе в каме-
ру 1 Па. Последнее условие приводит к тому, что qK.CF ие сильно
зависит от плотности поступающего в камеру воздуха, а в основ-
ном определяется существующим в жаровой трубе уровнем ско-
ростей воздуха и газа, имеющимся относительным расходом то-
плива g.j (т. е. общим коэффициентом а) и относительной дли-
ной трубы. В современных камерах сгорания обычно 9к.сг=
= (24-3) X 10е Дж/м8-ч-Па.
При проектировании камеры можно ориентировочно исхо-
дить из той же <7к.сг» что и у существующей камеры, выбранной
в качестве прототипа, и для этого значения ^к.сг с помощью
уравнения (12.1) определить требуемый объем vm; после этого
все линейные размеры существующей камеры следует изменить
пропорционально корню кубичному из отношения проектиру-
емой и существующей камер, получая таким образом проекти-
руемую камеру геометрически подобной существующей.
Полученные размеры входного диффузора проектируемой ка-
меры следует проверить с тем, чтобы минимальная скорость воз-
384
(12. 1)
духа не превосходила 50—70 м/с; в противном случае соответст-
вующие размеры камеры должны быть увеличены.
Наиболее нагруженной частью камеры сгорания является
кожух, который должен воспринимать избыточное давление по-
ступающего в камеру воздуха. Кроме того в кольцевых и трубча-
то-кольцевых камерах кожух служит силовым элементом дви-
гателя и в зависимости от конструктивного выполнения может
передавать радиальные и осевые усилия от подшипников, реак-
тивный крутящий момент от соплового аппарата турбины и др.
Тем не менее основной нагрузкой для кожуха является избыточ-
ное давление воздуха, расчетная, наибольшая величина которо-
го соответствует условию работы двигателя у земли при макси-
мальной скорости полета и температуре воздуха •—404 60° С.
Под действием давления воздуха в продольных сечениях ко-
жухов трубчатых камер возникают напряжения растяжения.
Аналогичные напряжения наблюдаются и в наружных кожухах
кольцевых и трубчато-кольцевых камер; во внутренних кожухах
этих камер давление воздуха приводит к появлению напряже-
ний сжатия.
При допущении, что кожуха имеют цилиндрическую форму,
величина напряжений растяжения или сжатия (Дан/см2) опреде-
ляется приближенно по следующему уравнению:
o=-^-10-s,	(12.2)
где Др — избыточное давление воздуха, Па;
г — радиус кожуха, м;
б — толщина стенки кожуха, м.
Напряжение о допускается ие более 1200—1400 даН/см2.
Внутренний кожух, сжимаемый давлением воздуха, проверя-
ется также на устойчивость с тем, чтобы действующее давление
Др было бы достаточно мало в сравнении с критическим давле-
нием Дркр, при котором кожух теряет свою устойчивость и, де-
формируясь, проминается. Величина Дркр (Па) определяется по
уравнению
ДДф=о,<)Е-^(-^/<1о»,	(12.3)
где Е — модуль упругости материала кожуха при рабочей тем-
пературе, даН/см2;
/ — расчетная длина кожуха, м
(остальные обозначения те же, что в уравнении (12.2)).
Запас устойчивости кожуха к=Дркр/Др допускается ие ме-
нее 1,8—2,0.
Основным требованием, предъявляемым к материалам жаро-
вых труб, является высокая жаростойкость и жаропрочность;
кроме того материалы должны быть устойчивыми против газо-
вой коррозии прн высоких температурах и обладать малой
13	2563
385
склонностью к растрескиванию и короблению. Поскольку кожу-
ха имеют значительно более низкие рабочие температуры, то
для них допускаются менее жаропрочные материалы, чем для
жаровых труб.
Материалы для камер сгорания должны обладать достаточно
высокими технологическими качествами — допускать большую
вытяжку при холодной штамповке, хорошо свариваться, подда
ваться волочению, сгибанию.
Для жаровых труб применяются иикеле-хромистые сплавы
ХН78Т (ЭИ435), ХН75МБТЮ (ЭИ602), ХН60ВТ (ЭИ868)
и др. Кожуха изготавливаются из сталей 12Х18Н9Т, 14Х17Н2
и др.
Примеры выполненных конструкций
Чертеж кольцевой камеры сгорания ТРД приведен на рис.
12.9. Камера образована наружным 5 и внутренним 6 кожухами,
между которыми расположена кольцевая жаровая труба 4.
Рис. 12.9. Кольцевая камера сгорания ТРД:
/—лопаточный стабилизатор; 2— блок головок; «дефлектор; 4—жаровая
труба; 5—наружный кожух; б—внутренний кожух
Фронтовая часть трубы образована приваренным блоком голо-
вок 2 с лопаточными стабилизаторами 1. Внешняя цилиндриче-
ская стейка жаровой трубы состоит из двух сваренных секций,
386
причем передняя секция имеет продольные фрезерованные реб-
ра (показанные на сечеиии А—А), которые увеличивают поверх-
ность охлаждения и повышают жесткость стенки.
На виутреиией цилиндрической стенке жаровой трубы оваль-
ные отверстия для впуска вторичного воздуха окантованы ман-
жетами.
Для равномерного поступления воздуха в головки, несмотря
на их смещение по отношению к выходу из компрессора, на внут-
ренней стенке жаровой трубы установлен дефлектор 3.
Рис. 12.10. Трубчато-кольцевая камера сгорания ТРД:
/—жаровая труба; 2 и 6—наружный и внутренний кожухи; 3—отверстия для впу-
ска вторичного воздуха; 4—лопаточный завихритель; 5—форсунка; 7—’пусковой
воспламенитель
В месте присоединения блока головок к цилиндрическим
стенкам трубы предусмотрены щели, через которые поступает
воздух, служащий для ее внутреннего охлаждения (узел /).
Конец жаровой трубы жестко закреплен в корпусе соплового
аппарата турбины (узел //), поэтому при нагревании труба рас-
ширяется в сторону компрессора. Вторым местом фиксации тру-
бы являются форсунки: поскольку при нагревании жаровая тру-
ба расширяется как в осевом, так и в радиальном направлении,
то для обеспечения ее свободной деформации ось форсунки рас-
положена под углом к оси лопаточного завихрителя.
Конструкция трубчато-кольцевой камеры сгорания приведе-
на на рис. 12.10. Отдельные жаровые трубы / состоят из трех
сваренных секций — головки, средней и задней секции. К голов-
ке, имеющей коническую форму, приварен завихритель 4, в ко-
тором расположена форсунка 5. Средняя секция жаровой трубы
имеет на наружной стороне фрезерованные продольные ребра.
13’
387
К этой секции в сечении А—А приварены два соединительных
патрубка, которые телескопически входят в соответствующие
патрубки на двух соседних жаровых трубах.
Задняя секция жаровой трубы выполнена в конце с плавным
переходом от круглой формы поперечного сечения к форме,
представляющей собой часть сечения кольца (сечение Б—Б).
В результате выход из всех жаровых труб камеры сгорания об-
разует кольцевой канал, соответствующий входу соплового ап-
парата турбины.
Наружный кольцевой кожух 2 и внутренний 6 состоят каж-
дый из двух частей, соединенных с помощью фланцев. Задняя
часть наружного кожуха может сдвигаться назад, открывая дос-
туп к жаровым трубам для их осмотра или замены без необхо-
димости разборки двигателя. .
Каждая жаровая труба входит своим концом в гнездо на вхо-
де в турбину, а спереди опирается на форсунку. Фиксация по-
ложения жаровых труб в осевом иаправлеиии по отношению к
наружному кожуху осуществляется с помощью специальных
фиксаторов или же пусковых воспламенителей 7 (которые будут
рассмотрены далее, в гл. 20).
12.2.	Форсажные камеры сгорания
К форсажным камерам сгорания предъявляются в общем те
же требования, что и к основным камерам сгорания двигателя.
Главными из этих требований являются следующие:
1)	достаточная полнота сгорания и устойчивость процесса го-
рения без вибраций и срывов пламени;
2)	малое гидравлическое сопротивление камеры как в рабо-
чем состоянии, так и при выключенной подаче форсажного топ-
лива;
3)	достаточно малый диаметральный габарит, который не
должен превышать габарит остальной части двигателя;
4)	надежный н быстрый розжиг камеры при всех условиях
эксплуатации;
5)	минимальная масса и достаточная долговечность конст-
рукции.
Организация рабочего процесса и устройство форсажных ка-
мер сильно отличаются от принятых для основных камер сгора-
ния. Это объясняется в основном двумя обстоятельствами:
1) необходимостью вести процесс при высокой скорости га-
зового потока, позволяющей иметь приемлемый диаметральный
габарит камеры; поэтому для получения допустимых гидравли-
ческих потерь камеры должны выполняться с минимальным гид-
равлическим сопротивлением;
2) высокой температурой поступающих в камеру газов, что
ускоряет испарение и сгорание топлива.
•388
Схема устройства форсажной камеры приведена на рис.
12.11. Как видно, входная часть камеры имеет форму кольцево-
го диффузора, внешняя стенка которого образована начальным
участком (стенкой 2) корпуса 6 камеры, внутренняя — затур-
биниым обтекателем 3. Участок стенки 2 может выполняться
слегка коническим (как показано на рис. 12.11) нли же, если ог-
раничивают габариты двигателя, цилиндрическим.
Рис. 12.11. Схема устройства форсажной камеры:
f—-турбина; 2—внешняя стенка кольцевого диффузора форсаж-
ной камеры; 8—затурбинный обтекатель; 4—стойка крепления
обтекателя; 5— кольцевой стабилизатор; 6—корпус форсажной
камеры; 7—тепловой экран; 8«внешний кожух; 9—выходное con-
ло; 10—форсунка; 11—топливный коллектор
В диффузоре скорость выходящих из турбины газов снижа-
ется до 150—200 м/с, что позволяет уменьшить гидравлические
потери в камере и облегчает организацию процесса сгорания.
Поскольку скорость газового потока превышает скорость рас-
пространения пламени по горючей смеси, для получения устой-
чивого горения применяются стабилизаторы пламени: В боль-
шинстве случаев используются кольцевые стабилизаторы, име-
ющие в поперечном сечении форму желоба уголкового (поз. 5
на рис. 12.11) или коробчатого профиля. Иногда устанавлива-
ются несколько расположенных последовательно кольцевых ста-
билизаторов разного диаметра (эшелонированное расположе-
ние) .
Помимо кольцевых стабилизаторов часто используется и
центральный стабилизатор, для чего затурбиииый обтекатель вы-
полняется с усеченным концом; в этом месте может располагать-
ся' пусковое устройство для розжига форсажной камеры (иа рис.
12.11 не показано).
Впрыск топлива производится через большое число форсу-
нок, питаемых от одного или нескольких коллекторов. В коллек-
тор топливо часто подается по трубопроводу, расположенному
389
в одной из пустотелых стоек крепления затурбинного обтекате-
ля (поз. 4 на рис. 12.11). Для лучшего распыления топлива оно-
обычно впрыскивается навстречу газовому потоку. Число и мес-
тоположение форсунок устанавливается экспериментально с
целью обеспечения следующих условий:
I) круги наибольшего сечеиия факелов топлива должны ма-
ло пересекаться и достаточно равномерно охватывать площадь»
соответствующую сечению кольцевого стабилизатора;
2) впрыскиваемое топливе должно успевать испариться до
его подхода к задней кромке стабилизатора с тем, чтобы в зоне
обратных токов поддерживался устойчивый начальный очаг пла-
мени.
Путь, проходимый топливом в течение его испарения, зави-
сит от режима работы двигателя, влияющего на размер капель
топлива и на скорость испарения. Поэтому для обеспечения ус-
тойчивого горения во всем требуемом диапазоне изменения ско-
ростей и высот полета оказывается целесообразным применять
несколько рядов расположенных по окружности форсунок иа
разных расстояниях от стабилизатора (см. рис. 12.1) или же не-
сколько эшелонированных кольцевых стабилизаторов.
Длина форсажной камеры должна быть достаточной для за-
вершения процесса сгорания до поступления газов в выходное
сопло с тем, чтобы к началу расширения в сопле температура га-
зов достигла бы максимально возможной (в данных условиях)
величины. Приближенно длина камеры L может подсчитывать-
ся с помощью следующего уравнения:
L=xc^	(12.4)
где х— условная продолжительность пребывания сгорающе-
го топлива в камере (ЮЛО-3—20-Ю-3 с);
сср — средняя скорость газов по длине камеры, м/с.
Поскольку сср велика (оиа обычно равна 200—300 м/с), то
для своевременного окончания сгорания форсажные камеры
должны иметь весьма значительную длину, обычно порядка 2—
4 м.
Для снижения температуры внешней поверхности двигателя,
и для охлаждения стенок корпуса форсажной камеры последнюю
заключают в кожух (поз. 8 рис. 12.11) и через образующийся
кольцевой канал пропускают охлаждающий воздух. Воздуш-
ный поток создается эжектирующим воздействием вытекающих
из выходного сопла газов, а в полете кроме того скоростным на-
пором.
Понижение температуры стенок корпуса достигается также-
применением теплового экрана (поз. 7 рис. 12.11), который за-
щищает стенки от непосредственного контакта с нагреваемыми»
в форсажной камере газами и от воздействия излучения факе-
лом пламени. Большей частью для снижения температуры газов.,
у стенки топливо распределяется по сечеиию форсажной каме--
390
ры неравномерно и наибольшая температура достигается в ядре
потока; в этих случаях основной функцией экрана является за-
щита стенок камеры от радиационного нагрева пламенем,
Вследствие высокой интенсификации процесса в форсажных
камерах может возникать неустойчивое, вибрационное горение.
Работа при вибрационном горении практически недопустима,
так как обусловленные им колебания давления быстро приводят
к разрушению форсажной камеры. Поэтому в некоторых случа-
ях применяются специальные антивибрационные экраны, служа-
щие для поглощения (демпфирования) колебаний. Антивибра-
ционный экран представляет собой цилиндрическую перфориро-
ванную или гофрированную оболочку, которая располагается
внутри форсажной камеры, выполняя одновременно функции
теплового экрана.
Конструктивные схемы форсажных камер показаны на рис.
16.2 и 16.3.
Глава 13
ТУРБИНА
13.1. Условия работы и общая конструктивная схема
Узел турбины работает в наиболее тяжелых условиях по
сравнению с другими узлами двигателя. Это объясняется тем,
что требуемый для получения большой работы в каждой ступе-
ни высокий уровень окружных скоростей (до 400 м/с на среднем
диаметре) сочетается с высокой температурой основных деталей
турбины, нагреваемых горячим газом. Это приводит к предъяв-
лению сложных требований к конструкции турбины и применя-
емым в ней материалам.
Жаропрочность и жаростойкость применяемых для турбин
материалов обеспечивают работоспособность деталей при их
температуре до 800—900° С. Без охлаждения температура рабо-
чих и сопловых лопаток теоретически должна стать равной тем-
пературе омывающих их газов, т. е. значительно превышать до-
пускаемую для применяемых материалов. Поэтому к конструк-
ции турбины предъявляют требование надежного охлаждения
ее элементов, осуществляемого воздухом, отбираемым от комп-
рессора. При этом должен учитываться и неодинаковый нагрев
различных элементов турбины, приводящий к большим нерав-
номерным температурным деформациям.
Основные элементы конструкции осевых турбин и их назначе-
ние могут быть рассмотрены и а примере одноступенчатой турби-
ны, конструктивная схема которой показана иа рис. 13.1. Как
уже известно (см. рис. 4.25), турбина состоит из двух основных
частей — ротора и статора.
Ротор может быть одноопорным с консольным расположе-
нием диска рабочего колеса (как это показано на рис. 13.1) или
391
же двухопорным с размещением подшипников по обе стороны
диска. В одноопорном роторе имеется только один подшипник
около диска. Второй опорой является подшипник задней цапфы
компрессора, с которой соединяется вал турбины. Диск и кор-
пус охлаждаются воздухом, отбираемым от компрессора. Для
Рис. 13.1. Конструктивная схема осевой одно-
ступенчатой турбины:
/—уплотнение масляной полости опоры; 2—подшип-
ник; 3—вал; 4—передний дефлектор: 5—внутренний
корпус; 6—уплотнение по ободу диска; 7—сопловой
аппарат; 8—наружный корпус; 9—рабочая лопатка;
19—выпускной канал; //—диск; 12—задний дефлектор;
18—гнездо опоры (в—охлаждающий воздух)
увеличения эффективности использования охлаждающего возду-
ха в полости около диска устанавливается передний дефлектор
4. Нагретый воздух вытекает в проточную часть через зазор
между диском и сопловым аппаратом. В высокотемпературных
.двигателях охлаждаются также сопловые и рабочие лопатки,
для чего в них выполняются внутренние, каналы, по которым
проходит охлаждающий воздух.
Около задней поверхности диска располагается второй деф-
лектор 12, который защищает диск от иепосредствеииого нагре-
ва газовым потоком и устраняет резкое увеличение сечения газо-
вого канала после рабочего колеса. Обычно полость между деф-
лектором 12 и диском продувается охлаждающим воздухом.
Опоры турбины работают в окружении горячих деталей и
поэтому также интенсивно охлаждаются воздухом и маслом.
392
Они должны иметь надежное уплотнение /_масдянш полостей,
так как'попада^и£.ма(£ла в зону горячих деталей может приве-
сти к его воспламенению, а связанное с этим местное повышение
температуры повлечет перегрев и, возможно, разрушение диска.
'/’ТПбскольку’давление газа“при“прохождении через" турбину"
/понижается, на роторе возникает осевая сила, направленная в
f сторону меньшего давления. Она воспринимается либо шарико-
вым подшипником турбины, либо задним подшипником компрес-
! сора, если соединение вала турбины с валом компрессора пере-
едает и осевую силу.
13.2. Конструкция ротора турбины
В многоступенчатой турбине авиационного двигателя число
рабочих колес всегда равно числу ступеней. Каждое рабочее ко-
лесо представляет собой диск с укрепленным иа периферии од-
ним рядом рабочих лопаток. Последние крепятся в диске с помо-
щью специальных замков.
Диски
При вращении турбины диски нагружаются центробежными
силами массы лопаток и самого диска, а тяк^Пкрутящим.А10Жн-
том"от рабочих лопаток данной ступени, и от рабочих колес со-
седних ступеней. Кроме того в диске возникают значительные
термические напряжения, обусловленные неравномерным его
нагревом. Получающиеся весьма тяжелые условия работы тре-
буют специального профилирования поперечного сечения диска
по радиусу и применения жаропрочных материалов для обеспе-
чения достаточной прочности.
Диск состоит из обода, в котором закреплены хвостовики ра-
бочих лопаток, ступицы, соединяющейся с валом или дисками
соседних ступеней, и промежуточной части (полотна диска). Раз-
меры обода диска определяются формой и размерами замка
крепления лопаток в диске. Полотно диска выполняется прибли-
жающимся по форме к диску равной прочности, чему соответст-
вует постепенное утонение диска от центра к периферии. Диски
выполняются как сплошными, так и с отверстием в центре для
установки диска на валу, пропуска вала другой турбины или в
тех случаях, когда отверстие необходимо для сборки многосту-
пенчатой турбины. Наличие центрального отверстия приводит к
существенному увеличению напряжений^ отверстия, в связи с
чем ступица диска с отверстием выполняется утолщенной (см.
рис. 13.32). Изготовляются диски ковкой или штамповкой и за-
тем механически обрабатываются.
Соединение дисков с валом и между собой может быть раз-
борным и неразборным. Неразборное соединение конструктивно
проще и легче. Ойо может быть выполнено с диском без цент-
рального отверстия и, следовательно, более легким. Вместе с
Рис -13.2. Неразборное сое-
динение диска с валом:
/—вал; 2—'гайка; 3—подшипник;
4—втулка; 5—поверхность по-
садки; 5—радиальный штифт;
7—диск; 8—кольцевые бурт и
выступ
тем иеразборная конструкция затрудняет и удорожает ремонт
двигателя, так как ие позволяет раздельно заменять дефектный
диск или вал, а в многоступенчатой турбине приводит к сущест-
венному усложнению конструкции статора из-за необходимости
иметь разъемный сопловой аппарат и корпус. Поэтому обычно*
Применяется разборное соединение, хотя оно является более
сложным.
Часто употребляемая конструкция иеразборного соедине-
ния — напрессовкой горячего диска 7 на вал 1 (с натягом 0,2—
0,3 мм) показана иа рис. 13.2. Для
повышения надежности соединения
(на случай пластических деформа-
ций горячего диска, приводящих
к уменьшению натяга) вал допол-
нительно соединяется с диском ра-
диальными штифтами 6, которые
вставляются в отверстие также
с иатягом. Штифты фиксируются от
смещения центробежными силами
расчеканкой металла около наруж-
ного отверстия либо резьбовыми
пробками. В некоторых конструк-
циях предусмотрена дополнитель-
ная центровка диска иа валу в на-
гретом состоянии, как это показано
на рис. 13.2. Для этого на диске в центре выполняется кольце-
вой бурт S, а на валу — кольцевой выступ. В холодном состоя-
нии между ними имеется гарантированный зазор, поэтому цент-
ровка осуществляется только по поверхности 5 посадки диска
иа вал. В нагретом состоянии зазор выбирается и дополнитель-
ное соединение способствует существенному уменьшению вибра-
ций диска. На торцовой поверхности прилегания вала к диску
делают канавки, которые уменьшают площадь контакта, что н
сочетании с втулкой 4 способствует снижению теплового потока
от диска в вал к подшипнику 3.
При некоторых неразбориых соединениях вал приваривается
к диску, а короткий вал часто изготовляется за одно целое с
диском. Хотя таким конструкциям свойствеинен повышенный
теплоотвод в вал, благодаря своей простоте они иногда применя-
ются в небольших двигателях прн малых размерах диска и ва-
ла.
Неразборное соединение напрессовкой с фиксацией радиаль-
ными штифтами применяется и для присоединения одного диска
к другому с помощью промежуточных силовых колец 5 (рис.
13.3) либо кольцевых буртов, выполненных на самих дисках.
Силовые кольца используются при сравнительно большом осе-
вом расстоянии между дисками, а бурты — при близком распо-
ложении дисков.
394
Разборное соединение с валом или с другим диском часто
выполняется фланцевым с затяжкой болтами или шпильками
(см. рис. 13.32). Другой тип такого соединения (рис. 13.4) отли-
чается тем, что крутящий момент от диска 5 к валу 1 передается
шлицами 4, а осевая сила воспринимается стягивающими болта-
ми 3. Еще одна конструкция разборного соединения показана иа
рис. 13.33, здесь диски связаны
длинными стяжными шпильками 19.
Для этого в дисках выполняются
кольцевые бурты с отверстиями.
Крутящий момент передается при-
зонными втулками 20, 23, 28, а так-
же силами трения по поверхностям
Рис. [13.4. Разборное
соединение диска с ва-
лом на фланцах с пе-
редачей крутящего мо-
мента шлицами:
/—вал; 2—втулка креп-
ления подшипника: 3—
болт;	4—'шлицы;	5—
диск; 6—«гайка
Рис. 13.3. Неразборное сое-
динение дисков напрессовкой
на силовые кольца:
I—вал; 2—радиальные штифты;
3—диски; 4—поверхности	по
садки дисков на силовые коль-
ца; 5—силовое кольцо
стыка. Для разъединения дисков иа шпильках 19 у концов
кольцевых фланцев двух передних дисков сделаны проточки,
в которые устанавливаются состоящие из двух половинок суха-
рики 29. Разборка ротора начинается с заднего диска, причем
расположенные впереди диски не могут быть сняты, пока ие‘вы-
нуты сухарики 29, закрытые в собранном роторе.
В некоторых конструкциях с длинными стяжными шпильками
или одним центральным болтом для центровки и передачи кру-
тящего момента применяются радиальные шлицы, расположен-
ные по торцам кольцевых буртов.
Нагреваемые газом рабочие лопатки передают тепло в обод
» диска. Поэтому для снижения температуры диска он охлажда-
ется воздухом, отбираемым от компрессора. Вместе с тем охлаж-
дающий воздух защищает диск от прямого контакта с горячим
тазом, который иначе проникал бы через бесконтактное уплот-
нение, т. е. не только охлаждает диск, ио и предохраняет его от
...нагрева.
395
Применяются следующие основные способы принудительного
воздушного охлаждения дисков.
1.	Продувка воздухом, движущимся от центра диска к пери-
ферии через полость между его боковой поверхностью и корпу-
сом или дефлектором (см. рис. 13.1). Охлаждающий воздух вы-
пускается в газовый поток через щель между ободом диска и ко-
жухом соплового аппарата. Этот способ охлаждения конструк-
тив110 наиболее прост, но ои требует повышенного расхода ох-
лаждающего воздуха.
Рис. 113.5. Способы воздушного охлаждения турбин:
/—покрывной диск; 2—диск ступени турбины; 3—отверстия для
струйного обдува диска; 4—диск второй ступени (а—охлажда-
ющий воздух)
2.	Продувка воздухом в направлении от центра диска к пери-
ферии через зазор, образованный основным 2 и специальным
тонким покрывным 1 дисками (рис. 13.5, а). На периферии воз-
дух из зазора обычно пропускается через щели в замках лопа-
ток, интенсивно охлаждая обод диска и замковую часть лопаток»
н выходит с другой стороны диска. Этот способ охлаждения кон-
структивно сложнее, чем первый, ио более эффективен, так как
позволяет иметь более высокие скорости охлаждающего воз'духа
при меньшем его расходе.
3.	Обдув диска перпендикулярными к его поверхности струя-
м.И воздуха, поступающими через большое число круглых отвер-
стий или узких кольцевых щелей. Этот способ обеспечивает ин-
тенсивное охлаждение наиболее горячих зон и его обычно соче-
тают с радиальной продувкой, чтобы получить более равномер-
ное температурное поле диска. Подобная схема показана иа рис.
13.5, б. Диск 2 первой, наиболее горячей ступени, с передаей.сто-
роны охлаждаетсяГна периферии струйным способом, причем
396
этим воздухом продувают и зазоры между замками лопаток и
диском, тогда как остальная часть диска и его поверхность с дру-
гой стороны охлаждаются радиально текущим воздухом.
Рабочие лопатки
Две основные части лопатки — профильная (перо 1) н замко-
вая (хвостовик 5) разделяются полкой 2 (рис. 13.6, а). Эти пол-
ки в совокупности образуют внутреннюю стенку кольцевого газо-
вого канала рабочего колеса. По сравнению с компрессорными
лопатки турбины толще, массивнее, имеют большие радиусы
скругления, что объясняется
более тяжелыми условиями их
работы.
Для повышения вибростой-
кости и увеличения к. п. д. тур-
бины во многих конструкциях
применяются бандажные пол-
ки 4 иа периферии лопаток
(см. рис. 13.6,6). Полки вы-
полняются такими по размеру
и форме, чтобы у соседних ло-
паток оии плотно прилегали
друг к другу в рабочем состоя-
нии, образуя сплошное бан-
дажное кольцо. В результате
повышается форма колебаний
лопатки, а силы трения в сты-
ках'вызывают демпфирование.
Этим достигается вибростой-
кость лопаток, что особенно
важно при большой их длине.
Увеличение к. п. д. турбины
обусловлено тем, что наруж-
ные бандажные полки сни-
жают потери в радиальном
зазоре. Последнее наиболее
важно при коротких лопатках.
Для снижения перетечек через
зазор между бандажом и кор-
пусом иа полках выполняют
гребешки 5, лабиринтного
уплотнения (см. рис. 13.6,6),
а на корпусе — металлокера-
мические вставки. Такая кон-
струкция позволяет уменьшить
величину зазора, поскольку
задевание гребешков о вставку
Рис. 13.6. Рабочие лопатки турбин:
а—рабочая лопатка с замком елочного ти-
па; б—рабочая лопатка с удлиненным
хвостовиком и бандажной полкой; в—
лопатки с бандажной трубкой, вставлен-
ной в отверстия в пере лопаток; а—ло-
патки с удлиненным хвостовиком, встав-
ленные попарно в одном пазу в диске;
/—перо лопатки; 2—полка; 3—хвостовик;
4—бандажная полка; 5—греббшкн лаби-
ринтного уплотнения радиального зазора
на бандажной полке; 6—гребешки торцо-
вого лабиринтного уплотнения; 7—удли-
ненный хвостовик; 8—отверстие для под-
вода охлаждающего воздуха во внутрен-
ние каналы охлаждаемой лопатки; 9—
бандажная трубка
397
Рис. 13 7. Ело-
чный замок:
/—хвостовик
лопатки; 2—диск
приводит лишь к некоторой ее выработке без серьезных
последствий.
Бандажные полки существенно увеличивают центробежную
дау, действующую в корневом сеченин лопатки (примерно на
15—20%), поэтому они могут применяться только в тех случаях,
когда это допускает статическая прочность пера лопаткн и зам-
кового соединения лопатки с диском.
Для снижения вибрационных напряжений в лопатках приме-
няют и другие конструктивные меры. В частности, используют
установку хвостовиков 7 двух лопаток в одном пазу (см. рис.
13.6, г), поскольку силы трення на поверхности контакта между
ними демпфируют колебания. Применяют так-
же бандажные трубки 9, вставляемые в отвер-
стия в профильной части лопатки (см.
рис. 13.6,6) н др.
Для снижения температуры в замковой ча-
сти лопатки и в ободе диска применяется так
называемая «удлиненная» ножка лопатки (см.
рис. 13.6,6). Такая конструкция позволяет
снизить передачу тепла от пера лопатки
к замку вследствие повышенного теплового
сопротивления длинной ножки. Кроме того
вокруг ножки пропускается охлаждающий
воздух. Повышение прочностных свойств ма-
териала лопаток и обода диска вследствие
снижения их температуры перекрывает неко-
торое увеличение напряжения нз-за повыше-
ния центробежной силы, обусловленного ростом массы лопаток.
В результате надежность работы замкового соединения воз-
растает,'
Основным типом замкового соединения лопаток с диском в
современных авиационных турбинах является «елочный» замок
(рис. 13.7). В турбине используется «елочный» замок с углом
а=25°4-50° и числом пар зубцов от двух до шести. Основные
преимущества этого соединения:
1. Возможность размещения на ободе большего числа лопа-
ток, что позволяет при том же отношении b/t применять лопат-
ки с меньшей хордой и, соответственно, делать обод диска более
тонким и легким.
2. Возможность закрепления лопаток в диске на свободной
посадке, что облегчает их замену, устраняет температурные на-
пряжения в замке и снижает их в ободе, позволяет применять
охлаждение замка и обода продувкой воздуха через зазоры меж-
ду ободом и нерабочей частью зубцов. Кроме того при свобод-
ной посадке лопатки самоустанавливаются в «замке под действи-
ем центробежных сил таким образом, что напряжения изгиба от
этих сил оказываются минимальными, а силы трения в соедине-
нии демпфируют колебания лопаток.
398
Вместе с тем подобное соединение требует высокой точности'
изготовления для получения равномерной нагрузки всех зубцов.
Поэтому замки и пазы изготавливаются дорогостоящей протяж-
кой. Малые радиусы скругления, характерные для этого' соеди-
нения, приводят к повышенной концентрации напряжений и
опасности усталостного разрушения замка. Поэтому необходим
тщательный контроль за точностью и качеством изготовления
замка и паза.
Лопатки фиксируются от осевого перемещения в диске раз-
личными стопорными устройствами (рнс. 13.8). Силы трения в
Рис. 13.8 Способы фиксации лопаток с «елочным» замком от
осевого перемещения в диске:
о. б. в—фиксация стопорными пластинками с отгибными усиками и
осевым креплением пластинок своими выступами в пазах диска или
рабочей лопатки; д. г—фиксация покрывным диском и стопорной пла-
стиной: е—фиксация втулкой лабиринтного уплотнения и стопорной
пластинкой
замке больше осевых сил, действующих иа лопатку, поэтому сто-
порные устройства не испытывают больших нагрузок и могут
выполняться простыми и легкими.
Широко распространена фиксация легкими пластинками с
выступами и отгибиыми усиками. При этом выступы могут
входить в пазы, сделанные в хвостовике, а усики фиксировать са-
му лопатку или наоборот (рис. 13.8, а, б, в). При наличии по-
крывного диска или прикрепленного к диску кольца лабиринта,
лопатки фиксируются с одной стороны диска этой деталью, а с
другой — отгибной пластинкой (рис. 13.8, а, д, е).
Рабочие лопатки омываются менее горячим газом, чем соп-
ловые, поскольку полная температура потока в относительном
движении меньше, чем перед колесом. Однако благодаря высо-
ким нагрузкам, действующим иа рабочие лопатки, они являются
основным элементом, ограничивающим повышение Тт*. При
этом в многоступенчатых турбинах наиболее нагруженными в
тепловом отношении являются лопатки I ступени, работающие
при наиболее высокой температуре газа.
При отсутствии специальной системы охлаждения некоторое
снижение температуры рабочих лопаток достигается теплоотво-
дом через замковую часть в более холодный диск, а сопловых
лопаток — теплоотводом в корпус турбины. Однако из-за отно-
сительно небольшой теплопроводности жаропрочных сплавов и
399
высоких коэффициентов теплоотдачи от газа к лопатке подоб-
ное охлаждение способно лишь слегка снизить температуру зам-
ка и прилегающей к нему части пера лопатки. Поскольку суще-
ствующие материалы могут использоваться при температуре ло-
паток не выше 800—-900° С, то при высоких температурах газа
необходимо применять внутреннее воздушное охлаждение лопа-
ток.
Воздух для охлаждения лопаток турбины отбирается из поло-
сти, расположенной за компрессором или за одной из его проме-
жуточных ступеней, где давление воздуха выше давления газа
в охлаждаемой ступени турбины. Располагаемый перепад давле-
ния служит для создания принудительной циркуляции воздуха
по каналам охлаждения внутри лопаток. При этом для получе-
ния высокой эффективности охлаждения используют следующие
способы.
I.	Устройство в пере лопаткн многих воздушных каналов с
малым поперечным сечением с тем, чтобы иметь развитую по-
верхность теплообмена при высокой скорости и приемлемом рас-
ходе охлаждающего воздуха.
2.	Равномерное распределение каналов по сечению пера с воз-
можно большим приближением к передней и задней кромкам,
где лопатка наиболее сильно нагревается газом.
3.	Интенсификацию теплоотдачи от пера в охлаждающий воз-
дух путем завихрения воздушного потока многократным его
поворотом или ударным воздействием иа стенку пера, а также
специальными турбулизаторами.
4.	Создание у внешней поверхности пера пелены охлаждаю-
щего воздуха, защищающей перо от непосредственного контакта
с горячими газами, т. е. применение так называемого пленочно-
го или заградительного охлаждения.
Известно много хорошо разработанных конструктивных схем
воздушного охлаждения лопаток. Однако практическое примене-
ние нашли хотя и не самые эффективные, но достаточно техно-
логичные конструкции, пригодные для серийного производства.
-По мере совершенствования технологии улучшались и системы
охлаждения.
Конструктивные схемы трех охлаждаемых рабочих лопа-
ток с выпуском воздуха в радиальный зазор между колесом и
корпусом турбины приведены на рис. 13.9. Лопатка, показанная
на рис. 13.9,а, имеет один воздушный канал, выполненный с
двумя поворотами на 180°. Охлаждающий воздух подводится к
каналу через отверстие в ножке, расположенное у выходной
кромки, и первоначально Движется вдоль этой кромки.
Схема многоканальной лопатки с параллельным радиальным
движением воздуха приведена на рис. 13.9,6. Использование в
данном случае 10 каналов позволило сильно увеличить поверх-
ность теплообмена и приблизить каналы к передней и задней
кромкам пера. В итоге, в этой лопатке достигается намного бо-
400
лее высокая эффективность охлаждения, чем в предыдущей,
хотя и ценой сильного увеличения расхода воздуха (примерно с
0,7 до 2,0% от расхода газа).
Обе рассмотренные лопатки изготовляются методом штам-
повки. Одиако многоканальные лопатки чаще предпочитают де-
лать литыми из жаропрочных сплавов. На рис. 13.9, в показана
схема одной из таких лопаток, имеющей 18 каналов диаметром
1,25 мм. Для получения этих каналов в литейной модели уста-
навливается 18 кварцевых трубок того же диаметра, вытравля-
емых после отливки.
Рис. 13.9. Схемы охлаждаемых рабочих лопаток с выпуском воз-
духа в радиальный зазор:
с—одноканальная лопатка; 6—многоканальная штампованная лопатка;
в—могоканальная литая лопатка
Во всех рассмотренных лопатках самыми холодными явля-
ются прикорневые сечения пера, на которые действует наиболее
турбулизироваииый и еще ие подогретый в лопатке воздух. Та-
кое распределение температуры благоприятно в прочностном от-
ношении, так как в пере лопатки наибольшие силы действуют в
этих сечениях.
Наиболее трудным является охлаждение передней и задней
кромок пера лопатки. Передняя кромка находится под действи-
ем набегающего газового потока, поэтому коэффициент теплоот-
дачи от газов здесь получается максимальным. У задней кромки
профиль пера делается очень тонким для уменьшения газодина-
мических потерь и охлаждающие каналы могут располагаться
лишь на значительном удалении от кромки, что ухудшает ее ох-
лаждение. Поэтому повышение эффективности охлаждения лр^
паток требует интенсификации отвода тепла от обеих кромок.
Оно достигается использованием ударного охлаждения или пу-
тем выпуска воздуха через отверстия в задней и передней .кром-
ках пера.
Схема лопатки, изготовленной литьем, где воздух поступает
через ножку лопаткн и протекает по оребренному плоскому ка-
401
налу, расположенному в средней части профиля пера, показана
на рис. 13.10, а. Со стороны задней кромки канал наглухо пере-
крыт наклонной перемычкой, а со стороны входной кромки окан-
чивается продольной щелью. Воздух, двигаясь между ребрами,
охлаждает среднюю часть лопатки, а затем, поворачиваясь, че-
рез продольную щель натекает в лобовом направлении на внут-
Рис. ’13Л0. Схема охлаждаемых рабочих лопаток с выпус-
ком воздуха через кромки пера лопатки;
а—с ударным охлаждением передней кромки к выпуском воздуха
через заднюю кромку; б—с выпуском воздуха через переднюю и
заднюю кормки и пленочным охлаждением передней кромки- 1—
вход воздуха; 2—мелкие отверстия в передней кромке
реииюю стенку передней кромки. При этом сильно увеличивает-
ся местный коэффициент теплоотдачи и тем самым усиливается
интенсивность охлаждения входной кромки. В дальнейшем воз-
дух проходит через узкую щель внутри задней кромки и вытека-
ет из нее в газовый поток, обеспечивая надежное охлаждение.
Более эффективным является сочетание внутреннего охлаж-
дения (как на рис. 13.10, а) с пленочным внешним охлаждени-
ем. Схема рабочей лопатки, в которой использованы оба способа
охлаждения, показана на рис. 13.10, б. В этой лопатке имеется
шесть радиальных каналов, через которые движутся два незави-
симых потока воздуха, поступающего через два отдельных отвер-
стия в ее ножке. Один воздушный поток выходит через большое
число мелких отверстий 2, расположенных в три ряда вдоль пе-
редней кромки пера. Этим достигается не только конвективное
402
охлаждение стеиок кромки, ио и создание на внешней ее поверх-
ности защитной пелены воздуха. Другой воздушный поток про-
ходит через ряд отверстий в разделительной стенке в крайний
радиальный канал, имеющий малый диаметр, с тем, чтобы пре-
дельно приблизить его к задней кромке. Из этого канала воздух
через многочисленные мелкие отвер-
стия в задней кромке, охлаждая ее,
вытекает в газовый поток.
Небольшая часть обоих воздушных
потоков покидает лопатку через отвер-
стия в торцовой стейке пера, не имею-
щего бандажной полки. Этот воздух
создает в радиальном зазоре заслон,
препятствующий перетеканию через
зазор горячих газов.
Лопатка выполняется литой, а все
каналы в ней изготавливаются элек-
трохимическим способом.
Применение пленочного охлажде-
ния обеспечивает надежную работу
лопатки при высокой температуре газа
(свыше 1550К), но требует увеличен-
ного расхода охлаждающего воздуха
(около 2,5%).
Теоретически наибольшая эффек
тивность охлаждения достигаемся при
проникающем или пористом охлажде-
нии. В этом случае перо (рис. 13.11)
должно состоять из несущего стержня
с пазами и оболочки из пористого мате-
Рис. 13.11. Проникающее
(пористое) охлаждение ло-
патки турбины:
I—пористая оболочка; 2—кар-
кас; 3—каналы для прохода ох-
лаждающего воздуха к пори-
стой оболочке
риала, получаемого методом порошковой металлургии или рас-
катыванием многослойной сетки, сплетенной из тонкой жаро-
прочной проволоки диаметром в десятые доли миллиметра.
Охлаждение пористой оболочки происходит при протекании воз-
духа через поры. Кроме того вытекающий воздух образует на
внешней поверхности оболочки защитную воздушную пелену.
Использование пористого охлаждения затрудняется отсутст-
вием достаточно прочных жаростойких оболочек, неоднородной
их проницаемостью для охлаждающего воздуха, быстрым засо-
рением из-за малого размера и сложной формы пор. Поэтому
такой способ охлаждения лопаток до сих пор не применяется.
Эффективность охлаждения лопатки принято характеризовать
глубиной охлаждения 0, представляющей собой отношение пере-
пада средних температур газа Тт* и лопатки Тл к разности меж-
ду температурами Тт* и охлаждающего воздуха
г;—тя
т* — т*
г ОХЛ
6 =
(13.1)
403
Чем больше 0, тем при одной и той же, обеспечивающей на-
дежную работу лопатки наибольшей Тл и неизменной Т*охл, мо-
жет быть допущена более высокая Тт*.
Помимо принятой системы охлаждения лопатки, 0 зависит от
расхода охлаждающего воздуха, который оценивается (как уже
отмечалось) в долях от расхода газа Сохл- С увеличением Сохл
0 от относительного расхода охлаждающего
воздуха Сохл для различных способов ох-
лаждения рабочей лспатки
возрастает и 0, но затраты сжатого воздуха па охлаждение сни-
жают тягу или мощность двигателя и ухудшают его экономич-
ность. Поэтому при очень больших значениях Сохл могут быть в
значительной степени утрачены преимущества, связанные с ис-
по'ль'зиваниетй' болеевысокой Тт*.
Кроме того при неизменных размерах охлаждающего тракта
в лопатке, максимальное значение Сохл ограничено располага-
емым перепадом давления между охлаждающим воздухом и га-
зом. Поэтому для повышения Сохл необходимо увеличивать про-
ходные сечения воздушного тракта, что часто требует примене-
ния более толстого профиля, а это связано с дополнительными
газодинамическими потерями, снижающими_к. п. д. турбины. По
этим причинам в современных двигателях Сохл обычно не пре-
вышает 2—3%, что также ограничивает возможные значения 0.
Примерные зависимости значений 0 от Сохл для пористого
(проникающего), пленочного и конвективного типов охлажде-
ния приведены на рис. 13.12. Как видно, наиболее эффективной
404
является система проникающего охлаждения, а наименее эффек-
тивной — конвективная. Тем ие менее она наиболее широко при-
меняется, что обусловлено технологическими причинами.
13.3.	Конструкция статора турбины
Сопловой аппарат
Сопловой аппарат является одним из основных элементен
статора турбины (см. рис. 13.1) и представляет собой ограничен-
ный наружным и внутренним кольцами набор сопловых лопаток,,
образующий кольцевую решетку профилей (наружным кольцом
может служить и часть корпуса турбины). Сопловой аппарат
омывается изнутри горячим газом, что обусловливает высокую-
температуру его поверхности, достигающую 800—900° С. Вместе-
с тем из-за различной толщины и условий иагрева образующих
его деталей их разогрев и остывание при изменении режима ра-
боты двигателя (особенно при запуске или останове) происхо-
дит с неодинаковой скоростью. Кроме того отдельные лопатки
могут иметь различную температуру из-за неравномерности тем-
пературного поля за камерой сгорания (разд. 12.1). По этим при-
чинам конструкция соплового аппарата должна обеспечивать
его работоспособность и требуемый ресурс при большой неравно-
мерности нагрева деталей и различном уровне их температур
т. е. при большом различии их термических деформаций.
Лопатки соплового аппарата нагружаются только газовыми
силами, так как они не используются в качестве силовых элемен-
тов для передачи усилий между корпусом и опорой. Эти функ-
ции выполняют либо специальные стойки с обтекателями, либо-
отдельные силовые элементы.
Работающие в наиболее горячих условиях сопловые лопатки
первых ступеней турбины часто делают охлаждаемыми и для
продувки их воздухом они выполняются пустотелыми. Неохлаж-
даемые лопатки также часто делаются пустотелыми для пропу-
ска силовых элементов крепления опоры, снижения массы и сок-
ращения разницы в толщинах кромок и средней части профиля,
что ускоряет выравнивание температур стенок при изменении
режима работы двигателя.
Учитывая условия работы лопаток, особые требования предъ-
являются к конструкции их крепления: лопатки должны иметь
возможность, нагреваясь, свободно расширяться при сохранении
герметичности и жесткости конструкции всего соплового аппа-
рата, обеспечивающей строгую* фиксацию положения лопаток и,
тем-самым, сохранение углов профиля и проходных сечений. По
способу крепления лопаток можно разделить сопловые аппара-
ты на неразбориые и разборные конструкции.
Пример конструкции неразборного соплового аппарата с кон-
сольным креплением лопаток к корпусу показан на рис. 13.13.
В этой конструкции лопатки 4 периферийными участками встав-
405»
ве сохраняет свою
Сварка. 5 8
3
2

Рис. 13Л-3. Сопловой ап-
парат неразборной конст-
рукции:
J—уплотнительный	обод:
2—кольцо лабиринта; 3—
внутреннее кольцо; 4—ло-
патка; 5—наружное кольцо
{корпус); 6—металлокерами -
ческая вставка
лены в профильные просечки в корпусе турбины и заварены сна-
ружи. Противоположные концы лопаток имеют уступы, которые
свободно входят в пазы во внутреннем кольце 3 соплового аппа-
рата. Для сохранения герметичности это кольцо изнутри закры-
то приваренным к нему уплотнительным ободом /. При нагреве
лопатка свободно удлиняется в радиальном направлении, сдви-
гаясь относительно кольца 3. Последнее, вместе с тем, при иагре-
[тровку относительно наружного корпуса,
перемещаясь по уступам лопаток как по
радиальным спицам.
Неразборные сопловые аппараты
с жестким прикреплением лопаток
к внешнему и виутрениему кольцам при-
меняются только в небольших ГТД.
Обычно они изготавливаются цельноли-
тыми, а для более равномерного иагрева
лопатки выполняют пустотелыми. Для
уменьшения температурных иапряжеиий
внутреннее кольцо иногда делается раз-
резным с прорезями через каждые не-
сколько лопаток. Вместо литых приме-
няются также клепанные или сварные
(паяииые) конструкции с пустотелыми
лопатками из листового материала.
Основным достоинством неразборных
сопловых аппаратов является их относи-
тельная простота и небольшая масса, а
недостатком — невозможность или боль-
шая трудность замены дефектных лопа-
ток при ремонте.
Разборные конструкции сопловых
аппаратов могут быть разделены на кон-
струкцию с двухопорными плавающими лопатками и с жестким
креплением лопаток к одному из колец (обычно к наружному).
Три конструкции первого типа приведены на рис. 13.14. На
рис. 13.14, а изображена конструкция с фиксацией лопаток баш-
маками /, прикрепленными к внутреннему кольцу 4 и наруж-
ному корпусу 3 с помощью винтов (на рисунке показаны их осе-
вые линии). Между башмаками имеются профильные пазы 5,
в которые входят концы лопаток. Торцы лопаток отделены ог
корпуса радиальным зазором, обеспечивающим возможность
Свободного удлинения лопаток при нагреве. Для уменьшения
теплоподвода к корпусу 3 и кольцу 4 от лопаток и башмаков их
внешние торцы имеют пазы, ограничивающие площадь контакта.
Конструкция с креплением лопаток в просечках показана на
рис. 13.14, б. Концы лопаток свободно входят в профильные про-
сечки в наружном кольце 8, являющемся частью корпуса турби-
ны, н в специальном дефлекторном кольце 7, ограничивающем
406
Рис. 13.14. Разборные конструкции сопловых аппаратов с двухопор-
ным креплением сопловых лопаток:
а—концы лопаток фиксируются башмаками с профильными выемками, при-
крепленными винтами к корпусам; б->концы лопаток фиксируются в профиль-
ных просечках в наружном и внутреннем кольцах; а—крепление лопаток пол-
ками в пазах в корпусе; /—силовые башмаки; 2-лопатка; 3—наружный кор-
пус- 4—внутреннее кольцо; 6—профильная выемка; б—опорное кольцо; /—деф-
лекторное кольцо; S-каружиое кольцо; ^пластинчаты!! замок: Ю-хеталло-
кеоампческая вставка- 11—профильная манжета; /2—фиксирующее кольцо,
И—верхняя полк» Лопатки; М-иижк.я полка лопатка;
16—регулировочное кольцо
407
^изнутри проточную часть соплового аппарата. Лопатки 2 торцом
прижаты к внутреннему кольцу 4 специальным фиксирующим
кольцом /2, входящим в паз в лопатке, и могут свободно расши-
ряться вверх. Профильная манжета 11 повышает жесткость уз-
ла крепления лопатки, а кольцо 13 — жесткость дефлекторного
кольца 7.
Рис. 13.15. Разборные конструкции соплового аппарата с креплением
лопаток к внешнему корпусу:
с—крепление лопаток винтами; б—крепление лопаток полками, вставляемыми
в проточки в корпусе; /—сопловая лопатка; 2—винты крепления; 8— корпус:
'—верхняя полка лопатки; 5—нижняя полка лопаткн; б—ротор; 7—внутреннее
кольцо; 8—торцовые штыри; 5—корпус предыдущей ступени; 10—радиальный
штифт; //—металлокерамическая вставка; /2— кольцевая проставка (стрелка-
ми указано движение охлаждающего воздуха)
Конструкция с креплением лопаток в пазах показана на рис.
33.14, в. Лопатки имеют верхнюю 14 и нижнюю 15 полки, кото-
рыми они вставляются с зазором в косые пазы, выполненные в
«ольцах 4 и 8. Затем лопатки фиксируются в осевом направлении
^буртами смежных деталей после их присоединения на фланцах.
^Свобода теплового расширения обеспечивается величиной зазо-
ров. Осевой зазор у втулки регулируется подбором толщины
кольца 16.
Примеры конструкции жесткого разборного крепления лопа-
ток к внешнему кольцу (корпусу) приведены иа. рис. 13.15. В од-
ной из иих (см. рис. 13.15, а) лопатки 1 имеют верхнюю 4 и ниж-
нюю 5 полки. Верхняя полка двумя винтами 2 жестко крепится
к корпусу; иижние полки образуют внутреннее кольцо соплового
аппарата. На рис. 13.15, б показано жесткое крепление лопаток
1 верхними полками 4, вставляемыми в кольцевые проточки кор-
*408
пуса 3 и фиксируемыми радиальными штифтами 10. Нижние
полки 5 лопаток имеют торцовые штыри 8, иа которых, как на
шлицах, центрируется внутреннее кольцо 7 соплового аппарата.
Число, лопаток в сопловом аппарате. не должно быть кратиым
числу лопаток рабочего колеса, чтобы устранить опасность воз-
буждения высокочастотных вибраций в результате одновремен-
ного прохождения всеми рабочими лопатками срывных зон‘за-
задними кромками сопловых лопаток. Высота сопловых лопаток,
делается на2—3% меиьщей, чем рабочих, для устранения удара-
вытекающей с большой скоростью из соплового аппарата струй
газа о торцы диска и бандажной полки.
Как уже отмечалось, при высокой температуре газа Тт* при-
меняются охлаждаемые сопловые лопатки, в которых в общем
используются те же способы охлаждения, что и в рабочих ло-
патках. Хотя сопловые лопатки должны выдерживать более вы-
сокую температуру газа, чем рабочие, и находятся под воздейст-
вием местных забросов температуры газа, возможности их удов-
летворительного охлаждения намного больше по следующим
причинам.
1.	Температура сопловых лопаток может допускаться более.*
высокой, поскольку они не нагружены центробежными силами».
В Сопловых лопатках может''истШБЗоваться'' значительно-
больший расход охлаждающего воздуха, чем в рабочих, так как
при его выпуске в проточную часть за лопатками потери, связан-
ные с отбором воздуха, относительно невелики (для I ступени:
турбины этот воздух можно приближенно рассматривать как
часть вторичного воздуха, подмешиваемого к газам уже в соп-
ловом аппарате).
3.	Отсутствие центробежных сил позволяет выполнять сопло-
вые лопатки с более развитыми проходными сечениями воздуш-
ных каналов. При этом воздух может подводиться с двух сторон
лопатки, что для рабочих лопаток практически невозможно.
Для примера на рис. 13.16 показаны конструкции трех сопло-
вых лопаток, предназначенных для работы при разных уровнях:
Тт*. На рис. 13.16, а изображена конструктивная схема охлаж-
даемой литой лопатки, предиазиачениой для работы при относи-
тельно невысокой Тт*. Пустотелая лопатка 1 имеет вставной
дефлектор 2 с относительно небольшим проходным сечением.
Охлаждающий воздух подается в него с обеих сторон и вытека-
ет через узкие продольные щели, обеспечивая интенсивное ох-
лаждение лобовым иатекаиием наиболее горячей зоны передней
кромки. Далее воздух проходит в поперечном направлении меж-
ду стеикой и дефлектором, охлаждая переднюю часть лопатки.
В заднюю часть лопаткн воздух поступает через отверстия в пе-
ремычке 3, чем достигается дополнительная турбулизация пото-
ка, увеличивающая теплоотдачу от стеики к воздуху. Задняя
кромка охлаждается выпуском воздуха на корытце лопатки че-
рез отверстия 4, чем достигается как непосредственный отвод
409
тепла от стенки, так и уменьшение нагрева кромки заградитель-
ным охлаждением.
Конструктивная схема лопатки, показанная на рис. 13.16, б,
разработана для более высокой Тг*, чем предыдущая. Б этой
лопатке использован тот же способ охлаждения передней кром-
ки, но проходное сечение подводящего воздух дефлектора 2
Рис. 13, Гб. Конструкция охлаждаемых сопловых лопаток;
1—июпатка; 2—дефлектор; 3—перемычки; /—отверстия в корытце; 5—щелевые отвер-
стия в задней кромке; tf—мелкие отверстия в дефлекторе; 7—отверстия заградитель-
ного охлаждения (в—охлаждающий воздух)
сильно развито, вследствие чего достигается намного больший
расход воздуха, чем в предыдущей схеме. хМежду дефлектором и
стенкой остается узкий щелевой канал, в котором воздух движет-
ся с большой скоростью, обеспечивая эффективное охлаждение.
Воздух, охлаждающий стенки лопатки, а также более холодный
воздух из дефлектора, в дальнейшем выпускается через узкие
щелевые отверстия 5 внутри задней кромки, интенсивно отводя
от иее тепло.
Конструктивная схема, показанная иа рис. 13.16, в, разрабо-
тана для еще более высокой Тт*. Здесь лопатки имеют две раз-
деленные перемычкой 3 полости — переднюю и заднюю, в каж-
дой из которых установлен свой дефлектор 2. В передний деф-
410
лектор воздух поступает снизу, а в задний — сверху. В обоих
дефлекторах сделано большое число мелких отверстий 6, поэто-
му стеики лопатки находятся под воздействием ударяющихся в-
них многочисленных струек воздуха.
Воздух из передней полости выходит через ряд отверстий 7
в передней кромке лопатки. Этот воздух служит не только для:
непосредственного охлаждения передней кромки, но и для загра-
дительного охлаждения передней части профиля в целом. Вы-
пуск воздуха из задней полости, как и в предыдущей схеме, про-
исходит через ряд щелевых отверстий в задней кромке. Дефлек-
торная система охлаждения широко используется и в рабочих
лопатках.
Сопловые лопатки в основном изготавливаются прецизион-
ным литьем из жаропрочных сплавов с весьма точным получени-
ем требуемой формы профильной части. Это позволяет дальней-
шую обработку профиля свести к шлифовке и полировке. Нахо-
дят также применение лопатки, изготовляемые методом горячей
штамповки из деформируемых жаропрочных сплавов и сталей
с последующей механической или электрохимической обработ-
кой. Пустотелые лопатки могут делаться сварными из штампо-
ванных заготовок, получаемых из листовой жаропрочной стали.
Одиако такие лопатки более трудоемки в изготовлении.
Корпус турбины
Корпус турбины входит в общую силовую схему двигателя.
Он представляет собой цилиндрическую или коническую оболоч-
ку с фланцами. Обычно корпус выполняется с поперечными
разъемами между всеми ступенями. Продольные разъемы при-
меняются реже, хотя они более удобны для монтажа, особенно
при неразборном роторе. Объясняется это тем, что жесткость
корпуса с продольными фланцами по окружности получается
неодинаковой. В результате при нагреве происходит коробление
корпуса, могущее привести к недопустимому изменению ради-
альных зазоров. К корпусам крепятся сопловые аппараты и си-
ловые детали, связывающие корпус с гнездом опоры подшип-
ника.
Снижение температуры корпуса достигается воздушным ох-
лаждением (внешним нли внутренним) с продувкой воздуха по
кольцевым каналам между корпусом и наружными кольцами
соплового аппарата и кольцевыми проставками над РК (см. рис.
13.5,а и 13.15,6). Внутренне охлаждение более эффективно,
так как препятствует подводу тепла к стенкам, тогда как при
внешнем охлаждении необходим большой съем тепла и значи-
тельные затраты охлаждающего воздуха.
Охлаждение корпуса является важным средством снижения
допустимых радиальных зазоров между рабочими лопатками и
корпусом. При неохлаждаемом корпусе из-за разной толщины
411
тонкого корпуса и массивного диска их разогрев и остывание
происходят с различной скоростью. В результате при запуске
двигателя радиальный зазор увеличивается, а. при останове —
уменьшается^ чем создается опасность прихватывания лопаток.
Для уменьшения монтажного радиального зазора кроме того
часто применяются мягкие металлокерамические вставки, допу-
скающие задевание лопатки или гребешков бандажной полки за
корпус в тех случаях, когда зазор полностью выбирается. Встав-
ки изготавливаются из смеси порошкообразного графита, алю-
миния, меди, никеля и железа спеканием в печи. Наружный слой
металлокерамической вставки обычно обладает большей проч-
ностью и содержит меньше графита. Внутренний слой, располо-
женный над концами лопаток, содержит больше графита и лег-
ко поддается срабатыванию.
Крепление металлокерамических вставок в кольцевой про-
ставке (см. рис. 13.15,6) или непосредственно в корпусе (см. рис.
13.13) осуществляется в пазах типа поперечный ласточкин хвост.
Вставки могут зажиматься боковой накладкой или вводиться
сбоку через специальное окно и последовательно смещаться по
окружности до заполнения всего кольца. Затем окно закрывает-
ся привариваемой накладкой. После сборки металлокерамиче-
ские вставки в корпусе растачиваются по диаметру. Обычно ра-
диальный зазор в турбине в холодном состоянии устанавлива-
ется равным 0,3—0,4% диаметра рабочего колеса.
Металлокерамические вставки используются и в лабиринтных
уплотнениях внутри турбины для уменьшения перетечек газа
путем снижения зазора между втулкой и гребешками. Сокраще-
ние перетечек достигается также расположением лабиринтного
уплотнения иа меньшем диаметре, что приводит к снижению
площади проходного сечения в лабиринте.
Корпус турбины изготавливают механической обработкой из
поковки или из заготовки, полученной центробежным литьем.
Менее трудоемким является изготовление заготовки из сворачи-
ваемого в кольцо катанного профиля со сваркой по стыку и при-
варкой по торцам фланцев.
Корпус турбины должен иметь силовую связь с корпусом ком-
прессора, обеспечивающую соосность опор ротора и передачу
осевых сил и реактивных крутящих моментов иа узлы крепления
двигателя иа самолете, которые часто располагаются иа заднем
корпусе компрессора. Кроме того из-за сильного повышения тем-
пературы корпусов при разогреве двигателя в них возникают
тепловые деформации, неодинаковые для различных деталей, что
может приводить к появлению высоких термических напряжений.
Поэтому силовые связи между компрессором н турбиной должны
допускать тепловые деформации без возникновения больших на-
трузок нли нарушения соосности опор.
Для удовлетворения всех этих требований применяются раз-
личные конструктивные схемы силовых связей (в зависимости
412
от типа двигателя и его элементов, числа и расположения опор
и т. д.), которые могут быть разделены на четыре типа (рис.
13.17): с одинарной внутренней или внешней связью и с двойной
разомкнутой или замкнутой связью.
Рис. 13.17. Схемы силовой связи корпусов компрессора и турбины:
с—одинарная внутренняя связь; б—одинарная внешняя связь; в—двойная разомкну-
тая связь; г—двойная замкнутая связь; 1—корпус компрессора; 2—проушина креп-
ления двигателя; 3—одинарная внутренняя связь; 4—газосборник с радиальными
связывающими стойками; 5—корпус задней опоры; 6—корпус соплового аппарата;
7—корпус турбины; S—одинарная внешняя связь; 9—корпус соплового аппарата с си-
ловой связью наружного и внутреннего колец; 10—внешняя связь, соединяющая кор-
пусы компрессора и турбины; //—внутренняя разомкнутая связь; 12—внутренняя связь
корпуса компрессора и турбины; /3—корпус средней опоры; 14—«корпус передней
опоры
В схеме с одинарной внутренней связью (см. рнс. 13.17, а)
силовой корпус получается тяжелым, так как имеет относитель-
но малый диаметр, вследствие чего для получения требуемой
жесткости необходимы сравнительно толстые стенки, усиленные
ребрами. Такая схема применяется в двигателях с трубчатыми
камерами сгорания и коисольиой турбиной. Газосбориики камер
сгорания используются в такой схеме в качестве силового эле-
мента связи с наружным корпусом турбины.
В схеме с одинарной внешней связью (см. рис. 13.17, б) в
качестве силового элемента используется наружный корпус коль-
цевой или трубчато-кольцевой камеры сгорания. Связующий
элемент имеет большой диаметр и поэтому может быть выпол-
нен из тонкого листового материала. Однако при этой схеме си-
ловой связи в газовоздушном тракте двигателя должны распо-
лагаться стойки для крепления внутренних корпусов опор.
В ряде случаев, например, при расположении заднего подшип-
ника ротора за турбиной возможна только эта схема силовых
корпусов двигателя.
413
Весьма распространена схема силовых корпусов с двойной
разомкнутой силовой связью (см. рис. 13.17, в). В этой схеме
кроме внешней связи корпуса компрессора с корпусом турбины
применяется независимая внутренняя связь опор подшипника
турбины с подшипником компрессора. Разомкнутой она назы-
вается потому, что отсутствует прямая связь опоры турбины с
внешним корпусом турбины.
Схема с двойной замкнутой силовой связью показана на рис.
13.17, г. При этой широко применяемой схеме корпусы компрес-
сора и турбины соединены как внешней, так и внутренней сило-
вой связью, что дает наиболее жесткую и легкую конструкцию
корпусов. Однако в такой конструкции должно предусматривать-
ся свободное тепловое расширение деталей этих связей, имею-
щих различную рабочую температуру.
13.4.	Применяемые материалы
Рабочие лопатки изготовляются из наиболее жаропрочных
сплавов на базе никеля. При ТГ* до 1200 К можно применять
сплавы типа ХН77ТЮР (ЭИ437Б) или ХН70ВМТЮ (ЭИ617).
При более высокой Тг* и воздушном охлаждении или большом
требуемом ресурсе используют более жаропрочные сплавы типа
ЖС6-К или ЖС6-КП.
Лопатки сопловых аппаратов первой или первых двух ступе-
ней турбины изготовляют из жаропрочных и жаростойких спла-
вов на основе никеля (типа ЖС-3 или АНВ-300) или кобаль-
та — ЛК4. Лопатки сопловых аппаратов последующих ступеней
выполняют из менее жаропрочных сплавов типа 20Х23Н18
(ЭИ417) или ЭИ437.
Для защиты рабочих и сопловых лопаток от коррозии приме-
няют жаростойкие покрытия.
Основным материалом для корпусов турбин, колец сопловых
аппаратов, опор подшипников служит жаропрочная сталь типа
12Х18Н9Т (ЭЯ1Т).
Диски турбин делают из жаропрочной стали типа ЭИ481 ли-
бо при относительно высокой температуре из сплава иа основе
никеля (типа ЭИ437). Для валов турбины применяют легиро-
ванную сталь марок 40ХН2МА (св~110000 Н/см2), 18Х2Н4МА
(ов«120 000 Н/см2).
Значения физических констант основных применяемых в тур-
бинах материалов при рабочих температурах приведены в
табл. 2 приложения.
13.5.	Газодинамический расчет и
профилирование турбин
Газодинамический расчет турбины основан на расчете от-
дельных ее ступеней. Принимаемые при этом исходные данные
414
и получаемые в результате расчета показатели турбины должны
быть теми же, что и в тепловом расчете двигателя. Для выясне-
ния методики подобного расчета первоначально следует рас-
смотреть порядок расчета одной ступени применительно к одно-
ступенчатой турбине.
Порядок расчета ступени на среднем радиусе
1.	Для ТРД определяется располагаемая адиабатнческаи ра-
бота расширения (уравнение 4.40)
где для одноступенчатой турбины LCt=L^ берется по тепловому
расчету двигателя, а т)ст выбирается на 7—12% меньшим qT*.
Соответствующая £аЯо скорость сад подсчитывается по урав-
нению (4.39 а). Не следует брать Дл0 более 250—280 тыс.
Дж/кг (4.3). Для свободной турбины ТВД или ТВаД LaKo бе-
рется непосредственно из теплового расчета.
2.	По уравнениям (4.42) определяются и £алрк, прини-
мая qt—0,254-0, 4.
3.	Исходя из условия н/сад= 0,454-0,6 находится и на rfcp,
которая не должна превышать 350- -400 м/с. Если задана часто-
та п, то определяется л?1ср н проверяется его соответствие компо-
новке турбины и остальным узлам двигателя:
,	60«
а, =----------.
с>! ЯП
Если задан диаметр турбины, то исходя из него назначается
и рассчитывается п, соответствующее и.
4.	По уравнениям (4.43), (4.44) и (4.44 а) определяется ско-
рость Ci и ее окружная и осевая составляющие. При этом для
первых ступеней 18о~-25° (в двигателях с малым Gr угол ai
может уменьшаться до 14°), в последующих ступенях многосту-
пенчатых турбин at увеличивается и может достигать 35°. Значе-
ние ф— 0,964-0,985.
5.	Рассчитывается состояние газа на выходе из СОА:

где для одноступенчатой турбины, из теплового расчета, ро*=
=рг* и То*=Тг*. Поэтому
415
Л=/£ l“
(13.2)
ср=1162 Дж/кг.
7’1=7’:——•
°	2с/
ех=-^- и м, =—.
ЯгЛ '	/ Wx
Для газа £—1,33; /?г=288,4 Дж/кг-К;
6.	Площадь проходного сечения Ft определяется из уравне-
ния (4.51), после чего подсчитывается высота лопатки hi—
=гмср.
7.	Определяются параметры газа иа входе в РК- скорости
Wi и wiu по уравнениям (4.46 а) и (4.45), а угол pi из соотноше-
ния cos fii=wlu[Wi. Кроме того исходя из скорости Wj подсчиты-.
ваются параметры заторможенного потока и а колесе
г I И1 • _ /Т'™ V-1
Л»—	1 Ах»—
8.	Рассчитываются параметры газа на выходе из РК- Давле-
ние р2 определяется из уравнения (4.38):
А=
Для свободной турбины р2==рт, принятому в тепловом рас-
чете. Скорость w2 подсчитывается по уравнению (4.47), прини-
мая ф=0,954-0,98. Температура и плотность:
Т ___Т*	и гъ,_ ^*2
2	2ср Й '
9.	Задаются значениями и а выходе из РК высоты лопатки п2
и среднего диаметра d2cJ}- Обычно принимают h2= (14-1,1)АЬ
a d2 устанавливают исходя из принимаемой схемы изменения
d по длине турбины. После этого по уравнению (4.52) и (4.51)
определяются F2 и с2а- Угол 02 находится с помощью уравнения
(4.48 а).
10.	Абсолютная скорость на выходе с2 подсчитывается по
уравнению (4.50 а), а с2и — по уравнению (4.49), для чего пред-
варительно находится w2u по уравнению (4.48). Угол а2 подсчи-
тывается из соотношения cosa2—с2и/с2. Допускаются значения
а2=90°± 10°. Если полученное значение угла выходит за эти пре-
делы, то следует повторить расчет, при этом для увеличения а2
следует уменьшить рт или увеличить и.
416
11.	Определяется удельная работа ступени
£„=(0,97-+- 0,98) L„
где работа £ы подсчитывается по уравнению (4.55). Коэффици-
ент 0,97 или 0,98 учитывает потери в радиальном зазоре.
12.	Определяются полные давление, температура и число М
за ступенью

Для одноступенчатой турбины Т2*=Тт* и рг*—Рт*-
13.	Результаты расчета одноступенчатой турбины должны
совпадать с данными, имеющимися в тепловом расчете двига-
теля. Для ТРД должны быть одинаковыми £т и рт*, а для сво-
бодной турбины — £т и ст. При несовпадении этих величии рас-
чет турбины нужно повторить, варьируя в допустимых пределах
значениями т)Ст (для ТРД), си, (р, ф, рт, A2/^i и ulc^.
Учитывая большую трудоемкость подобного согласования,
при приближенных расчетах возможно ограничиваться лишь
примерным совпадением величии (с погрешностью 2—3%)
или же вносить соответствующие коррективы в тепловой расчет.
14.	Хотя турбина рассчитывается в последующем на проч-
ность, в газодинамическом расчете производится предваритель-
ная контрольная проверка растягивающих напряжений в рабо-
чей лопатке. Принимая плотность материала лопатки q=
= 8000 кг/м8 и предполагая линейное изменение площади попе-
речного сечения лопатки по ее высоте (с уменьшением к перифе-
рии до 0,25 от площади прикорневого сечения), можно прибли-
женно определить напряжения растяжений в прикорневом сече-
нии
и?
О₽~ d2cp/A2
(13.3)
Должно быть <jp<30 000 Н/см2.
Особенности расчета на среднем радиусе
многоступенчатой турбины
Многоступенчатая турбина, как и одноступенчатая, рассчиты-
вается на основе данных, имеющихся в тепловом расчете. Кроме
того выбирается форма ее проточной части (часто близкая к
rfcp=const).
Требуемое число ступеней турбины z рассчитывается исходя
из располагаемой адиабатической работы расширения
14	2563	417
и принятой адиабатической работы одной ступени Lano, кото-
рую следует брать не более 250 000 Дж/кг.
Для ТРД и компрессорной турбины двигателей со свободной
турбиной £т берется из теплового расчета, а т)т принимается иа
5—10% меньше Л*. В этом расчете	Lr/r\r. Для ТВД
значение берется из теплового расчета.
При равномерном распределении работы между ступенями
(разд. 4.3)
z=(l+l»)
где р=0,054-0Д0.
Равномерное распределение работы между ступенями позво-
ляет получить высокий к. п. д. при малом числе ступеней. В не-
которых случаях может оказаться более целесообразным нерав-
номерное распределение работы. Так, при увеличении работы на
первой ступени уменьшается 7/ перед второй ступенью, что мо-
жет позволить выполнить вторую ступень неохлаждаемой или
из более дешевых материалов. Снижается также T*w в I ступени.
Однако не всегда в ступенях турбины могут быть эффектив-
но реализованы высокие значения LaRo. Если, например, п зада-
на компрессором, а диаметр турбины ограничен допускаемым
габаритом, то эти условия определяют возможные значения ок-
ружных скоростей ступеней tin на dcp. В этих случаях следует
предварительно оценить возможные значения Пщ и проверить по-
лучаемое значение у по уравнению (4.75). Если у не укладыва-
ется в рекомендованное значение (0,5—0,6), то число ступеней
следует изменить.
После распределения работы расчет каждой ступени выпол-
няется в изложенном выше порядке с учетом необходимости
плавного меридионального изменения проточной части турбины
в целом. По результатам расчета всех ступеней определяются:
для ТРД и компрессорной турбины двигателей со свободной тур-
биной £т н рт*, а для ТВД LT и ст. Если значения этих величии
отличаются от имеющихся в тепловом расчете, то повторяется
расчет турбины с изменением ее параметров либо вносятся кор-
рективы в тепловой расчет.
Расчет изменения параметров ступени по радиусу.
Профилирование и размеры лопаточных решеток
В практике находят применение различные способы профи-
лирования лопаток. Ниже рассматривается методика расчета па-
раметов ступени при профилировании по закону постоянства
циркуляции. Целью расчета является определение углов входа и
выхода, необходимых для профилирования лопаток по высоте, и
проверка реактивности ступени у втулки.
418
Расчет параметров ступени. Расчет выполняется
для 5—7 сечений по высоте лопатки и для каждого сечеиия на
его радиусе г определяют в следующем порядке параметры сту-
пени (в дальнейшем все параметры на радиусе г обозначены
буквой г без индекса, а иа среднем радиусе — буквой г с индек-
сом «ср» — гср):
1.	Параметры перед рабочим колесом. Для закона постоян-
ства циркуляции согласно уравнениям (4.65)
qez=const; cla=const:	const; ЛаДв—const. Тогда
,	‘«ср
откуда находится ;
откуда находится •
11Д
sin си
11
гср
tgPir =
cla_____
Ciur — Ulr ’
=—£й-
r sin ₽i.
2.	Степень реактивности находится по уравнению (4.66).
У-втулки рт должна быть больше нуля. При отрицательном ее
значении ступень необходимо пересчитать, задавшись большим
либо перейти к другому закону профилирования, при кото-
ром рт меньше меняется по высоте лопатки (например, ои=
=const).
3.	Параметры иа выходе из рабочего колеса:
___ Г2ср .
г2 ,
tg«2,=
Г2о
c2ur
откуда определяется а2/
С2 =----^2-
r Sin 02
И «2г = «2ср —
F Гср
tg?2r=-
с2ц
с2аг “Ь И2Г
14*
419
откуда определяется p2f;
С2д
sin ₽2Г
Профилирование лопаток. Профилирование выпол-
няется для всех выбранных сечений по методике, аналогичной
для рабочих н сопловых лопаток.
Величина хорды лопаток СОА и РК по высоте обычно не из-
меняется. Она назначается исходя из высоты лопаткн. Рекомен-
Рис. 13.1В. К определению углов в тур-
бинной решетке
дуется _нметь удлинение ло-
патки Й=А/6=2~-4, так как
меньшее удлинение приводит
к снижению к. п. д. из-за уве-
личения потерь, а при боль-
ших удлинениях ухудшается
прочность лопаток. Таким
образом. рекомендуется
6соа= (0,25-ь0,5)Л1 и Ьрк =
= (0,254-0,5) й2.
Шаг t определяется ис-
ходя из рекомендуемых зна-
чений густоты bit на сред-
нем радиусе. Обычно
(£/0ср=1-т-1,4 для СОА и
(ОД ср =1,24-1,6 для РК.
Таким образом, /содср~
~ (0,74-1) 6соа и /рк »
« (0,64-0,8) 6РК.
Величины t должны соот-
ветствовать целому числу
лопат'ок:
^СОА =------ И ZpR=---------•
'СО\„
Входной угол профиля (рЧ2. 13.18) pi'=ipi + Z для РК и а^—
=oo+i для СОА, где угол атаки I принимается постоянным по
высоте; ;—(—5°)4-(—10°) для РК и t==04-(—5°) для СОА
В первом приближении выходной угол профиля (см. рис.
13.18)
В'=В2 ,=arcsin — и а'=а, —arcsin —.
’2	t	1 Тдф	t
Угол потока отличается от на угол отставания б, по-
этому р2=₽2'Ч-б (или ai — а/4-б).
Величина 6 при дозвуковой степени расширения газа в ре-
шетке зависит от числа М потока на выходе и р2эф (илн cq^) .
Значения б можно выбирать по графику (рнс. 13.19).
420
При сверхзвуковой степени расширения газа в решетке ско-
рость звука достигается потоком в минимальном сечении и косой
срез решетки работает как расширяющаяся часть сверхзвуково-
го сопла, в котором одна стенка твердая, а другая — газовая.
Таким образом поток разгоняется до сверхзвуковой скорости,
Рис. 13.19. Зависимость б от М2 и 02эф
(или О2эф) при дозвуковом течении
Рис. 13.-20. Зависимость ₽2 (или аг) от
М2>1,0 и ₽2эф(или а2эф) для ре-
шетки с косым срезом
но одновременно отклоняется от угла Р2эф. График соотношения
между рг и (или ai и <х1эф) в зависимости от числа М на вы-
ходе из ступени показан на рис. 13.20. Этот график позволяет по
известным из расчета значениям М и угла потока найти геомет-
рический выходной угол профиля в решетке.
Средняя линия профиля изгибается на угол 6 '=180°—(₽/+
4-£г') по параболе аналогично тому, как это было показано ра-
нее для компрессора (см. рис. 10.33). Соответственно углы изги-
ба кромок и угол установки профиля	(0,6~-0,7) 6Х2—
= 6'—Xt; О’—180— (pi'4-Xi).
Ширина лопаток s—b sin#.
Осевой зазор между СОА и РК As= (0,24-0,3)6.
Профиль лопаткн строится симметрично относительно изог-
нутой по параболе средней линии по координатам аэродинами-
ческого профиля (табл. 3), так же, как это делалось для комп-
рессора. Относительную толщину профиля с рекомендуется вы-
бирать равной примерно 0,1 b для лопаток СОА (одинакова# по
А), (0,14-0,2)6 у корня и (0,044-0,05)6 на периферии — для ло-
паток РК. Изменение относительной толщины между этими се-
421
ченнямн диктуется условиями прочности лопатки (разд. 13.6 и
табл. 3 приложения).
13.6.	Расчет деталей турбины на прочность
Расчет дисков
Прн работе двигателя диски турбины в основном нагружают-
ся центробежными силами масс прикрепленных к ним лопаток
н самих дисков и силами, обусловленными неравномерным наг-
ревом. Поэтому для упрощения расчетов диск допустимо рас-
Рис. 13.21. К расчету сил и напряжений на внеш-
нем контуре диска
сматривать как осесимметричное тело, не передающее крутяще-
го момента н не подверженное действию газовых сил.
А. Силы н напряжения на внешнем контуре
диска. На внешнем контуре сплошной части диска на радиусе
гв в сечении а между основаниями пазов крепления лопаток
(рис. 13.21) действует центробежная сила Ръ от массы двух по-
ловин соседних лопаток и межзэмковой части диска, вызываю-
щая в этом сечении радиальные напряжения о3. Центробежная
сила Рп (в ньютонах) может быть подсчитана как сумма двух
центробежных сил: Рп—-от пера лопатки и Роъ — от части коль-
422
цевого обода, охватываемой углом а, которая включает замки
лопаток и межзамковые выступы диска:
₽.=р.,+^«б=">№+	(13.4)
где та н гп — масса и радиус центра массы пера лопатки;
^об н г об — масса и радиус центра массы части обода диска,
ограниченного углом а;
«о — угловая скорость вращения диска.
В приближенных расчетах можно принимать
>»п=е. F"+F>“ Л;
г„=гл+0,5й.
(13.5)
где Qji — плотность материала лопаткн;
/*вт и ГКОл — соответственно площадь корневого и перифе-
рийного сечения пера лопаткн;
h и Гц — высота лопатки н внешний радиус диска (см.
рис. 13.21);
гоб у 2	’
(13.6)
где роб — среднее значение плотности материалов обода и пера;
Ьв — ширина обода;
z — число лопаток.
Напряжение растяжения ог (Н/см2) на внешнем контуре
диска (на гв) определяется исходя из допущения о равномерном
распределении нагрузки по всей поверхности 2лгв/>в. Поскольку
сила Рв по уравнению (13.4) определена для участка 2лгъЬв/г,то
Кроме того проверяются напряжения растяжения о3 (Н/см2)
® перемычке между замками лопаток (сечение а на рис. 13.21):
(13.8)
abB
Запас прочности по растягивающим напряжениям к3=
=Одл/пз должен быть не менее 2,5. Предел длительной прочно-
сти Одл определяется для рабочей температуры обода диска,
обычно равной 500—600° С. Допускается о3^ 200004-25000 Н/см2.
Б. Основные уравнения для расчета прочно-
сти дисков. В диске можно выделить элемент 1—2—3—4
4рис. 13.22), ограниченный двумя плоскостями под углом dtp и
423
двумя концентричными поверхностями радиусами г н r+dr.
При вращении диска с угловой скоростью о) на этот элемент
действуют следующие силы, вызывающие на его гранях напря-
жения в радиальном ог и окружном сгт направлениях (по толщи-
не диска напряжения считаются неизменными):
а)	центробежная сила, приложенная к самому элементу,
dPR=Qrd^drbro?=^P'bdrdip,	(13.9)
где b — толщина диска на радиусе г;
rdqdrb — объем элемента диска;
по2 — центростремительное ускорение;
q — плотность материала диска;
Рис. 13.22. Схема к выво-
ду основных уравнении
для расчета диска на
прочность
б)	радиально направленные силы dP и dPr, приложенные к
граням элемента 1—2—3—4,
dP=arbrd<f>;
dP’=(cr 4- dor) (г+dr) (6+db) dip
или, пренебрегая бесконечно малыми высших порядков,
dP' = arrbdtp-[~ d [arrb) dtp-,	(13. 10)?
в)	действующие в окружном направлении силы dT, прило-
женные к граням 1—2 и 3—4,
dT=srbdr.	(13.11)
Из условия равновесия всех сил, действующих на элемент
1—2—3—4, следует, что
dP,A-dp'-dP-4dT sin -|^=0.	(13. 12)
424
Другие составляющие сил dT взаимно уравновешиваются.
Подставив в уравнение (13.12) полученные выше значения
действующих сил н заменив из-за малости угла dtp величину
dv	d<t	л	л
sin —на а также отбросив бесконечно малые высших по-
рядков, можно получить
d(°'rV}-а,6+е<»М6=0.	(13.13)
dr
В уравнении (13.13) неизвестными являются ог и <гт. Поэтому
для их определения необходимо еще одно уравнение, связыва-
ющее между собой эти напряжения. Для этого используются
уравнение совместности деформаций в радиальном и окружном
направлениях и зависимость между деформациями и напряже-
ниями по закону Гука.
Под действием нагрузок диск вытягивается. Радиус г удли-
няется на величину Д, а радиус r-\-dr— на величину Д-рс/Д (см.
рис. 13.22), т. е. удлинение элемента dr в радиальном направле-
нни составляет с!Д, а относительное удлинение — ег—--. Уве-
dr
личению радиусов вследствие деформации соответствует относи-
тельное окружное удлинение
____ 2л (г -р А) — 2л г А
- т_2л г	г
Дифференцирование последнего выражения с подстановкой
JA
значения---нз предыдущего позволяет получить уравнение сов-
dr
местности деформаций
г -^ + е,-е,= О.	(13.14)
dr
Входящие в уравнение (13.14) величины н ег на основании
закона Гука равны:
ет =Л (°т
С
ег=-^(ог —poT)-|-aZ,
(13.15)
где Е — модуль упругости;
р. — коэффициент Пуассона;
а — коэффициент линейного расширения диска;
t — температура диска в рассматриваемом сечении.
Таким образом, произведение at представляет собой относи-
тельное удлинение вследствие температурных деформаций.
Для определения напряжений аг и от в зависимости от г с
помощью уравнений (13.13) и (13.14) необходимо знать измене-
425
нне ширины b н температуры t диска по радиусу. Изменение Ь,
т. е. профиль диска, выбирается исходя из анализа основных за-
кономерностей изменения напряжений в диске с учетом имеюще-
гося опыта. Температура диска зависит от его формы, системы
охлаждения, способа соединения с другими деталями, темпера-
туры газа. Приближенно можно считать, что изменение t по г
следует параболической зависимости
(13.16)
где /Ь — температура в центре диска:
/в — температура на внешнем радиусе гв;
п — постоянный для данного диска показатель степени.
В зависимости (13.16) можно принимать tB~5004-600° С»
2004-350° С и л—24-3.
Решение полученных уравнений возможно только для опреде-
ленных зависимостей b=f(r) (например, для равнопрочного ди-
ска или диска с изменяющейся по гиперболическому закону тол-
щиной; частным случаем последнего является диск постоянной
толщины). В случаях, когда характер зависимости bz=f(r) не
позволяет решить задачу в общем виде, она решается прибли-
женно: диск разбивается по радиусу на ряд участков, каждый
нз которых решается как имеющий постоянную толщину. Тем-
пература также принимается обычно изменяющейся скачком от
участка к участку.
В. Закономерности изменения напряжений
по радиусу. Для выяснения получающихся принципиальных
закономерностей изменения напряжений по радиусу г достаточ-
но рассмотреть наиболее простой случай — диск постоянной тол-
щины. При этом напряжения, вызываемые различными силами,
могут определяться независимо, а потом суммироваться, т. е*
напряжения от центробежных сил и от температурных деформа-
ций можно рассматривать по отдельности.
Расчетное изменение напряжений по радиусу в сплошном
равномерно нагретом диске показано на рнс. 13.23, а. Штрихо-
выми линиями даны напряжения, обусловленные только центро-
бежными силами самого диска, а сплошными линиями — напря-
жения с учетом контурных нагрузок (от центробежных сил ло-
паток и выступов диска). Как видно, в таком диске окружные и
радиальные напряжения от центробежных нагрузок увеличива-
ются к центру диска, достигая там максимума. Напряжения ог
на всех г больше сг и только в центре они равны.
Очевидно, что для меньшего изменения напряжений по ради-
усу диск должен быть сужающимся к периферии. Может быть
создан и равнопрочный диск, в котором напряжения по радиусу
не изменяются. Однако получающаяся сложная форма диска за-
трудняет его изготовление, поэтому практически используются
426
только диски, с конусными участками, приближающиеся по фор-
ме к равнопрочным.
Наличие в диске центрального отверстия существенно сказы-
вается на величине и характере изменения напряжений по ради-
усу. На рис. 13.23, б показано изменение напряжений в равно-
мерно нагретом диске постоянной толщины, имеющем централь-
ное отверстие. Радиальные напряжения от центробежных сил
Рис. 13.23. Изменение напряжений по радиусу равномерно
нагретого'вращающегося диска постоянной толщины;
а—сплошной диск; б—диск с центральным отверстием; -------
суммарные напряжения;--------напряжения от центробежных
сил самого диска
самого диска равны нулю на га и гв. Если диск запрессован на
вал, то на поверхности внутреннего отверстия имеются исход-
ные напряжения сжатия, т. е. отрицательные напряжения. Изме-
нение Or и сгт с учетом этих напряжений н напряжений от кон-
турных нагрузок показано на рис. 13.23, б сплошными линиями.
В этом случае максимальные от сохраняются на внутреннем
(минимальном) радиусе, а зона максимальных ог несколько сме-
щается к периферии. Наличие центрального отверстия сущест-
венно ослабляет диск.
В неравномерно нагретом диске помимо напряжений от цент-
робежных сил возникают термические напряжения. Они обуслов-
лены тем, что по мере возрастания температуры от центра к пе-
риферии, в меиее нагретой части диска возникают усилия, пре-
пятствующие расширению более нагретой части, которые приво-
дят к появлению сжимающих окружных термических напряже-
нии в наружной части диска и растягивающих — в центральной.
Изменение этих напряжений по радиусу в сплошном диске и в
427
и.,-
диске с центральным отверстием при параболическом изменении
температуры показано на рис. 13.24. Как видно, в сплошном ди-
ске растягивающие напряжения максимальны в центре (где
ог=(Тт), а сжимающие — на внешнем диаметре. При этом мак-
симальные сжимающие напряжения вдвое больше максималь-
ных растягивающих.
Рис. 13.24. Изменение температурных напряжений по радиу-
су неподвижного неравномерно нагретого диска постоянной
толщины:
а—сплошной диск; б—диск с центральным отверстием
б)
Как уже отмечалось, для диска произвольной формы исполь-
зуется приближенное решение системы уравнений (13.13) и
(13.14) путем разбивки диска на участки и расчета каждого уча-
стка, допуская его сечение постоянным. Учитывая громоздкость
такого метода, для предварительных и приближенных расчетов
часто ограничиваются определением напряжений в наиболее на-
груженных сечениях диска с помощью имеющихся специальных
таблиц.
Таблицы составлены применительно к наиболее распростра-
ненной форме дисков, показанной на рис. 13.25. В этом случае
самыми нагруженными являются:
а)	для сплошного диска — сечения в центре и на г2» где шири-
на b минимальна;
б)	для диска с центральным отверстием — сечения на га и
гг.
Напряжения в центре сплошного диска оь (Н/см2) (где ог н
ат совпадают) и окружное напряжение на га в диске с централь-
428
иым отверстием (радиальное напряжение в этом сечении равно
нулю) подсчитываются по уравнению
'’o=«o4+W'“2^+K'.£“(4-z's)-	(13‘ 17)
Радиальное а,, (Н/см2) н окружное а,, (Н/с№) напряже-
ния на гг подсчитываются по уравнениям (для сплошного диска
и диска с отверстием)
1	(1з 18)
□T<=K„o,B+«„ItCw2r2+K/Ifa(/,I>—4а), (
Рис. 13.25. К расчету дис-
ке с помощью таблиц
где о — угловая скорость диска;
О — плотность материала диска, кг/м3;
Е — модуль упругости, Н/см2;
ZrB и — температура диска иа радиусах гв и га (или в центре);
<Vb—напряжение на внешнем контуре Н/см2, определяемое
по уравнению (13.7).
Коэффициенты к с различными индексами, входящие в эти
уравнения, зависят от соотношения размеров диска, показанных
на рнс. 13.25. Их значения приведены в табл. 4 и 5 приложения.
Так как в этих таблицах соотношения размеров даны с больши-
ми интервалами, то при проведении расчетов следует по этим
данным построить графики коэффициентов для требуемого диа-
пазона соотношений н пользоваться и мн в расчете.
В уравнениях (13.17) н (13.18) первое слагаемое представ-
ляет собой напряжение от внешней контурной нагрузки, вто-
рое — от центробежных сил самого диска н третье — от темпе-
ратурных напряжений прн изменении температуры по уравне-
нию (13.16) при /г=2,0.
Запас прочности дисков турбин определяется по запасу мест-
ной прочности Км=оДл/<Ттах, где одл — предел длительной проч-
429
ностн в проверяемом сечении, а Отах — максимальное напряже-
ние (Or или От) в этом сеченнн. Обычно км= 1,34-1,35. а величи-
на Отах достигает 55000 Н/см2.
Изложенная методика расчета справедлива и для дисков
компрессоров, в которых обычно пренебрегают неравномерным
температурным состоянием диска. Для дисков компрессоров до-
пускают:
Gr=250004-30000 Н/см2 и от=200004-28000 Н/см2 — алюми-
ниевые сплавы;
аг= 450004-55000 Н/см2 н от=500004-60000 Н/см2 — титано-
вые сплавы;
иг=550004-65000 Н/см2 и от = 550004-65000 Н/см2 — стальные
диски.
Г. Запас прочности по разрушающей частоте
вращения. Частота вращения, при которой диск может раз-
рушиться, определяется исходя из предположения,’41*6 Вбёк
точках диска от достигает предела длительной прочности мате-
риала Одл прн данной его температуре и требуемой продолжи-
тельности работы (ат=Одл). Разрушение происходит по диа-
метральной плоскости А—О—Б (рнс. 13.26).
Прн разрушающей частоте вращения п* (или угловой скоро-
сти со*) иа сечение А—О—Б в перпендикулярном к нему направ-
лении (по осн у) действуют две силы: центробежная сила массы
половины диска Рд и равнодействующая РП1 центробежных сил
замковой части и лопаток, расположенных на этой половине ди-
ска
(13.19)
Центробежная сила массы половины диска при (о=ш*
(13.20)
где тл — масса половины диска без замковой части;
/ц.м — расстояние от центра массы половины диска до оси
вращения.
Поскольку применяемые диски имеют сложную конфигура-
цию, то для определения тдгцм нх следует разбивать на ряд про-
стых геометрических фигур, для которых легко вычисляется мас-
са тд' и координаты центра массы г' м- Пример такой разбив-
ки дан на рнс. 13.27. Сумма произведений т'Гц.м может рас-
сматриваться как результирующая величина для всей половины
диска тл.„=2'«Х.ы-
Равнодействующая центробежных сил замковой части и
лопаток, расположенных на половине диска (равнодействующая
сил, приложенных по внешнему контуру диска),
= J	sin <р=2о;Дгв,	(13. 21)
430
. где о* — ог (———) ,	величина <уг находится по уравнению
В в \ ырасч /
(13.7) прн расчетной угловой скорости со.
Таким образом, согласно уравнению (13.19)
₽1ад=(2т/к.м) “*’+ 2а‘Л‘Г"’	(13’22)
Рис. 13.26. Расчетная схема к определению запаса проч-
ности по разрушающей частоте вращения диска
Кроме того принятое условие от—одл позволяет записать:
(13.23)
где Fn — площадь диаметрального сечения диска.
Если температура по радиусу диска изменяется, то соответ-
ственно изменяется ОдЛ и Гд(гдл определяют как сумму по участ-
кам сечения, тогда
431
Полученные уравнения позволяют записать условие равнове-
сия сил для половины диска
2FV = 2/?гваг —--------\-(^т'г'
д ДО в в 'в ^>2	д ц*м/
1	Наименование фигуры	тгцм	& %	Наименование фигуры	Момент инерции
1	Половина цилиндра	(ягц.м)г=^р11гз	1	Цилиндр	’ГР^Г*
2	Половина кольца		2	Кольцо	Ъ‘Р Ф <М-гЦ
3	Половина усеченого конуса	rS-r? . r/7 3J	3	Усечений конус	
О	Половина диска	МГц.м=(тгЦ'11)1 +2(тгцл1)+ +2(тГц.м)	1 •	0	Диск	Jd~Jdr+ZJiJt+ZJ(i3
Рис. 13.27. Определение для половины диска произведения ее массы тд на
расстояние до центра массы гц.м и для целого диска — момента инерции J
диска ПО
(13.24)
Из этого уравнения следует, что запас прочности
разрушающейся частоте вращения
—___ п* __ и* ___if__________1?Ддлд_______
Лрасч шрасч г 2&вГяаГв + (2тлГн.м) “расч
Допускается п не менее 1,4.
Расчет на прочность рабочих лопаток
А. Расчет пера лопаток. Методика и порядок расчета
на прочность пера турбинных лопаток сохраняются теми же, что
и лопаток компрессора (разд. 10.6). Противоположный характер
изменения давления газа прн обтекании рабочих лопаток комп-
рессора и турбины (увеличение давления в компрессоре н сни-
жение давления в турбине) обусловливает различное направле-
432
ние действия усилий в окружном и осевом направлении относи-
тельно направления вращения колеса и движения потока. Одна-
ко соответственно изменяется и расположение профилей лопа-
ток. Поэтому направление действия усилий относительно профи-
ля для компрессорных и турбинных лопаток оказывается при-
мерно одинаковым, что позволяет рассчитывать изгибающие
напряжения и напряжения растяжения по одним и тем же урав-
нениям для обоих типов лопаточных машин.
Особенность расчета рабочих лопаток турбины заключается
в том, что при определении их запаса прочности следует учиты-
вать изменение предела длительной прочности материала одл
вследствие переменной температуры лопатки /л по ее высоте.
Примерное изменение /л, одл и действующего суммарного нап-
ряжения оя по высоте лопатки приведено на рис. 13.28. Как
видно, температура лопатки существенно уменьшается от сред-
него сечения до корневого, что приводит к увеличению ОдЛ- Вме-
сте с тем рост центробежных нагрузок обусловливает увеличе-
ние оз- В результате запас прочности к=одл/оЕ изменяется по
сложному закону, достигая минимальной величины в промежу-
точном сечении в нижней половине лопаткн.
В приближенных расчетах допустимо ограничиться рассмот-
рением только корневого и среднего сечений. Температура t„
берется по статистическим данным в зависимости от температу-
ры газа перед ступенью То*. Приближенно для среднего сечения
/л=(7'0*—273) — (804-120°), для корневого сечения /л=(7о*—
273)—(150°4-200°).
Температура охлаждаемой лопатки существенно ниже по от-
ношению к То* и зависит от параметров и эффективности систе-
мы охлаждения. Обычно систему охлаждения рассчитывают
так, чтобы обеспечить температуру рабочей лопатки не выше
850—900° С независимо от То*.
Для лопаток с бандажной полкой дополнительно рассчиты-
вают полку на изгиб от центробежных сил. Свисающая часть
полки (заштрихована на рнс. 13.29) при вращении колеса с уг-
ловой скоростью co создает центробежную силу Рбанд [HJ:
Рыы=е^2г.	(13.25)
где р — плотность материала лопатки, кг/м3;
V — объем свисающей части полки, м8;
г — радиус от оси вращения до центра массы рассматрива-
емой части бандажной полки, м.
Изгибающий момент Ми (Н-см) относительно сечения m—п
(рис. 13.29)
Af„=P6.Ms.	(13-26)
Среднее напряжение изгиба ои (Н/см2) в сечении заделкн
приближенно равно (см. рис. 13.29)
=	(13.27)
и W ЬЪ 2
433
Допускаемое значение ои зависит от температуры и материа-
ла лопаткн. Можно принимать ПиС^бООО Н/см2.-
Б. Расчет хвостовика лопатки с замком елоч-
ного типа. При расчете замка елочного типа учитываются
только центробежные силы. Рассчитываются: зубцы — на изгиб
н срез в их основании, а хвостовик лопатки в перемычке между
зубцами — на растяжение.
Рис. Л13.28. График изме-
нения температуры, сум-
марных напряжений и за-
паса прочности по высоте
лопатки
Рис. 113.29. К расчету бандажной
полки
Сила, действующая на каждый зубец Pi (Н), принимается
нормальной к контактной поверхности (см. рис. 13.30). Величина
Pi определяется исходя из предположения об одинаковых кон-
тактных напряжениях (напряжениях смятия) на всех зубцах.
Тогда сила, действующая на i-ый зубец,
Pt = —-------------h------,	(13. 28)
2 cos a b\ 4- ^2 + ... + bz
где Рл — центробежная сила, действующая на всю ло-
патку;
а — угол, показанный на рис. 13.30;
z — число пар зубьев;
bit bz,..bz — ширина соответствующего зуба.
434
поверхности осм (Н/см2),
в основании зуба опреде-
Напряжения смятия на контактной
нзгнба сги (Н/см2) н среза тср (Н/см2)
ляются уравнениями (см. рис. 13.30):
о = еР‘е‘ ;
М?
Г
ср Mi, *
(13.29)
Рис. 13.30. к определению
напряжений в зубце зам-
ка елочного типа
В выполненных конструкциях ои^20000 Н/см2, оСм^
^18000 Н/см2 и тСр12000 Н/см2, запас прочности по изгибаю-
щим напряжениям к=ОдЛ/(Ти^2.
Температура хвостовика лопатки довольно высока и в зоне
первого зуба лишь примерно на 100 К ниже температуры про-
фильной части лопатки у корня. Получающаяся при этом повы-
шенная пластичность материала способствует перераспределе-
нию нагрузки между зубьями и получению примерно равных
контактных напряжений на всех зубьях.
Стержень хвостовика рассчитывается на растяжение по се-
чениям между впадинами зубьев. В каждом сечении центробеж-
ная сила Рл равна центробежной силе всей лопатки Рл за выче-
том центробежной силы той части хвостовика, которая располо-
жена ниже рассматриваемого сечения. Таким образом, сила
РЯ[ возрастает к более удаленным от пера лопатки сечениям
хвостовика из-за роста массы лопатки. Кроме того воспринимае-
мая сечением сила уменьшается из-за частичного восприятия
нагрузки вышележащими зубцами. При обычно принятых соот-
ношениях размеров наибольшее напряжение растяжения оказы-
вается в сечении у впадины первого от пера зубца
Здесь РЛ1 — центробежная сила от пера лопатки и части
хвостовика, расположенной над рассчитываемым сечением. При-
435
ближенно можно принять, что РЛ1 «(1,14-1,2)где Р„ —
центробежная сила пера лопаткн. Допускаемое напряжение
ор< 18000 Н/см2.
Расчет вала турбины
На вал турбины действуют следующие нагрузки:
—	крутящий момент, передаваемый от турбины;
—	изгибающий момент от веса дисков;
—	изгибающий момент от гироскопического эффекта и инер-
ционных перегрузок при виражах самолета;
—	центробежная сила ротора вследствие неполной его балан-
сировки;
—	осевая сила, передаваемая от диска и рабочих лопаток;
—	вес самого вала.
В приближенных расчетах последними тремя силами можно
пренебрегать вследствие их малости, но осевая сила находится -
оля расчета опор и узла соединения валов турбины и компрес-
сора.
Вал турбины рассчитывается как двухопорная балка без уче-
та влияния на его нагружение соединяющих элементов.
Определение действующих моментов. Крутящий
момент Мкр (Н • м) передаваемый валу турбиной
Л/кр= 9554-^4
где Vr — мощность турбины в кВт;
п — частота вращения вала в об/мин.
В многоступенчатой турбине можно приближенно считать
крутящий момент у всех ступеней одинаковым. Тогда сту-
пени
(13. 30)
., Мкр
7ИКр ———
Если на валу расположено z одинаково нагруженных дисков,
то Л1Крл в плоскости n-го диска
м
Эпюры крутящих моментов при различных случаях нагруже-
ния вала показаны на рнс. 13.31, считая, что ведущий конец ва-
ла расположен со стороны опоры А. Соответствующие напряже-
ния кручения в каждом сечении вала
Л1кр
г“р—
(13.31)
436
В этом выражении D — наружный нс? — внутренний диамет-
ры вала.
Величина н эпюра изгибающих моментов Ми вдоль вала за-
висит от схемы нагружения вала н расположения его опор (см.
рис. 13.31).
о) _ в) в)	г)
Рис. 13.31. Изменение изгибающего момента Мк, крутящего момента
Мк и момента от гироскопического момента Л4Г
Реакции опор от веса дисков Qn определяются по обычным
уравнениям механики. Так, например, для двухопорного вала с
расположением z дисков между опорами (см. рис. 13.31, б) сила
реакции на опоре А
рл=у- [<2i (/-ai)+Q2a-<z2)+-+Qz(/-aJI =
m°z
=7’S<3ra(Z-a,”)-
m—1
Изгибающий момент в плоскости n-го диска равен
М,я =рл а„ - <3! (а„ - Я1) -... - Q„_1 (а„ - а„_,)=Pj, а„ -
т-=п—1
~ 2 Q^an-am),
437
где Qn — вес диска п и ап — расстояние от этого диска до опо-
ры А.
Для вала с одним диском (z=l) наибольший изгибающий
момент получается в сеченнн диска; -^итах—Ра&-
При консольном расположении дисков (см. рис. 13.31, виг)
наибольший изгибающий момент получается в сечении у бли-
жайшей опоры
'^итах:=^1а1_Ь^за2“Ь“’"Ь	2
rzz = 1
Если летательный аппарат движется по криволинейной тра-
ектории, то на роторе возникает гироскопический момент н инер-
ционные перегрузки. Величина гироскопического момента ЛТГ за-
висит от момента инерции рабочего колеса Jpk, угловой скоро-
сти поворота самолета Q, угловой скорости вращения ротора со и
угла между плоскостями вращения ротора и самолета а. Наи-
большая величина Мт получается при перпендикулярном распо-
ложении этих плоскостей
Afr=JPKwS.	(13.32)
Гироскопический момент действует в плоскости векторов Q
н со в направлении их совмещения.
Момент инерции JpK находится как сумма моментов инер-
ции диска 7Д и лопаток /л: /рк=/д+/л-
При определении момента инерции диска его истинную фор-
му заменяют упрощенной, представляющей собой совокупность
простых геометрических тел, для которых имеются расчетные
формулы (см. рнс. 13.27). Момент инерции всего диска равен
сумме моментов инерции отдельных его частей.
Общий момент инерции всех рабочих лопаток колеса можно
определять по следующему приближенному уравнению
Л=С^ерг/г,
где Fcp и гср — площадь среднего сечения пера лопатки и рас-
стояние от ее центра массы до оси вращения;
hnz — высота пера и число лопаток на диске;
q — плотность материала лопатки:
Реакции опор от гироскопического момента (см. рис. 13.31)
Рлг=Р.г=^-.	(13.33)
Если на валу укреплено z дисков, то реакция опор от Мг
Рл=Р.г=А^мГт.	(13.33а)
438
Эпюры изгибающих моментов, обусловленных действием ги-
роскопического момента, прн разном числе и расположении дис-
ков пбказаны на рис. 13.31. Для уменьшения сил реакции опор
от гироскопического момента расстояние между опорами жела-
тельно увеличивать.
Центробежная сила инерции, возникающая при эволюции са-
молета, зависит от массы дисков тд, радиуса кривизны эволю-
ции самолета г и угловой скорости его поворота й. Для п-го
диска
(13.34)
где
2 = ^-.
vn
Здесь к — допускаемая величина коэффициента перегрузки
при эволюции самолета.
Реакции опор н моменты в этом случае определяются как
при действии веса дисков, заменяя силы веса силой РЦб-
Суммарный изгибающий момент Мкъ находится сложением
для каждого сечения всех действующих изгибающих моментов.
При этом следует учитывать плоскости действия моментов и
складывать их геометрнческн.
Напряжения в каждом сечении вала зависят не только от ве-
личины суммарного момента, но и от размеров вала. Поэтому
напряжения проверяются как в сечениях наибольшего действую-
щего момента, так и в сечениях с наименьшим моментом сопро-
тивления сечения на изгиб WK.
По нормальному напряжению о от изгиба и растяжения вала
н касательному напряжению кручения т1ф находится сложное
напряжение
аБ==)/в»4-4<кр.	(13.35)
Допускается ое <235000 Н/см2.
Определение осевой силы
Поскольку давление газа н его скорость при прохождении
через турбину изменяются, то на роторе турбины возникает осе-
вая сила, равная сумме сил действующих на отдельные поверх-
ности РК- На переднюю поверхность диска между di и d (см.
рнс. 13.1) действует слева сила Pt, пропорциональная давлению
охлаждающего воздуха рОхл в зазоре между диском и дефлекто-
ром,
Pr=P^(^-dy
Давление охлаждающего воздуха должно быть больше дав-
ления газа у корня лопаток в осевом зазоре между сопловым ап-
439

паратом и рабочим колесом, чтобы исключить прорыв горячих
газов к диску.
Разница в статическом давлении газа по обе стороны рабо-
чих лопаток приводит к возникновению осевой силы Рг, действу-
ющей также слева направо,
^=(аср-й€Р)^(^-^),
где picp и р2ср — средние по высоте лопатки давления газа в
осевом зазоре перед и за рабочим колесом.
Изменение осевой составляющей скорости газа и а входе в
рабочее колесо и выходе из него с2а также приводит к возник-
новению составляющей осевой силы, равной изменению секунд-
ного количества движения газа,
^3 = (с2а с1а)-
Сила Р3 действует в обратную сторону, чем Р\ и Р2; она от-
носительно мала и ею часто пренебрегают в расчете.
С обратной стороны на диск действует сила Pt от давления
газа в полости за диском турбины. Это давление приближенно
можно принимать равным 0,8 от давления газа за рабочим ко-
лесом. Поэтому
Pt=0fip” d*.
4
Результирующая осевая сила, действующая на рабочее коле-
со турбины, определяется как алгебраическая сумма всех пере-
численных выше сил:
(13.36)
13.7. Примеры выполненных конструкций турбин
Турбина двухвального ТРДД
Конструкция осевой двухвальной четырехступенчатой турби-
ны приведена на рис. 13.32. Первые две ступени приводят комп-
рессор каскада высокого давления, следующие две — компрес-
сор каскада низкого давления, общий для обоих контуров дви-
гателя.
Турбина каскада высокого давления. Сопловой
аппарат I ступени состоит из наружного 9 и внутреннего 3 колец
и литых сопловых лопаток 6. Последние имеют верхнюю и ниж-
нюю полочки с коническими выступами спереди и Г-образными
сзади. Этими выступами лопатки входят в кольцевые пазы в на-
ружном кольце 9 и фиксируются от перемещения радиальными
штифтами 8.
Сопловые лопатки пустотелые с внутренним воздушным ох-
лаждением. Воздух подводится в дефлектор 4, из которого по-
440
ступает на внутренние стенки лопаток, и затем выпускается в га-
зовый тракт через щели на корытце лопатки перед задней кром-
кой.
Проточную часть I ступени с внешней стороны образует раз-
резное кольцо //, секторы которого устанавливаются в наруж-
ном кольце соплового аппарата и фиксируются радиальными
Рис. 13.32. Турбина двухвального ТРДД:
/—разгрузочная полость; 2—покрывной диск; 3, 39—внутренние кольца соплового ап-
парата; 4—дефлектор, S, 18, 20, 22—рабочие лопатки; 6, 7, 19, 21—сопловые лопатки;
8, 10, 12, 15—радиальные штифты; 9, 13, /3—наружные кольца сопловых аппаратов;
11, 14. 17— разрезные кольца; 23—роликовый подшипник турбины высокого давления;
24, 29. 31, 35—диски; 25—вал турбины низкого давления; 26, 30, 32—гайки; 27, 33—при-
зонные штифты; 28—распорная втулка; 34— призонные болты; 36—вал турбины высо-
кого давления; 37—роликовый подшипник турбины высокого давления; 38, 41, 42—
втулки межступенчатого лабиринтного уплотнения; 40— бобышка
штифтами 10. На внутренней поверхности кольца имеются гре-
бешки, которые совместно с гребешками на бандажных полках
рабочих лопаток 5 образуют лабиринтное уплотнение радиаль-
ного зазора.
Сопловой аппарат II ступени также состоит из изготовля-
емых методом точного литья лопаток 7 и колец 13 и 39. Верхние
полки лопаток Г-образными выступами входят в кольцевые про-
точки наружного кольца и фиксируются радиальными штифта-
ми 12. На внутренних полочках лопаток имеются цилиндриче-
ские бобышки 40, которые входят в отверстия внутреннего коль-
ца 39 подобно спицам. Кроме того по краям имеются внутренние
441
буртики, охватывающие соответствующие буртики внутреннего
кольца. Такое соединение лопаток с кольцами обеспечивает сво-
бодное их температурное расширение. Крепление разрезного
кольца над рабочими лопатками аналогично примененному в
I ступени.
К внутреннему кольцу 39 на его внутреннем фланце крепится
дефлектор с втулкой 38 лабиринта межступенчатого уплотне-
ния. Для уменьшения зазора применены металлокерамические
вставки.
Ротор турбины высокого давления состоит из вала 36 и при-
крепленных к нему дисков 31 и 35 с рабочими лопатками обеих
ступеней.
Диски крепятся к валу на фланце. Спереди на прнзониых
болтах 34 прикреплен диск 35 I ступени; диск 31 II ступени поса-
жен иа штифты 33, запрессованные во внутреннюю часть флан-
ца вала, и зажимается распорной втулкой, затягиваемой гайкой
30. Конструкция крепления дисков обеспечивает минимальный
теплоотвод в вал и далее в подшипник 23.
Диск 35 I ступени имеет спереди фланец, на котором закреп-
лен болтами покрывной диск (дефлектор) 2, под который пода-
стся воздух для охлаждения передней стороны диска. Часть это-
го воздуха через радиальные отверстия в диске поступает затем
к ножке рабочих лопаток 5 для охлаждения последних.
Рабочие лопатки 5 литые с 9-ю радиальными каналами для
охлаждающего воздуха. Они крепятся в диске замками елочного
типа и фиксируются от осевого перемещения контровочными
пластинками. Рабочие лопатки II ступени крепятся аналогично:
они ие имеют внутренних охлаждающих каналов.
Перед диском I ступени расположена разгрузочная полость
1, размеры которой подобраны так, чтобы обеспечить допусти-
мую осевую силу, действующую иа упорный подшипник ротора
каскада высокого давления. Сзади на обоих дисках на фланцах
закреплены болтами кольцевые Проставки с гребешками лаби-
ритных межступеичатых уплотнений.
Опорой турбины каскада высокого давления является роли-
ковый подшипник 37, относительно которого рабочие колеса тур-
бины расположены консольно.
Турбина каскада низкого давления. Сопловые
аппараты 19 и 21 обеих ступеней этой турбины по конструкции
аналогичны примененным во II ступени турбины каскада высо-
кого давления. Однако в IV ступени турбины нет разрезного
кольца над рабочими лопатками.
Полый вал 25 турбины расположен концентрично внутри ва-
ла 36 и имеет фланец с осевыми призонными штифтами 27, на
которых установлен спереди диск 29 III ступени, а сзади — диск
24 IV ступени. Передний диск стягивается гайкой 32 через рас-
порную втулку 28, а задний — гайкой 26. На фланцах дисков
болтами закреплены кольцевые проставки с гребешками лаби-
442
риитных-уплотнений. Рабочие лопатки крепятся в дисках анало-
гично рабочим лопаткам II ступени.
Опорой турбины каскада низкого давления является ролико-
вый подшипник 23, расположенный за рабочими колесами сту-
пеней.
Турбина одновального ТВД
Конструкция осевой одновальиой трехступеичатой турбины
показана иа рис. 13.33.
Корпус турбины состоит из трех наружных колец 7, 11 и /5
сопловых аппаратов, соединенных на фланцах болтами 9 и 13.
Рис. 13.33 Турбина одновального ТВД:
/—радиальный штифт; 2—вал; Л—роликовый подшипник; 4— выступы; 5—
корпус камеры сгорания; 6, 10, /4—сопловые лопатки; 7, 11, /5—наружные
кольца сопловых аппаратов; 8, 12. /6—рабочие лопатки; 9, /3—болты;
17— корпус выходного устройства; 18, 21, 26—диски; 19— стяжные шпильки;
20, 23, 28— втулки; 22, 25—лабиринты; 24, 27—покрывные диски
Спереди к ним присоединен иа фланце корпус камеры сгорания
5, сзади — корпус 17 выходного устройства. Лопатки 6, 10, 14
сопловых аппаратов имеют двухстороннее крепление в иаруж-
443
ном и внутреннем кольцах. В первой, более горячей ступени, где
чаще требуется замена лопаток г.ри ремонте, сопловой аппарат
выполнен разборным; в остальных двух ступенях сопловые ло-
патки приварены к наружным кольцам. Конструкция сопловых
аппаратов турбины была рассмотрена ранее (см. рис. 13.13 и
рис. 13.14, б).
Ротор турбины состоит из вала 2 и рабочих колес ступеней,
соединенных друг с другом и валом стяжными шпильками 19.
Ротор двухопориый: передний шариковый подшипник (не пока-
зан на чертеже) является упорно-опорным, а задний роликовый
подшипник 3 — только опорным. Под подшипником 3 в теле ва-
ла выполнены продольные пазы для уменьшения теплоподвода
к подшипнику от горячего диска I ступени. Рабочие колеса рас-
положены консольно.
Пустотелый вал 2 заканчивается фланцем с резьбовыми от-
верстиями, в которые ввернуты стяжные шпильки 19. Восемь
этих шпилек равномерно распределены по окружности.
Рабочее колесо I ступени состоит из диска 26, покрывного
диска 27 и рабочих лопаток 8. В ступице диска имеются центри-
рующие пояски; передний — для соединения с фланцем вала и
задний — для соединения с диском 21 II ступени. Для пропуска
стяжиых шпилек в ступице выполнены восемь отверстий, в ци-
линдрические гнезда по концам которых входят втулки 28 и 23.
Этими втулками осуществляется центрирование диска с флан-
цем вала спереди и диском II ступени сзади и передача крутяще-
го момента от дисков к валу.
Покрывной диск 27 укреплен на кольцевом выступе диска 26
и зафиксирован от перемещения радиальным штифтом 1. Кроме
того под ободом диска имеются 15 выступов 4, входящих в за-
цепление с соответствующими выступами на покрывном диске
для соединения этих дисков. В кольцевую полость под покрыв-
ным диском подается воздух для охлаждения передней поверх-
ности диска. Кроме того он охлаждает замки лопаток, проходя
через зазоры в замковом соединении елочного типа, с помощью
которого рабочие лопатки 8 крепятся в ободе диска. От осевого
смещения лопатки фиксируются спереди покрывным диском, а
сзади — пластинчатыми стопорами с отгибными концами. Ра-
бочие лопатки не имеют бандажных полок и для уменьшения
перетечек в радиальном зазоре над ними в наружном кольце 7
соплового аппарата укреплены металлокерамические вставки.
С задней стороны диска имеется кольцевой выступ, а к внутрен-
нему кольцу соплового аппарата прикреплен элемент с гребеш-
ками. Они образуют межступенчатое лабиринтное уплотнение
(лабиринт) 25, предотвращающее перетекание газа, минуя со-
пловой аппарат II ступени, на вход в рабочее колесо.
Рабочее колесо II ступени по конструкции незначительно от-
личается от рабочего колеса I ступени. Охлаждающий воздух
под покрывной диск 24 этой ступени подводится через радиаль-
444
ное отверстие в ступице, куда он проходит по кольцевому зазору
между стяжными шпильками и отверстиями под них.
Рабочее колесо (диск 18) III ступени работает при более
низких температурах газа и поэтому не имеет покрывного диска.
Соответственно несколько изменена конструкция осевой фикса-
ции рабочих лопаток 16; от осевых перемещений лопатки фикси-
руются стопорными пластинками с отгибаемыми с обеих сторон
концами и фиксацией самого стопора центральным выступом в
теле замка лопатки.
Глава 14
ВЫХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА
14.1.	Схемы выходных устройств
В зависимости от типа и назначения двигателя применяются
различные выходные устройства, частично уже рассмотренные
ранее. Выходное устройство ТРД (рис. 14.1, а) помимо основ-
ных элементов — выпускного канала 1 и выходного сопла 5 име-
ет затурбинный конусный обтекатель 3, служащий для сниже-
ния потерь при перестройке потока с кольцевого за турбиной на
цилиндрический перед соплом 5. Кроме того конусный обтека-
тель предохраняет диск турбины от дополнительного нагрева го-
рячим газом; иногда в зазор между диском и обтекателем для
лучшего охлаждения диска подается воздух. При отсутствии об-
текателя за турбиной возникла бы зона пониженного давления
с обратными токами газа, что привело бы к увеличению гидрав-
лических потерь н к подогреву диска. Конусный обтекатель кре-
пится к стенкам канала с помощью нескольких обтекаемых
стоек 2.
В тех случаях, когда компоновка двигателя на летательном
аппарате требует отдаления места выхода газов от места уста-
новки двигателя, между выходным каналом и выходным соплом
располагается удлинительная труба 4.
Простейшее выходное сопло выполняется сужающимся с не-
регулируемым проходным сечением. В ТРДФ под выпускным
устройством понимают одно выходное сопло, поскольку между
турбиной и соплом вместо выпускного канала располагается
форсажная камера. Для больших сверхзвуковых скоростей поле-
та ТРДФ и ТРД делают с уширяющимися выходными соплами,
в которых регулируется не только критическое сечение, ио и се-
чение иа выходе из расширяющейся части сопла (изменяется сте-
пень уширения сопла). Это обеспечивает работу сопла в различ-
ных условиях на режимах, близких к расчетным, т. е. улучшает
характеристики двигателя.
Как уже указывалось в части I, выходные устройства ТРДД
делают двух типов: со смешением потоков обоих контуров и об-
445
щим выходным соплом (см. рис. 14.1, б) нс раздельным выпус-
ком через два выходных сопла (см. рис. 14.1, в). Первый тип
применяется в ТРДД с небольшой степенью двухконтурности т
(обычно ие выше 2). Ои является общепринятым для ТРДЛФ,
Рис. 14.1. Схемы выходных устройств:
а—схема выходного устройства ТРД
I—выпускной канал: 2~стойка; 3—конусный обтекатель; 4—
удлинительная труба; 5—сопло;
б—схема выходного устройства ТРДД со смешением потоков:
I—выпускной канал первого контура; 2—‘кольцевой выпускной
канал второго контура; 3 щелевые патрубки камеры смеше-
ния; 4—общее для обоих контуров выходное сопло;
в—схема выходного устройства ТРДД с раздельным выпуском
потоков:
I—конусный обтекатель; 2—стойка; 3—выходное сопло второго
контура; 4—выходное сопло первого контура;
г—схема выходного устройства ТВД:
/—выпускной канал; 2—стойки; 3—конусный обтекатель; 4—уд-
линительная труба;
д—схема выходного устройства турбовального двигателя:
/—входной диффузор; 2— кожух выводного вала; 3—выпускной
канал; 4—стойка
у которых форсажная камера располагается между камерой сме-
шения и выходным соплом. Для получения более однородного по-
тока на выходе из камеры смешения обычно применяются спе-
циальные щелевые патрубки 5 (см. рис. 14.1,6), подводящие воз-
дух из П контура в ядро потока I контура.
Выходные устройства с раздельным выходом потоков ис-
пользуются при всех значениях т. Однако при больших т оин
находят исключительное применение, так как позволяют полу-
446
чить более легкую и простую конструкцию. При этом,- в случае
очень высоких т (4—8), выпускной канал предусматривается
только в I контуре, а во II контуре воздух выбрасывается в ат-
мосферу непосредственно после вентилятора.
Поскольку ТВД не имеют выходного сопла, то их выходное
устройство включает лишь выпускной каиал и конусный обтека-
тель (см. рис. 14.1, г). Проходное сечение канала изменяется
слабо. Большей частью каиал выполняется диффузорным; в
этом случае гидравлические потери в канале не приводят к под-
пору за турбиной, так как компенсируются снижением скорости
(кинетической энергии) газового потока. В некоторых случаях в
зависимости от места установки двигателя на самолете выпуск-
ной канал дополняется удлинительной трубой 4 (см. рис. 14.1, а),
по которой газовый поток выводится за пределы мотогондолы.
В ТВД со свободной турбиной . (см. рис. 1.10) воздушный
винт обычно расположен перед двигателем, поэтому форма вы-
пускного канала сохраняется той же, что и у одновального ТВД.
В большинстве турбовальных двигателей вал свободной тур-
бины выводится назад, поэтому он пересекает выпускной канал
двигателя. Как видно на рис. 14.1, д, выпускной канал 5 сначала
имеет диффузорную часть /, что позволяет понизить давление за
турбиной. Внутри выпускного канала расположен кожух 2, в ко-
тором находится выводной вал свободной турбины с его опорами
и корпусом.
Детали проточной части выходных устройств работают в тя-
желых условиях. Они нагреваются горячим газом, температура
которого в ТРД достигает 1100 К, а в ТРДФ — 2200 К при
давлении в несколько сотен килоньютон иа метр квадратный и
высокой скорости газа. Температурное поле газа в выходном
устройстве неоднородно, что может вызвать коробление деталей
и местный прогар. Вместе с тем большие скорости течения газа
могут сопровождаться пульсациями потока, возбуждающими ко-
лебания деталей выходной системы.
При высокой температуре внутри выходного устройства тем-
пература деталей мотогондолы вокруг этого устройства должна
быть достаточно низкой (обычно не выше 400 К) • Поэтому вы-
ходное устройство снаружи теплоизолируется и обдувается ох-
лаждающим воздухом.
Таким образом, выходное устройство должно быть работоспо-
собным при высокой температуре, стойким против коробления и
вибраций, должно иметь теплоизоляцию. Вместе с тем оно долж-
но быть легким и обладать малым гидравлическим сопротивле-
нием. Поэтому детали выходного устройства изготавливают из
сварных тонкостенных элементов, имеющих высокую и одинако-
вую по окружности жесткость, а соединение элементов друг с
другом выполняют так, чтобы обеспечивалась свобода темпера-
турных деформаций и плавность проточной части. Детали изго-
447
тавливаются из жаропрочных сталей и сплавов; для самых го-
рячих применяют ХН60ВТ (ВЖ—98) и 08Х18Н12Б (ЭИ402), для
меиее нагретых—I2X18H9T или 20Х23Н18 (ЭИ417).
14.2.	Конструкция элементов выходных устройств
Выпускной канал
Пример конструкции выпускного канала ТРД показан иа рис.
14.2. Наружная конусная труба 2 выполнена из тонкой листовой
стали. С обеих сторон к ее оболочке приварены фланцы 1 и 6,
Рис. 14.2. Конструкция выходного устройства ТРД:
/—фланец крепления к корпусу турбины; 2—наружная конусная
труба; 3—конусный обтекатель; 4—силовой стержень; 5—теплоизо-
ляция; б—фланец крепления сопла; 7—выходное сопло; 8—кожух:
9—хомут; 19— втулка; 11—экран; 12—теплоизоляция экрана; 13—болт
крепления силового стержня; 14—обтекатель; А—узел жесткого
крепления одного конца силового стержня; Б—узел подвижного
крепления второго конца силового стержня
с помощью которых труба соединяется с корпусом турбины и
выходным соплом, вместе с тем эти фланцы придают трубе
жесткость. В некоторых конструкциях для увеличения жестко-
448
сти наружной трубы к ее внешней стороне привариваются коль-
цевые бандажи.
Труба имеет наружный слой теплоизоляции 5. Он состоит нз
уложенного на внешней поверхности трубы слоя асбестовой тка-
ни, обтянутого сеткой из спиральной проволоки, и нескольких
слоев гофрированной алюминиевой фольги. Вместо иижнего
слоя из асбестовой ткани могут накладываться два-три слоя той
же алюминиевой гофрированной фольги. Снаружи теплоизоля-
ция закрывается легким алюминиевым кожухом 8 с продольным
разъемом. Обе половинки кожуха стягиваются ленточными хо-
мутами 9. Подобное устройство при малой массе обеспечивает
хорошую теплоизоляцию выпускной трубы, что обусловлено вы-
сокой отражательной способностью фольги и большим числом
замкнутых воздушных полостей между ее слоями, в которых воз-
дух является теплоизолятором.
К трубе приварены втулки 10 крепления силовых стержней 4,
удерживающих конусный обтекатель 3. Последний представля-
ет собой тонкостенную сварную конусную оболочку, к которой в
некоторых конструкциях для повышения ее жесткости изнутри
приваривают кольцевые бандажи или внутренние конусные уча-
стки. В передней части конуса закреплен экран //, расположен-
ный за диском последней ступени турбины. Он защищает диск
от лучистого нагрева горячими деталями внутреннего конуса,
для чего его поверхность покрыта слоем теплоизоляции (асбо-
ткань) 12.
Силовые стержни 4 крепятся во втулках на наружной трубе;
при этом с одного конца стержни жестко фиксируются болтом
13, а с другого — свободно перемещаются при нагреве во втулке
10 (узел Б). Внутренний коиус укреплен иа этих стержнях как
иа спицах. Стержни закрыты обтекателями 14, также закреплен-
ными на этих стержнях.
Конусный обтекатель может крепиться к наружной трубе и
с помощью стоек. В таких конструкциях с целью обеспечения
свободы тепловых деформаций стойки жестко прикрепляются
только к одной из оболочек, а со второй соединяются телеско-
пически, входя в соответствующие профилированные прорези в
оболочке.
Характер изменения площади проходного сечения выпускно-
го канала по его длине зависит от величины скорости газа за
турбиной и размера удлинительной трубы. Если скорость газа'
за турбиной невелика, а удлинительная труба коротка или от-'
сутствует, то выпускной канал выполняется с постоянным про-
ходным сечением, чем достигаются минимальные гидравличе-
ские потери. Если же скорость газа за турбиной высока (свыше
300—350 м/с) и имеется длинная удлинительная труба, то вы-
пускной канал делается диффузорным с целью уменьшения ско-
рости на выходе до 150—200 м/с, что позволяет существенно сни-
зить гидравлические потери в удлинительной трубе.
15	2563
449
Конструкция выпускного канала турбовальиого двигателя
показана на рис. 14.3. Он состоит из выпускного диффузорного
патрубка 5, внутреннего кожуха 4 с корпусом 1 опор свободной
турбины и наружного кожуха охлаждения, состоящего из двух
половин — 6 и 8. Охлаждающий воздух, протекающий в зазоре
между внутренним и наружным кожухами, эжектируется струей
вытекающего газа.
Рис. 14. 3. Конструкция выходного устройства турбовальиого двигателя ••
/—корпус опор свободной турбины; 2^-соединительная лента; 3— стойки; 4—внутрен-
ний кожух; 5—выпускной патрубок; 6 и 8—половинки наружного кожуха; 7—бандаж-
ные кольца; S—стяжной болт; 19—винты; //—шарнирное соединение половин ленты 2
Патрубок 5 изготовлен сваркой из листового материала.
В передней части к патрубку приварены торцовый фланец креп-
ления к корпусу двигателя и стойки 3, удерживающие внутрен-
ний кожух 4 и корпус опор /. Для увеличения жесткости к вы-
пускному патрубку снаружи приварены два бандажных кольца
7. Проходное сечение увеличивается в патрубке к выходу, одно-
временно газ поворачивается и выходит в атмосферу сбоку от
двигателя под углом 60° к его оси. При этом весь выпускной ка-
нал может быть повернут на фланце его крепления иа 180°, что
позволяет отводить газы вправо или влево от двигателя. Это не-
обходимо для компоновки двигателя на двухдвигательном верто-
450
лете, у которого двигатели установлены рядом на крыше фюзе-
ляжа вдоль его оси и соответственно должны иметь выпуск га-
зов в разные стороны.
Удлинительная труба
Удлинительная труба представляет собой цилиндрическую
тонкостенную оболочку, изготовленную сваркой из листовой жа-
ропрочной стали. Снаружи она покрывается слоем теплоизоляции
так же, как и выпускной канал, и имеет по концам фланцы креп-
ления к каналу и к выходному соплу.
Для придания тонкой удлинительной
трубе достаточной жесткости к ее на-
ружной поверхности иа расстоянии
0,4—0,5 м друг от друга приваривают-
ся кольцевые бандажи или ребра.
Иногда для упрощения производства*
удлинительную трубу выполняют со-
стоящей из нескольких участков. Диа-
метр удлинительной трубы опреде-
ляется расчетом из условия получения
скорости течения газа в ней 150—
200 м/с.
Длинная удлинительная труба кре-
Рис. 14.4. Фланец крепле-
ния удлинительной тру-
бы:
/—фланец выпускного ка-
нала; 2~фланец; 3— сфери-
ческое кольцо; 4—сфериче-
ская поверхность: 5—удли-
нительная труба; 6— сварка
пится на самолете независимо от дви-
гателя. Учитывая кроме того большую
величину температурных деформаций,
конструкция фланцевого соединения
удлинительной трубы с выпускным ка-
налом выполняется так, что допускает (в определенных преде-
лах) продольное и угловое перемещение. Пример конструкции
одного из таких фланцевых соединений приведен на рис. 14.4.
Применение сферического кольца 3 в соединении с фланцем 2,
имеющим длинную проточку под кольцо, позволяет перемещать-
ся кольцу на величину А и одновременно поворачиваться на не-
большой угол. С другого конца удлинительная труба подвеши-
вается на роликах, могущих перемещаться по направляющим
в фюзеляже прн тепловом расширении трубы.
Сужающееся сопло
Нерегулируемое сужающееся сопло обычно имеет форму ко-
нического насадка (поз. 7 на рис. 14.2), который крепится к вы-
пускному каналу или удлинительной трубе на фланце. Обычно
сопло охлаждается снаружи воздухом, который в полете посту-
пает под действием скоростного напора, а на земле — эжектиру-
ется струей газов, вытекающих из сопла работающего двига-
теля.
15*
45!
Выходное сеченое
Рис. 1-4.5. Схемы регулируемых
сужающихся сопел:
А—«сопло с подвижным централь-
ным телом;	Б—двухстворчатое
сопло; В—многостворчатое сопло;
а—положение регулируемого эле-
мента. соответствующее минималь-
ному выходному сечению; б—по-
ложение регулируемого элемента,
соответствующее максимальному
выходному сечению
Регулируемое сужающееся сопло имеет намного более слож-
ное устройство, возможные схемы которого показаны иа рис. 14.5.
На схеме А изображено сопло с подвижным центральным те-
лом—иглой. Игла спрофилирована таким образом, что при ее
выдвижении из сопла площадь выхода из сопла уменьшается.
Для перемещения иглы применяется специальный расположен-
ный во внутреннем конусе механизм с электрическим или гидрав-
лическим приводом. Такая конст-
рукция получается относительно
тяжелой и трудно охлаждаемой;
уязвимым ее местом является ме-
ханизм передвижения иглы из-за
возможности его перегрева. Вме-
сте с тем, она герметична и позво-
ляет реализовать любую требуе-
мую программу регулирования
выходного сечения при сохране-
нии плавной формы канала соп-
ла, т. е. при минимальных поте-
рях в сопле.
На схеме Б показано устрой-
ство двухстворчатого сопла. В та-
ком сопле его выходное сечей ие
регулируется с помощью двух на-
ружных створок, поворачиваю-
щихся на шарнире. В зависимо-
сти от формы створок минималь-
ное выходное сечение сопла
может быть овальным, как пока-
зано на схеме, или щелевым. Не-
правильная форма сопла при
прикрытом положении створок и
повышенные утечки в стыках
между ними снижают эффектив-
ность таких конструкций; увели-
чению утечек способствует и ко-
робление створок из-за неравно-
мерного их нагрева. К достоинствам подобной схемы относится
то, что конструкция сопла и механизм управления получаются
достаточно простыми. Обычно такое сопло является двухпози-
циоииым.
Схема В относится к многостворчатому соплу, у которого вы-
ходная часть образована большим числом створок (от 8 до 100),
чем достигается сохранение примерно круглого проходного се-
чения при всех их положениях. Уменьшенные размеры створок
позволяют сделать их более жесткими и менее склонными к ко-
роблению. Поэтому, несмотря на большое число стыков, они мо-
гут быть выполнены достаточно герметичными. Недостатком та-
452
кой схемы является более сложная конструкция сопла и меха-
низма управления, который должен обеспечить одновременное и
одинаковое перемещение всех створок. Несмотря иа это, много-
створчатые сопла в силу их достоинств получили наибольшее
распространение.
Рис. 14j6. Регулируемое многостворчатое су-
жающееся сопло:
/—гидроцилиндр: 2—регулируемое сопло; 3—
створки; 4—язычок; 5—вильчатый паз; 6—кольцо;
а—створки в положении при минимальном вы-
ходном сечении; б—створки в положении при
максимальном выходном сечении
Одна из конструкций многостворчатого сопла показана на
рис. 14.6. Створки 3 для большей жесткости и.лучшего охлажде-
ния продуваемым воздухом выполнены коробчатыми, а уплотне-
ние между створками достигается язычком 4 с одной стороны
створки, который входит в вильчатый паз 5 прилегающей к ней
соседней створки^ Все створки шарнирно закреплены на флаице
наружной трубы и под действием сил давления газа стремятся
453
раскрыться, прижимаясь к расположенному снаружи кольцу 6
управления створками. Это кольцо перемещается в осевом нап-
равлении тремя силовыми гидроцилиндрами 1. При втягивании
кольца створки прикрываются, при выдвижении —раскрыва-
ются.
Конструкция силового гидроцилиндра показана иа рис. 14.7.
В цилиндре 5 находится поршень 4 со штоком, перемещаемый
специальной жидкостью (гидросмесь) или керосином. Для пере-
3
Рис. 14.7. Силовой гидроцилиндр:
/—передняя вилка крепления к корпусу; 2—штуцеры подвода и
отвода жидкости; 5—уплотняющие резиновые кольца; 4—поршень
Со штоком; 5—цилиндр; 6— ^задняя вилка крепления к кольцу
створок
мещения поршня жидкость под давлением подводится через
штуцер 2 в цилиндр с одной стороны поршня, тогда как со сто-
роны, в которую будет перемещаться поршень, полость в цилин-
дре через второй штуцер 2 сообщают со сливом. Если сопло
двухпозиционное и створки имеют только два рабочих положе-
ния, соответствующих максимальному и минимальному выход-
ным сечениям, то поршень гидроцилиндра также перемещается
только из одного крайнего положения в другое. В соплах с не-
сколькими фиксированными значениями площади выходного
сечения или с непрерывным ее регулированием поршень «запира-
ется» гидросмесью в требуемом положении закрытием каналов
золотником подачи и слива жидкости из цилиндра.
Перемещение поршней в гидроцилиндрах, действующих на
одно общее кольцо управления створками, тщательно синхрони-
зируется, чтобы в системе не возникали перекосы, могущие при-
вести к ее заклиниванию.
Уширяющееся (сверхзвуковое) сопло
Уширяющееся сопло применяется и а двигателях сверхзвуко-
вых самолетов. Располагаемая степень понижения давления
лрасп в соплах таких двигателей в зависимости от условий поле-
та изменяется очень сильно: на взлете и при дозвуковой скоро-
сти полета лРасп—24-3,5, тогда как в полете с М=24-3 величи-
на Лрасп возрастает до 15—30. Сохранение эффективной работы
сопла в столь широком диапазоне режимов возможно лишь при
454
регулировании размеров его критического и выходного сечений.
Из большого числа возможных решений наибольшее примене-
ние нашли три схемы регулируемого сверхзвукового сопла (рис.
14.8).
На схеме а показано сопло с двумя рядами последовательно
.расположенных наружных створок. Створки закреплены на шар-
нирах и специальным механизмом одновременно поворачивают-
ся, плавно изменяя площадь критического н выходного сечений
Рис. 14.8. Схемы регулируемых уширяющихся сверхзвуковых
сопел:
с—сопло с двумя рядами последовательно расположенных наруж-
ных створок; б—эжекторное сопло; в—эжекторное сопло с допол-
нительным подводом третичного воздуха; г—сопло ирисового типа;
/—первый ряд наружных створок; 2—второй ряд наружных ство-
рок; 3—створки сужающейся части сопла; 4—-вторичный воздух;
5—чугворки уширяющейся части сопла; 6—створки третичного воз-
духа; 7—третичный воздух; 8—створки ирисового сопла, перемеща-
емые по радиусу г (сплошными линиями показано положение ре-
регулируемых элементов при малых лраси, штрихпунктирными —
при сверхзвуковом полете)
сопла. Сопло такого типа обеспечивает малые потери, но конст-
руктивно весьма сложно.
На схеме б показано эжекторное сопло. Оно состоит из су-
жающейся части с регулируемыми створками 3 и уширяющейся
части с регулируемыми створками 5. Между ними в кольцевой
канал поступает вторичный воздух 4. На старте и малой ско-
рости полета этот воздух эжектируется газовой струей, а при
сверхзвуковом полете он подается после воздухозаборника под
давлением. Вторичный воздух охлаждает детали сопла и созда-
ет «гибкую» стенку в переходном участке между сужающейся и
уширяющейся частями сопла.
455
Эжекторное сопло имеет несколько большие гидравлические
потери по сравнению с соплом по схеме а, но оно проще конст-
руктивно и в ием имеется достаточное количество охлаждающе-
го воздуха, который снаружи охлаждает створки сужающейся
части сопла, а изнутри защищает створки уширяющейся части.
Поэтому эжекторные сопла получили весьма широкое приме-
нение.
При работе эжекторного сопла в условиях малых скоростей
полета, когда оно работает как сужающееся, имеется опасность
притекания основного потока газа, вытекающего из сужающейся
части сопла, к стенкам уширяющейся части, в результате чего
существенно снижается эффективность сопла на этом режиме.
Для устранения этого эффекта в эжекторном сопле может быть
применен дополнительный подвод так называемого третичного
воздуха. В такой конструкции начало уширяющейся части сопла
выполняется неподвижным и створки располагаются у выходного
сечения (схема в на рис. 14.8 и рис. 14.11).
Створки сужающейся части эжекторного сопла всегда при-
нудительно регулируются с помощью силовых цилиндров и сис-
темы рычагов и колец. Створки уширяющейся части реактивного
сопла в некоторых конструкциях принудительно не регулируются
и выполняются самоустанавливающимися под действием перепа-
да давления газа (изнутри) и атмосферного воздуха (снаружи).
Меньший диапазон регулирования по сравнению с рассмот-
ренными схемами имеет сопло ирисового типа, схема которого
показана на рис. 14.8, г. Это сопло также образовано многими
створками, но они не закреплены на шарнирах, как в предыду-
щих типах, а могут перемещаться в направляющих по дуге ок-
ружности вдоль оси сопла. В выдвинутом положении створки
образуют дозвуковое сужающееся сопло с цилиндрическим вы-
ходом, а во втянутом —- сверхзвуковое сопло. Сопло такой кон-
струкции легче других и поэтому, несмотря на ограниченную
величину получаемой степени уширения, оно находит практиче-
ское применение, особенно в тех случаях, когда сверхзвуковой
полет составляет относительно небольшую часть от общей про-
должительности полета.
Силовые гидроцилиндры привода створок уширяющихся со-
пел работают в довольно тяжелых температурных условиях.
Они подогреваются горячими деталями сопла, а при высоких
сверхзвуковых скоростях полета температура обдувающего их
воздуха благодаря скоростному нагреву составляет несколько
сот градусов. Поэтому гидроцилиидры приходится теплоизоли-
ровать, а иногда н охлаждать, пропуская через них керосин, ко-
торый затем возвращается в топливный бак. В этих условиях
большое значение имеет термостабильность гидросмеси и уплот-
нений в гидроцилнндрах. При повышенной температуре термо-
стойкие резиновые кольца заменяются графитовыми или метал-
лическими.
456
14.3.	Реверс и шумоглушение
Для получения требуемой небольшой длины пробега самоле-
та при посадке часто необходимо использовать тормозное уст-
ройство. Наиболее эффективное торможение достигается ревер-
сом тяги, т. е. изменением направления вектора тяги иа обрат-
ное. Для этого в случае применения воздушного виита его лопа-
сти поворачиваются в положение реверса, а в ТРД и ТРДД в их
выходных системах устанавливаются специальные реверсирую-
щие устройства, позволяющие поворачивать выходящую струю
газа на. .90°—относительно нормального_иа^ав^иия. _
I Выходное реверсивное устройство должно как можно больше'
(изменять направление действия тяги в обратную сторону и бы-
стро (за 1—2 с) переключаться из обычного положения в ревер-
/сивное. не влияя на режим рабочего процесса двигатслягВ11есте
*с тем реверсивное устройство должно быть легкимГнадежным и
не ухудшать характеристики двигателя, а повернутая струя газа
не должна перегревать детали конструкции самолета. В миого-
двигательных самолетах обратная тяга всех двигателей должна
быть одинаковой во избежание разворота самолета на посадоч-
ной полосе.
Качество реверсивных устройств как средств торможения са-
молета, характеризуется так называемой эффективностью ревер-
сирования, которая представляет собой отношение получаемой с
их помощью обратной тяги к прямой тяге двигателя. Коэффи-
циент реверсирования может достигать 0,6—&7.
Наиболее употребительны механические реверсивные устрой-
ства, которые могут располагаться как до выходного сечения
сопла, так и после него. Примеры схем механических реверсив-
ных устройств обоих типов даны на рис. 14.9.
На схеме А показано реверсивное устройство, расположен-
ное за соплом. Оно состоит из двух поворотных цилиндрических
створок 2, оси 3 вращения которых расположены на кронштейне
4, могущем перемещаться в осевом направлении. В нерабочем
положении обе створки образуют наружный кожух и не влияют
на нормальную работу сопла. При реверсировании кронштейн 4
выдвигается и створки поворачиваются приводным механизмом,
перекрывая выходящую струю газов на некотором расстоянии
от выходного сечения сопла. В результате струя поворачивается
на угол а. Если а=90°, то газ вытекает перпендикулярно оси
двигателя и устрлйсттю_тодько «устраняет» тягу (осевая состав-
ляющая равна нулю); в таком случае устройство часто называ-
ют спойлером. Если а>90°, то получается обратная тяга. Коэф-
фициент реверсирования подобного устройства может достигать
0,4. В конструктивном отношении реверсивное устройство по этой
схеме достаточно просто и его детали в нерабочем положении не
обдуваются горячим газом, что способствует получению высокой
надежности конструкции.
457
На схеме Б показано реверсивное устройство, расположенное
перед выходным соплом. Оно включает две реверсирующие ре-
шетки 5 и две цилиндрические створки 2. В нерабочем положе-
нии створки закрывают реверсирующие решетки н образуют
часть поверхности цилиндрического канала для прохода газов к
соплу 1. При реверсировании створки поворачиваются и пере-
Рис. 14.9. Схемы реверсивных устройств:
Д—реверсивное устройство расположено за выпускным соплом: &—
реверсивное устройство расположено до выпускного сопла; а—нерабо
чее положение; б—реверс; /—выпускное сопло; 2— «створки; 3—ось по-
ворота створок; 4—кронштейн; 5—отклоняющая решетка
крывают поток газа, одновременно они открывают реверсирую-
щие решетки, которые отклоняют поток назад. Конструкция та-
кого реверса сложнее, чем предыдущего, но позволяет получить
больший коэффициент реверсирования (до 0,6). Поскольку все
устройство расположено перед выходным соплом, то требуется
тщательная герметизация тракта для устранения-утечек_га з а. на
Основных ^ежим'зх'^уэботы. Кроме того детали реверса непре-
рывно сильно Нагреваются и испытывают вибрации от действия
газовой струи, что обусловливает дополнительные требования к
конструкции реверса такого типа для обеспечения его надеж-
ности. к
~~13аботающий двигатель является источником сильного шума,
оказывающего вредное воздействие иа человека и элементы кон-
струкции самолета (акустическое разрушение деталей). Разли-
чают внутренний шум двигателя, создаваемый компрессором.
458
турбиной и другими элементами двигателя при течении в них га-
за, и внешний шум, образующийся при течении струи газа за
соплом в результате интенсивного поверхностного смешения
струи газа с внешним воздухом. В ТРД и ТРДФ наиболее мощ-
ным источником шума является вытекающая струя газа; при
этом возбуждаемый ею шум тем сильней, чем выше скорость
истечения газа из сопла и чем больше поверхность струи в зоне
высоких скоростей. Таким образом, шум увеличивается при по-
вышении расхода газа и росте
удельной тяги. Понижение скоро-
сти истечения газа из сопла яв-
ляется наиболее эффективным
способом снижения шума струи.
Поэтому ТРДД, в которых ско-
рость истечения газа значительно
ниже, создают существенно мень-
ший шум по сравнению с ТРД
той же тяги.
Для снижения шума исполь-
зуют следующие принципы.
1. Раздробление струи на не-
сколько струй меньшего р азмера >
что приводит к повышению часто-
ты звуковых колебаний и вслед-
ствие этого к более быстрому рас-
сеиванию шума в воздухе.
Рис. 14.110. Шумоглушитель ТРД
2.	Ускорение смешения струи с окружающим воздухом на
участке высоких скоростей путем ввода в пограничный слой
струи воздуха, имеющего малую скорость.
3.	Снижение скорости струи иа некоторых режимах, напри-
мер прн заходе на посадку, путем использования регулируемых
элементов двигателя.
Шумоглушитель на выходе из двигателя, основанный на
принципе раздробления струи газа показан на рис. 14.10. В этой
конструкции струя раздробляется на 10 отдельных струй. Недо-
статок подобных устройств заключается в том, что они, созда-
вая дополнительное сопротивление, отрицательно влияют на тягу
двигателя и тогда, когда шумоглушение не обязательно; в ре-
зультате теряется 2—4% тяги и иа 2—3% увеличивается масса
двигателя.
Для уменьшения потерь тяги желательно такое устройство
шумоглушителя, которое не ухудшало бы рабочий процесс на
режимах, не требующих шумоглушения. Обычно звукоизоляция
на самолете позволяет снизить до допустимого уровень шума
внутри самолета, а в полете на большой высоте шум рассеивает-
ся прежде, чем достигает поверхности земли. Поэтому основной
проблемой является шумоглушение на аэродроме и вблизи него,
459
т. е. требуется шумоглушащее устройство, включаемое только в
этих условиях.
Схема одного из таких опытных устройств показана на рис.
14.11. Уменьшение шума струи газа достигается введением в ее
пограничный слой струй воздуха малой скорости через полые ко-
робчатые лопатки 5 треугольного поперечного сечения. На обыч-
Рис. 14.11. Схема шумоглушителя убирающе-
гося типа, установленного в уширяющемся
эжекторном сопле по схеме в на рис. 14.8:
а—взлетный режим (лопатки шумоглушения вве-
дены в поток); б—сверхзвуковой полет (лопатки
шумоглушения убраны в стенки сопла, будучи
повернуты на 90е в поперечном направлении);
1 -горячий газ; 2— створки третичного воздуха;
3—третичный воздух-. 4—“створки сужающейся ча-
сти сопла; 5—полые шумоглушащие лопатки
треугольного поперечного сечения; 6—воздух,
вводимый в поток через лопатки шумоглушения;
7—створки уширяющейся части сопла; в—вторич-
ный воздух; 9—лопатки шумоглушения в убран-
ном положении
ных режимах они убраны в стенки внешнего сопла (см. рис.
14.11,6) и не препятствуют течению газа. В режиме шумоглуше-
ния лопатки с помощью пневмомеханического устройства выдви-
гаются в поток н занимают радиальное положение, вводя через
внутренние каналы воздух в периферийные участки струп газа.
Совместное действие вводимого воздуха и аэродинамического
следа за лопатками ускоряет перемешивание газа с воздухом в
зоне высоких скоростей и уменьшает поверхность участка интен-
сивного излучения шума.
В ТРДД с большой т существенным источником шума явля-
ется вентилятор. Для уменьшения уровня шума вентилятор в та-
460
ких двигателях выполняется без ВНА, хотя это усложняет полу-
чение высокого к. п. д. вентилятора. Для еще большего сниже-
ния шума применяют шумопоглощающую облицовку во входных
н выходных каналах.
14.4.	Определение основных размеров
выходных устройств
Выпускной канал
Параметры газа на входе в выпускной канал определяются
состоянием газа за последней ступенью турбины. Давление рт*'
и температура Гт*' на выходе из выпускного канала подсчитьЬ
ваются по уравнениям (3.70) и (3.71). Соответствующие стати-
ческие параметры находятся с помощью обычных соотношений:
Т ,	у,»' СТ
2ср т 2320
При коротком выпускном канале можно считать, что с/—ст;
при ст>300-^350 м/с или при применении удлинительной трубы
ст'= 150-7-200 м/с.
Площадь выходного сечения канала
QTcT
где
0т=---
Длина выпускного канала может быть ориентировочно при-
нята равной 0,9—1,3 наружного диаметра на входе, а угол за-
турбнниого конусного обтекателя у вершины — 35°—50°.
Сужающееся сопло
Обычно располагаемое понижение давления выше критиче-
ского, поэтому параметры газа на срезе сопла и площадь выход-
ного сечеиия Fc определяются по уравнениям (3.77). Угол конус-
ности сопла для получения минимальных потерь берется равным
10°—12°. Величина этого угла при известных значениях Ё/ и Fc
определяет и длину сопла. Если по условиям компоновки для
сокращения длины сопла оно делается с большим углом конус-
ности, то сопло выполняется на выходе с плавным изменением
формы с конической на цилиндрическую.
Уширяющееся (сверхзвуковое) сопло
Обычно форма такого сопла в основной части образована
двумя усеченными конусами, плавно сопряженными своими
вершинами. Площади минимального критического сечения Fc
и выходного сечения Гс определяются исходя из уравнений
(3.76) и (3.78) с помощью соотношений
Гс =-°£- и Fc=-2l.
Пс
Чтобы избежать отрыва потока от стенок, углы конусности
аир (см. рнс. 14.8, а) обеих частей сопла должны быть доста-
точно малыми. Для сужающейся части сопла рекомендуется
£=45о-г60°, для уширяющейся части обычно принимают «=
= 12°-г-15°.
Глава 15
ОПОРЫ
15.1. Подшипники
Роторы и валы привода агрегатов могут размещаться в под-
шипниках качения нлн скольжения. Однако, по сравнению с по-
следними, подшипники качения имеют ряд преимуществ: более
низкий коэффициент трения, меньший требуемый расход смазы-
вающего масла, работоспособность в более широком диапазоне
рабочих температур, включая возможность холодного запуска,
сокращенный осевой габарит. Поэтому, несмотря на большую
массу и увеличенный диаметр, подшипники качения получили
повсеместное применение в авиационных газотурбинных двига-
телях и только в двигателях вспомогательного назначения (энер-
гоузлы, турбостартеры) иногда устанавливаются подшипники
скольжения.
В зависимости от условий работы используемые подшипники
качения бывают как шариковые, так и роликовые. Шариковые
подшипники служат для восприятия как радиальных, так и осе-
вых нагрузок. Учитывая высокую рабочую частоту вращения,
подшипники выполняют с сепараторами, равномерно распреде-
ляющими шарики по окружности подшипника. Сепараторы де-
лаются неразъемными и центрируются большей частью по на-
ружному диаметру.
В подшипнике, показанном на рис. 15.1, а, шарики касаются
каждого (внешнего и внутреннего) кольца только в одной точке
по беговой дорожке, профилируемой одним радиусом. Поэтому
такой подшипник называют двухточечным; помимо радиальных
нагрузок он может воспринимать лишь умеренные осевые наг-
рузки. Для увеличения выдерживаемой подшипником осевой си-
лы кольца выполняются с беговой дорожкой большей глубины,
462
которая профилируется двумя дугами окружности. В результа-
те шарик касается кольца в двух точках (см. рис. 15.1, б). Если
по двум дугам выполнены оба кольца подшипника, то он назы-
вается четырехточечным, если только одно кольцо, то трехто-
чечным. Для сборки такого подшипника оба или одно его коль-
цо выполняются составными из двух половин.
Рис. 15Л.. Типы подшипников качения:
а—двухточечный однорядный шариковый подшипник; б—четы-
рехточечный однорядный шариковый ПОДШИПНИК; в—роликовый
подшипник; г—'подшипник с буртом на наружном кольце; д—
подшипник с пазом на внутреннем кольце; е—специальный под-
шипник с использованием вала в качестве внутреннего кольца
Применяемые роликовые подшипники большей частью имеют
боковые выступы, ограничивающие осевое смещение роликов,
только на одном из колец (см. рис. 15.1, в). Такая конструкция
роликового подшипника способна воспринимать только радиаль-
ные нагрузки, но обеспечивает возможность осевого смещения
колец друг относительно друга прн различном температурном
удлинении вала и корпуса.
Для удобства крепления кольца подшипника в корпусе опо-
ры одно из колец иногда делают с выступающим буртом (см.
рис. 15.1, г). В некоторых конструкциях затруднен съем под-
шипника и для его демонтажа одно из колец может выполняться
удлиненным с кольцевой канавкой для захвата съемником (см.
рис. 15.1, д). Если возникает трудность с размещением подшип-
ника в заданных размерах, то применяется специальный под-
шипник, в котором роль внутреннего кольца выполняет вал рото-
ра (см. рис. 15.1, а), поверхность которого цементируется или
азотируется н соответственно обрабатывается.
463
Кольца шариковых и роликовых подшипников обычно изго-
тавливают из хромистой стали ШХ15, шарики и ролики — из
стали ШХ6 или ШХ9, сепараторы — из кованной бронзы. В наи-
более быстроходных подшипниках сепараторы изготавливают
из дуралюминовых сплавов. Подшипники из таких материалов
при специальной термообработке могут работать при температу-
ре до 200—250°С. Для обеспечения работоспособности при более
Рис. 16.2. Струйная подача
масла на подшипник каче-
ния
высоких температурах при-
меняется сталь ЭИ437 (до
450° С) и вольфрамовая
инструментальная сталь (до
600°С); в этих случаях се-
параторы изготавливаются
из никелевых сплавов.
Рис. <15.3. Пример конструкции опоры
с подводом масла для смазки и
охлаждения подшипника через внут-
реннее кольцо и с уплотнением масля-
ной полости опоры графитовым торцо-
вым контактным уплотнением:
/—узел уплотнения; 2—графитовое кольцо;
3—седло торцового уплотнения; 4—спи-
ральные пружины, прижимающие обойму
с графитовым кольцом к седлу уплотне-
ния; 5—статическое уплотнение обоймы;
б—подвод масла для смазки подшипника
через внутреннее кольцо
Несмотря на относительно малое трение, подшипники каче-
ния ие могут работать без смазки. При этом в сильно нагружен-
ных подшипниках смазочное масло служит не только для умень-
шения трения, но и для охлаждения. Для того чтобы рабочая
температура подшипника не превышала допустимого предела,
от него должно отводиться не только тепло трения, но и тепло,
поступающее в подшипник от горячих деталей путем теплопро-
водности. Это приводит к необходимости достаточно большого
расхода (прокачки) масла через подшипник. Масло подается в
подшипник либо путем его впрыскивания с помощью специаль-
ных масляных форсунок (струйная подача), либо через отвер-
стия в кольцах подшипника. На рнс. 15.2 показано применяемое
расположение масляных форсунок. Большей частью струя масла
под углом 15°—20° к плоскости вращения направляется через
зазор между сепаратором и внутренним кольцом на беговую до-
464
125 150 175 200 225 t°C
Рис. J'5.4. Зависимость Кт от
рабочей температуры под-
шипника
рожку последнего. К наружному кольцу масло отбрасывается
вращающимися роликами илн шариками. Если подача под уг-
лом затруднена, то масло впрыскивают нормально к плоскости
вращения (см. рис. 15.2, слева).
Масло по каналам в подшипнике также лучше подводить че-
рез отверстия во внутреннем кольце (рис. 15.3). Однако такой
способ сложен, так как требуется подводить масло через враща-
ющийся вал. Поэтому чаще масло	•
подводят через наружное коль-
цо, как это показано на рнс.
15.1,6.
Срок службы подшипника, т. е.
время работы до появления призна-
ков усталостного разрушения, зави-
сит от типа подшипника, действую-
щей на него радиальной и осевой
нагрузок, рабочей температуры н
частоты вращения вала. Определе-
ние срока службы производится
исходя из допустимых значений
коэффициента работоспособности С,
приводимых в каталогах подшипни-
ков. Этот коэффициент связан со
сроком службы т (ч), частотой вра-
щения п (об/мин) и действующими
силами — осевой РОъ (Н) и радиальной Pr (Н) следующей эмпи-
рической зависимостью:
С={пт^ (КкРг+тР0.) К „К 0,1.
(15.1)
Здесь т — коэффициент приведения осевой силы к условной
радиальной; для радиальных однорядных шарикоподшипников
/и=1,5; для радиально-упорных шарикоподшипников те=0,7;
более полные данные о величине т для разных подшипников
даны в каталогах; Кк — коэффициент, учитывающий какое коль-
цо вращается; при вращении внутреннего кольца Кк~ 1, а при
вращении наружного Кк~ 1,1; Ко —коэффициент динамической
нагрузки, который для основных подшипников двигателя по ве-
личине можно принимать равным единице; Кт — температурный
коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника
(рис. 15.4).
Как видно из уравнения (15.1), уменьшение действующих
на подшипник сил и частоты вращения приводит к повышению
Срока службы т. Рекомендуется расчетный срок службы подшип-
ника иметь в 1,5 раза больше ресурса двигателя.
Пригодность подшипника характеризуется также его быстро-
ходностью, представляющей собой произведение частоты враще-
ния п (об/мии) на диаметр вала d (мм). Обычно dn~ (0,94-
1,0) X Ю6 мм-об/мин.
465
15. 2. Конструкция опор
Опоры двигателя предназначены для восприятия осевых и
радиальных сил, передаваемых от ротора статору. При этом онн
должны сохранять соосность подшипников ротора во всех темпе-
ратурных условиях, демпфировать возбуждаемые ротором виб-
рационные нагрузки, обеспечивать подвод и отвод смазывающего
подшипники масла, исключать выброс масла в газовоздушиый
тракт двигателя и обратный прорыв сжатого воздуха или горя-
чего газа в опору, поддерживать допустимые для подшипника и
масла рабочие температуры. В соответствии с этими требовани-
ями опора включает в себя корпус, в котором закреплено наруж-
ное кольцо подшипника, систему уплотнения между корпусом и
валом, обеспечивающую достаточную герметичность располо-
женной внутри опоры масляной полости, конструктивные эле-
менты подвода и отвода масла и удаления из масляных полостей
проникшего в них воздуха илн газа. Кроме того в опорах, уста-
новленных в горячей части двигателя, имеется система охлаж-
дения их воздухом и тепловая изоляция.
Масляные уплотнения опор по принципу действия делятся
на два типа: контактные и бесконтактные уплотнения. В кон-
тактных уплотнениях оно осуществляется прижатием неподвиж-
ной уплотняющей детали к поверхности вращающегося вала или
закрепленной на нем втулки; в бесконтактных (лабиринтных)
уплотнениях между вращающимся валом и уплотняющей дета-
лью имеется зазор, вдоль которого расположены сопротивления,
уменьшающие перетечку масла и газа.
Из этих двух типов уплотнений контактное имеет большую
герметичность, но для его эффективной работы требуется под-
держание усилия прижатия уплотняющей поверхности к враща-
ющейся в определенном диапазоне. Это объясняется тем, что
слабое прижатие недостаточно для получения герметичного сое-
динения, а при чрезмерном усилии прижатия увеличивается тре-
ние по поверхности контакта с разогревом нз-за сильного тепла
трення, которое может разрушить уплотнение. По этой причине
перепад давлений по обе стороны уплотнения выдерживается в
достаточно строгих пределах. Кроме того контактное уплотнение
не допускает высокие окружные скорости на поверхности контак-
та как из-за опасности перегрева, так и вследствие убыстряюще-
гося износа. Бесконтактное уплотнение менее герметично, но
оно не подвержено износу, что обеспечивает сохранение его ра-
ботоспособности н эффективности в течение всего ресурса ра-
боты двигателя. Кроме того бесконтактное уплотнение может
работать прн высоких окружных скоростях н допускает боль-
шие перепады давлений по обе стороны уплотнения. Этн особен-
ности уплотнений привели к тому, что в зависимости от конкрет-
ных требований в опорах применяются оба типа уплотнения.
Пример конструкции передней опоры двигателя приведен на
466
рис. 15.5. Эта опора расположена в переднем корпусе компрес-
сора. Внутреннее кольцо роликового подшипника 6 закреплено
на передней цапфе 12 компрессора с натягом 0.005—0,03 мм и
фиксируется в осевом направлении с одной стороны втулкой
кольцедержателя 11, упирающейся в выступ на цапфе, а с дру-
Рис. 15.5. Конструкция передней опоры:
I—рессора привода агрегатов; 2— масляная форсунка; 3—•
фланец; 4 и 13—регулировочные кольца; 5—гайка; 6—роли-
ковый подшипник; 7—стакан; 8—лабиринтное уплотнение;
9—кольцо контактного уплотнения;	10—балансировочные
грузики; Н- кольцедержатель; 12— передняя цапфа; 14—уп-
ругий элемент; 15—передний корпус компрессора; 16 и 17—
внутренняя и наружная втулки упругого элемента
гой — стягивающей гайкой 5. Такое крепление подшипника на
цапфе с применением стягивающей гайки наиболее часто исполь-
зуется в опорах.
Наружное кольцо роликового подшипника монтируется в
стальном стакане 7, закрепленном в переднем корпусе 15 ком-
прессора. Допускаемое небольшое осевое смещение кольца под-
шипника обеспечивается подбором толщины регулировочного
кольца 4, поджимаемого фланцем 3. Между цилиндрическими
поверхностями наружного кольца подшипника и стакана монти-
руется упругий элемент 14, состоящий из двух стальных втулок.
Наружная втулка 17 в поперечном сечении имеет зигзагообраз-
ный профиль с рабочими площадками на выступах. Эта втулка
обеспечивает упругость элемента в радиальном направлении.
Внутренняя втулка 16 выполнена гладкой. Благодаря установке
467
упругого кольца, имеющего небольшую жесткость, опора демп-
фируется под нагрузкой и на всех режимах ротор самоустанав-
ливается так, чтобы вращение происходило примерно вокруг его
центра массы. Это приводит к уменьшению вибраций, обуслов-
ленных неуравновешенностью ротора.
Смазка подшипника 6 осуществляется струйными форсунка-
ми 2. Масляная полость опоры спереди (т. е. с левой стороны на
рнс. 15.5) соединяется с внутренней полостью переднего корпу-
са компрессора, в которой размещены опоры привода коробки
агрегатов; в эту полость масло сливается из подшипника. С дру-
гой стороны масляная полость опоры тщательно изолируется от
кольцевой полости перед первым рабочим колесом компрессора
с тем, чтобы исключить возможность попадания масла в воздуш-
ный тракт. С этой целью применена система двух уплотнений:
контактного н бесконтактного. Контактное уплотнение образова-
но тремя чугунными упругими разрезными кольцами 9, установ-
ленными в канавках вращающегося.' кольцедержателя 11.
Бесконтактное (лабиринтное), уплотнение 8 расположено по
отношению к подшипнику после контактного. Находящаяся меж-
ду ними полость Б (см. рнс. 15.5) наддувается сжатым возду-
хом, отбираемым после компрессора. Таким путем на контакт-
ном уплотнении создается перепад давлений, направленный в
сторону масляной полости, препятствующий утечке масла в
тракт компрессора.
Упругие кольца 9, стремясь распрямиться, плотно прижима-
ются к стакану 7. Их сила упругости подбирается такой, чтобы
при вращении расположенного на валу кольцедержателя 11
кольца оставались бы неподвижными или лишь слегка проворачи-
вались, прижимаясь торцом под действием перепада давлений к
боковой поверхности канавкн кольцедержателя. Таким образом,
уплотнение п^тоисходит по цилиндрической поверхности контак-
та кольца со стаканом н по торцовой поверхности контакта коль-
ца с канавкой во вращающемся кольцедержателе. Эти поверхно-
сти смазываются маслом, попадающим из полости опоры.
Кольцевое уплотнение может надежно работать с окружной
скоростью иа торцовой контактной поверхности до 60—80 м/с
при_рабочей температуре до 170°С, при условии ограниченного
перепада давлений на кольце. Поэтому на линии подачи воздуха
от компрессора в полость Б устанавливается дроссель (жиклер),
служащий для снижения давления воздуха до требуемого уров-
ня.
Помимо описанной конструкции применяются и другие кон-
струкции опор с упругими или демпфирующими колебания эле-
ментами. Упругим элементом может служить кольцевой стакан
с окнами, перемычки между которыми образуют упругие балоч-
ки, на которых держится гнездо подшипника. На рис. 15.6 пока-
зана другая конструкция, в которой податливость опоры н демп-
фирование колебаний достигаются выдавливанием тонкого слоя
468
масла, находящегося под давлением в кольцевом зазоре между
наружным кольцом подшипника и внутренней поверхностью
гнезда под подшипник в корпусе.
Средние опоры обычно воспринимают осевую силу, действу-
ющую на ротор, в связи с чем в них устанавливаются шариковые
подшипники. Если осевая сила велика, то в опоре могут распо-
лагаться рядом два шариковых подшипника. Такая конструкция
показана на рис. 15.7. Подшипники 4
устанавливаются на небольшом расстоя-
нии друг от друга и отделяются распор-
ными втулками 12. Для одинаковой за-
грузки обоих подшипников осевой силой
применяются регулировочные кольца 3,
подбором толщины которых обеспечи-
вается одинаковый зазор в .подшип-
никах.
Средняя опора находится в зоне высо-
ких давлений и повышенных температур,
соответствующих давлению н темпера-
туре воздуха за компрессором. Внутрен-
ние же полости опоры находятся под дав-
лением, близким к атмосферному. По-
этому для устранения прорыва горячего
воздуха в масляную полость опоры, что
приводит к нарушению смазки (сдуву
масла с рабочих поверхностей) и пере-
греву опоры, необходима надежная си-
стема уплотнения. В конструкции сред-
ней опоры, показанной на рнс. 15.7, для
этого применено сочетание маслоотража-
тельного кольца 5 с лабиринтным уплот-
нением 7; прн вращении кольцо 5 отбрасывает попадающее на
него масло к периферии, в сторону от лабиринтного уплотнения;
тем самым уменьшается количество масла, попадающего в лаби-
ринтное уплотнение. Отброшенное масло стекает по стенкам
крышки 9.
Помимо описанных уплотнений могут применяться различ-
ные другие типы уплотнения, некоторые из которых показаны
на рнс. 15.8. Большим распространением пользуется контактное
графитовое уплотнение, которое обеспечивает хорошую герме-
тичность уплотнения, имеет больший ресурс н может работать
при более высокой температуре, чем уплотнение с разрезными
металлическими кольцами. На рнс. 15.8 показаны два типа тако-
го уплотнения: а, б — торцовые; в — с сегментными кольцами.
В торцовом уплотнении, приведенном на рис. 15.8, а, цельное
графитовое иевращающееся кольцо 5 своим торцом прижимает-
ся к седлу 3, укрепленному на валу 4. Уплотнение осуществля-
ется по торцовой поверхности контакта кольца с вращающимся
469
седлом. Для устранения перетечек между графитовым кольцом
н втулкой корпуса применено статическое уплотнение круглым
эластичным кольцом 6 из термостойкой резины. Графитовое
кольцо прижимается к торцу седла плоской пружиной 7 н суще-
ствующим по обе стороны кольца перепадом давлений. Рабочая
температура такого уплотнения обычно ограничивается термо-
стойкостью эластичного кольца.
Рис. 15.7. Конструкция средней опоры с двумя ша-
риковыми подшипниками:
К 2—кольца внутренней обоймы; 3—регулировочные
кольца; 4—шариковый подшипник; 5— маслоотражатель-
ное кольцо; 6—отверстие для отвода масла; 7—лабиринт-
ное уплотнение; а—мягкое покрытие; 9—крышка; 10—про-
кладка; 11—корпус опоры; 12—распорные втулки; 13,
/5-•масляные форсунки; 14—стакан
Другой вариант торцового уплотнения с цельным графито-
вым кольцом 5 показан на рис. 15.8, б. Уплотнение осуществля-
ется по торцовой поверхности контакта кольца с седлом 3, стати-
ческое уплотнение — разрезными упругими металлическими
кольцами 6. Графитовое кольцо закреплено в обойме 9, прижи-
мающей его с помощью пружин 10 к седлу 3 торцового уплотне-
ния. Такое уплотнение показано на рис. 15.3.
Более высокую температуру допускает уплотнение, состоя-
щее из нескольких (обычно трех) кольцевых сегментов 11, плот-
но прилегающих друг к другу и стягиваемых снаружи кольце-
вой спиральной пружиной 13, которой они прижимаются с помо-
щью обжимного сегментного кольца 12 к поверхности вала (см.
рис. 15.8, в). Уплотнение осуществляется по поверхности контак-
та вала с графитом и по торцовой поверхности между кольцом и
470
корпусом. Прижатие по торцу обеспечивается той же пружиной
13 илн перепадом давлений. Регулируемое внешнее обжатие
пружиной по всей окружности обеспечивает плотность стыков н
герметичность по поверхностям контакта, а малый износ графи-
та — большой ресурс. Графитовые контактные уплотнения мо-
гут работать при температуре до 540° С и окружной скорости
110 м/с.
Рис. 15^8. Типы контактных уплотнений:
а, б—торцовые с графитовым сплошным кольцом; в—с сегментным
графитовым кольцом; г—манжетное; 1—корпус опоры; 2—подшип-
ник; 3—седло торцового уплотнения; 4—чал; 5—графитовое кольцо;
в—кольцо статического уплотнения; 7—плоская пружина; 8—фикса-
тор от проворачивания; 9—обойма; /О—спиральная пружина; 11—
разрезное (из нескольких сегментов) кольцо; 12—обжимное сег-
ментное кольцо; 13—кольцевая спиральная пружина; 14—манжета
из маслостойкой резины
Бесконтактное уплотнение в опорах иногда выполняют не ла-
биринтным, а с многозаходной разьбой вместо гребешков лаби-
ринта на валу или на неподвижной втулке. Сопряженная деталь
изготавливается гладкой и зазор между ее поверхностью н гре-
бешками резьбы составляет 0,07—0,2 мм (для валов с диамет-
ром от 30 до 120 мм). Направление резьбы делается таким, что-
бы прн вращении масло отгонялось обратно в полость опоры. Ча-
сто лабиринтное и резьбовое уплотнения устанавливаются пос-
ледовательно.
Турбинные опоры работают в наиболее горячей части двига-
теля, в связи с чем требуется не только их эффективное охлаж-
дение,но н уменьшение количества подводимого к ним тепла.
Для этого, как уже отмечалось (разд. 13.2), подшипник либо
устанавливается не непосредственно на валу (например на тон-
кой втулке, создающей большое тепловое сопротивление между
горячим диском и подшипником, как это показано на рис. 13.2),
471
либо его соединение с диском выполняется препятствующим под-
воду тепла (см. рис. 13.32).
Корпус опоры также теплоизолируется от горячего газа и
сильно нагретых деталей статора турбины. На рис. 15.9 показа-
но устройство опоры турбины высокого давления ТРД для сверх-
звукового пассажирского самолета. Опора И с роликовым под-
шипником 5 расположена перед диском 9 I ступени турбины.
Этот массивный диск, являющийся источником большого колн-
Рис. 15.9. Конструкция опоры турбины каскада
высокого давления ТРД для сверхзвукового пасса-
жирского самолета:
1—воздух от V ступени компрессора высокого давления;
2—выход более горячего воздуха; 3—выход относитель-
но холодного воздуха; 4->лодача воздуха от компрессо-
ра каскада низкого давления; £—роликовый подшипник;
6—слив масла из подшипника; 7—задняя цапфа комп-
рессора; 8—конусный вал турбины; 9—диск турбины;
ГО—камера сгорания; //—опора
чества тепла, соединен с подшипником конусным валом 8, име-
ющим шесть последовательно расположенных бесконтактных ла-
биринтных уплотнений. Благодаря большой длине тонкостенно-
го конусного вала 8, дополнительно охлаждаемого воздухом,
подвод тепла от диска 9 к подшипнику 5 существенно уменьшен.
Так как опора расположена внутри кольцевой полости, ограни-
ченной снаружи кольцевой камерой сгорания 10, то от послед-
ней в опору может поступать большое количество тепла. Для за-
щиты опора снабжена четырехслойной рубашкой воздушного
охлаждения.
В двух внутренних слоях циркулирует более холодный воздух
3 и 4, отбираемый от компрессора каскада низкого давления.
Наружные же слои, отделяющиеся от корпуса камеры сгорания
10, продуваются более горячим воздухом 1 н 2, отбираемым за
V ступенью компрессора каскада высокого давления (всего этот
каскад имеет семь ступеней). Часть этого воздуха идет на ох-
лаждение диска турбины. Из-за высокой температуры в тур-
бинных опорах чаще применяются бесконтактные уплотнения.
Как видно, в данной конструкции использованы только лаби-
ринтные уплотнения.
Конструкция опор валиков привода агрегатов намного про-
ще, чем ротора двигателя, так как#эти валики имеют существен-
но меньший диаметр, работают прн меньшей частоте вращения
и расположены в зоне невысоких температур. Поэтому такие
опоры не содержат упругих демпферных элементов и для их
охлаждения достаточна лишь необходимая для смазки циркуля-
ция масла. Вывод валика наружу для соединения с агрегатом
обычно уплотняется с целью устранения выброса масла из дви-
гателя. Для этого чаще всего применяют контактные уплотне-
ния, в том числе манжетного типа. Конструкция такого уплот-
нения показана на рис. 15.8, а. Герметичность обеспечивается
резиновой манжетой 14, плотно охватывающей вал и прижима-
емой к нему кольцевой спиральной пружиной 13, надетри на от-
бортовку манжеты. Сила прижатия должна обеспечивать гер-
метичность узла, но не вызывать большого трения, чтобы избе-
жать перегрева и разрушения манжеты. При этой же причине
контактные манжетные уплотнения применяются прн окружной
скорости не более 25 м/с.
Глава 16
ОБЩАЯ КОМПАНОВКА ДВИГАТЕЛЕЙ
Об общей компоновке двигателя удобно судить по его конст-
руктивной схеме, на которой показан тнп основных элементов,
их взаимное расположение, число и положение опор, силовые
связи между элементами, размещение приводов к агрегатам и
т. п. Вместе с тем конструктивная схема не содержит подробно-
стей конструкции отдельных элементов основных узлов двигате-
ля, что облегчает понимание общей его компоновки.
Конструктивная схема двигателя прежде всего определяет-
ся его типом и требуемыми параметрами. Однако не существует
единственно оптимальная конструктивная схема двигателя дан-
ного типа; практически только совокупность накопленного опы-
та, освоение новых технологических процессов и материалов, ис-
пользование достижений в рабочем процессе двигателя н проек-
тировании его основных элементов позволяют создать новый бо-
лее совершенный двигатель. И так как каждый разработчик име-
ет собственный опыт и традиции, то и конструктивные схемы
двигателей одного типа часто бывают различными. Наиболее
характерные из них для разных типов двигателей рассмотрены
далее.
473
16.1. Конструктивные схемы ТРД
Для конструктивных схем современных мощных ТРД харак-
терны: многоступенчатый осевой компрессор с достаточно высо-
кой пк* =64-20, кольцевая нли трубчато-кольцевая камера сго-
рания, двух- или трехступенчатая осевая турбина (Тг*=1250—
1550 К), однокаскадная или двухкаскадная схема ротора.
Удельная масса двигателя удв, т. е. отношение его массы к тяге,
составляет от 0,02—0,032 кг/Н для ТРД ранних выпусков, до
0,013 кг/Н для более новых конструкций двигателей- для
ТРДФ ?двф=0,0144-0,022 кг/Н.
Конструктивная схема однокаскадного ТРД
Конструктивная схема с однокаскадного ТРД с умеренными
параметрами рабочего процесса приведена на рис. 16.1. Этот ТРД
уже длительное время находится в эксплуатации н, обладая от-
носительной простотой конструкции, имеет высокую надежность.
Его основные стартовые данные /?макс=94,5 кН; Суд=
=0,1 кг/с-Н; лк*=6,4; Тг*=1200 К; п=4700 об/мин; удв=
=0,032 кг/Н.
Конструктивная схема двигателя характеризуется последо-
вательным расположением основных элементов вдоль общей оси
с прямыми непосредственными переходами от элемента к эле-
менту. Спереди находится 8-ступенчатый осевой компрессор 4, в
переднем корпусе 2 которого имеются передачи 19 к коробкам
привода агрегатов. К этому корпусу спереди крепится на стой-
ках кок 1 с расположенным внутри пусковым устройством. За
компрессором находится трубчато-кольцевая камера сгорания 12
с 14 жаровыми трубами, заканчивающимися кольцевым газо-
сборником перед сопловым аппаратом I ступени турбины 16. За
турбиной расположены выпускной канал 17 и выходное сопло
18. Проточная часть всех элементов согласована так, что нет
местных радиальных отклонений потока прн переходе в следую-
щий элемент. В частности, примерно равны средние диаметры
на выходе из компрессора в на входе в турбину, что позволяет
иметь камеру сгорания с осевым течением потока. Это не только
уменьшает гидравлические потери, но и повышает общую ста-
бильность работы камеры на всех режимах (в первую очередь это
относится к стабильности температурного поля на выходе из ка-
меры сгорания).
Ротор двигателя трехопорный. Жесткий барабанно-дисковый
ротор компрессора установлен на переднем роликовом подшип-
нике— опора 3 и заднем шариковом радиально-упорном под-
шипнике— опора 6. Турбина установлена консольно на ролико-
вом подшипнике — опора 14. Узел 11 соединения валов турбины
и компрессора обеспечивает цередачу крутящего момента и осе-
вой силы, в связи с чем средняя опора 6 воспринимает только
разницу осевых снл. Для большей надежности эта опора имеет
474

10 11	12 13 /4 15 16
(
I
I
475
два установленных рядом шариковых подшипника. Узел соеди-
нения допускает некоторую несоосность валов; его конструкция
показана иа рнс. 10.16, а конструкция опоры — на рнс. 15.7.
Основным силовым элементом двигателя является жесткий
цилиндрический корпус компрессора 4, к которому с помощью
корпуса 2 н корпуса камеры сгорания 12 крепятся передняя и
средняя опоры. Силовая связь с задней опорой выполнена по
схеме с двойной замкнутой силовой связью (см. рнс. 13.17, г).
Наружная силовая связь включает кольцевой корпус камеры сго-
рания 12 и корпус соплового аппарата I ступени турбины; послед-
ний через радиальные стойки 15 соединяет корпус с опорой.
Внутренняя силовая связь образована силовым треугольником,
состоящим из внутренней стенки диффузора 9 камеры сгорания,
конуса 10 средней опоры и подкосов 8, с присоединенным к ним
корпусом 13 вала турбины. Последний изнутри соединен с опо-
рой 14, замыкая силовую связь. К наружному корпусу компрес-
сора элементы внутренней силовой связи прикреплены через ло-
патки СА последней ступени компрессора.
На заднем корпусе компрессора и на корпусе соплового ап-
парата 1 ступени турбины расположены узлы крепления двигате-
ля на самолете.
Умеренные параметры цикла позволяют в однокаскадном
компрессоре ограничиться для обеспечения устойчивости ком-
прессора только лентами перепуска, а в турбине применить не-
охЛаждаемые лопатки; так как двигатель предназначен для до-
звуковых полетов, то выходное сопло выполнено простейшим —
сужающимся, нерегулируемым.
Конструктивная схема двухкаскадного ТРДФ
Конструктивная схема двухкаскадного ТРДФ приведена на
рис. 16.2. Он имеет следующие основные данные в стартовых
условиях:
/?ф=170 кН; /?макс=156 кН; СуЯыак<=0,09 кг/ч-Н;
л*=16; 7^=1425 К; удв=0,02 кг/Н.
Как и в однокаскадном двигателе, для конструктивной схе-
мы двухкаскадного ТРДФ характерно соосное расположение
всех элементов в последовательности, соответствующей последо-
вательности совершения рабочего процесса, с прямыми н корот-
кими переходами между элементами. Роторы обоих каскадов
расположены соосно и соединительный вал 12 каскада низкого
давления проходит внутри вала 13 каскада высокого давления.
• Ротор I каскада включает барабанно-дисковый ротор 7-сту-
пенчатого компрессора 6, соединительный вал 12 и одноступен-
чатую турбину 17. Этот ротор трехопорный: опоры 1 н 2 распо-
ложеиы перед и за компрессором, а третья опора 5 — за турби-
ной этого каскада. Средняя опора 2 имеет сдвоенный шариковый
подшипник и воспринимает осевую силу, действующую на этот
ротор. Остальные подшипники роликовые.
Ротор II каскада состоит нз барабанно-дискового ротора
компрессора 10, соединительного вала 13 и одноступенчатой
турбины 16 с охлаждаемыми сопловыми и рабочими лопатками.
Ротор выполнен двухопорным с воспринимающим осевую силу
передним сдвоенным шариковым подшипником — опорой 3 и ро-
ликовым подшипником — опорой 4 перед турбиной. Для обеспе-
чения жесткости соединительных валов 12 н 13 онн выполнены с
увеличенным диаметром в центральной части.
Основные элементы соединены по схеме с наружной разомк-
нутой силовой связью, осуществляемой с помощью очень жест-
ких, ие имеющих продольных разъемов, наружных корпусов ком-
прессоров, турбин и кольцевой камеры сгорания 14. Между ком-
прессорами каскадов расположен жесткий силовой промежуточ-
ный корпус 7, удерживающий сдвоенные упорные шариковые
подшипники обоих роторов; кроме того в нем расположены при-
воды 8 и 9 к агрегатам, а снаружи — коробки приводов агрега-
тов (в двухкаскадном двигателе агрегаты приводятся от ротора
второго каскада). Только для опоры 4 применена двойная замк-
нутая силовая связь: наружная через корпусы компрессора 10,
камеры сгорания 14 и соплового аппарата 15 и внутренняя — че-
рез лопатки СА последней ступени компрессора 10, корпус вала
13 и сопловой аппарат 15.
Форсажная камера 20 прикреплена к фланцу выпускного ка-
нала 18. Она имеет только один кольцевой стабилизатор 19, так
как рассчитана на малую степень форсирования. К корпусу ка-
меры прикреплено сверхзвуковое сопло 22, имеющее регулиру-
емые многостворчатые сужающуюся и расширяющуюся части
(первая управляется силовыми цилиндрами, питаемыми сжатым
воздухом от компрессора, а вторая — самоустанавливается под
действием разницы давления изнутри н снаружи сопла) н уст-
ройство для реверса тяги с отклоняющей решеткой 23 и перекры-
вающими поток двумя створками 24. Принцип действия этого
сопла был рассмотрен ранее (см. рнс. 14.11 и 19.9,Б).
Как видно, конструктивная схема двухкаскадного двигателя
сложнее, чем однокаскадного: больше число роторов и опор, за-
труднено обеспечение достаточной жесткости длинного соедини-
тельного вала I каскада, а ротор II каскада должен иметь боль-
шой диаметр внутренних отверстий для его пропуска, сложнее
корпусы. Вместе с тем в двухкаскадном двигателе та же лн*
достижима при меньшем числе ступеней компрессора н турбины,
так как ротор II каскада имеет более высокую п, чем I, что поз-
воляет использовать возможности, обусловленные повышенной
температурой поступающего в его компрессор воздуха; кроме
того прн двух каскадах не применяется конструктивно сложная
477
00
Рис. 16.2. Конструктивная схема двухкаскадного ТРДФ:
1—5—опоры; 6—компрессор I каскада; 7—промежуточный корпус; 8—привод к агрегатам от каскада /; 9—
привод к агрегатам от каскада II; /0—компрессор II каскада; 11—спрямляющий аппарат; 12—вал каскада
I: 13—вал каскада II; /4—«камера сгорания; 15—сопловой аппарат; 16—турбина каскада II; 17— турбина каскада I;
1о—выпускной канал; 19— кольцевой стабилизатор пламени; 20— форсажная камера; 21— наружный Вкраи; 22—
выходное сопло; 23— решетка реверса тяги; 24^створки
«5

система поворотных СА компрессора, необходимая в однокас-
кадном компрессоре с высокой лк*- Поэтому обе схемы находят
широкое применение в современных ТРД и Т^ДФ.
16. 2. Конструктивные схемы ТРДД
.Наибольшее влияние на конструктивную схему ТРДД ока-
зывает расположение вентилятора. В подавляющем большин-
стве двигателей применяется переднее расположение вентилято-
ра, общего для обоих контуров двигателя. Заднее расположение
вентилятора применено только на нескольких двигателях, соз-
данных на базе серийных ТРД, к которым вместо сопла прикре-
плялась турбовентиляторная приставка. Поэтому можно считать,
что для компоновки ТРДД более характерно переднее располо-
жение вентилятора. Конструктивная схема ТРДД с передним
вентилятором существенно зависит от величины степени двух-
контурности tn.
Наибольшее распространение получили двигатели с/п=0,5-4-
2,0, для которых характерны: двухкаскадный компрессор, с лк* =
= 15-4-25 и довольно высокая степень повышения давления во
II контуре (лв*=2-4-3); трубчато-кольцевая или кольцевая ка-
мера сгорания; осевые одно- или двухступенчатые турбины
(/^* = 13504-1600 К) и смешение потоков обоих контуров перед
выходным соплом или форсажной камерой (в ТРДДФ). Удель-
ная масса серийных двигателей удв = 0,024-0,026 кг/Н. Она су-
щественно меньше у новейших двигателей и составляет Удв,=
=0,0124-0,014 кг/Н.
К началу 70-х годов был создан ряд ТРДД с большими сте-
пенями двухконтурности (т=44-8). Прн таких т степень повы-
шения давления во II контуре уменьшается до лв* = 1,454-1,7,
что позволяет применять одноступенчатый вентилятор. Кроме
того в ТРДД с высокой т обычно ие применяется смешение по-
токов контуров н они выпускаются раздельно. Эти две особенно-
сти являются общими для всех ТРДД с высокими т. Их компо-
новки выполняются либо по двухкаскадной схеме с одноступен-
чатым вентилятором и приводящей его многоступенчатой осевой
турбиной в качестве I каскада, либо по трехкаскадиой схеме с
тем же I каскадом и II и III каскадами в газогенераторной час-
ти двигателя.
Для этих двигателей характерны высокие параметры цикла
(лв* =204-30 и Тг* = 12504-1550 К), что в сочетании с высокой
т позволяет получить малые удельные расходы топлива (Суд=
=0,0354-0,045 кг/ч-Н на взлете н Суд=0,064-0,065 кг/ч-Н на
крейсерском режиме полета прн М=0,84-0,9). Удельная масса
ТРДД с большой степенью двухконтурности т составляет уДв =
=0,0164-0,02 кг/Н.
480
Конструктивная схема ТРДДФ
с небольшой степенью двухконтурности
Конструктивная схема ТРДДФ приведена на рис. 16.3 (см.
вклейку в конце книги). Он имеет в стендовых условиях =
= 110 кН; лт?=0,7; лк*=23; Тг*=1590 К; уДВф=0,012 кг/Н; пред-
назначен для истребителя с большими сверхзвуковыми скоростя-
ми полета.
Общая компоновка характеризуется соосным расположением
всех элементов в последовательности протекания рабочего про-
цесса с короткими прямыми переходными участками.
Двигатель имеет два каскада. Ротор I каскада состоит нз
трехступенчатого вентилятора 2, приводимого двухступенчатой
турбиной 27, и соединительного вала И. Вентилятор установлен
на двух подшипниках: роликовом — опора 30 спереди и шарико-
вом — опора 4 сзади. Последний подшипник одновременно явля-
ется передней опорой соединительного вала 11, задняя опора 26
которого расположена за турбиной 27. Так как расстояние ме-
жду опорами велико, то для обеспечения жесткости вал выпол-
нен с большим диаметром и роликовый подшипник (опора 26)
вставлен внутрь вала. Таким образом, вместе с валом вращается
наружное кольцо, а внутреннее укреплено на неподвижной втул-
ке, соединенной стойками с корпусом переходника 15 за турби-
ной. Осевое усилие, действующее на этот ротор, воспринимается
подшипником — опорой 4.
Ротор вентилятора барабанно-дискового типа с жесткими ко-
нусными проставками дисков I и II ступеней, являющимися
одновременно передней и задней цапфами вентилятора; послед-
няя ступень установлена консольно, что позволяет приблизить
к вентилятору подшипник — опору 4. Рабочие лопатки всех сту-
пеней вентилятора имеют противовибрацнонные полкн 3. Ори-
гинальны по конструкции регулируемые лопаткн 1 ВНА венти-
лятора. Передние части лопаток неподвижны н удерживают опо-
ру 30, а задние крепятся на шарнирах и на расстоянии около
2/3 хорды от передней кромки поворачиваются рычажной сис-
темой.
Каскад высокого давления образован 10-ступенчатым ком-
прессором 7 (имеющим регулируемые первые три венца НА),
кольцевой короткой камерой сгорания 12, двухступенчатой тур-
биной 14, рабочие и сопловые лопатки которой имеют внутрен-
нее воздушное охлаждение, и соединительным валом 10. Ротор
этого каскада двухопорный: передний шариковый подшипник
(опора 6) расположен перед компрессором и воспринимает осе-
вое усилие на роторе, а задний роликовый подшипник (опора
13) — перед турбиной 14, которая является консольной. Приме-
нение двухопориой схемы потребовало увеличения жесткости
ротора н сближения его опор. Соответственно соединительный
вал 11 выполнен конусным с переходом на больший диаметр,
16	2563	481
задняя опора предельно сдвинута вперед, чему способствует кон-
сольное крепление турбины, а передняя смещена назад, внутрь
компрессора. Для этого диски первых двух ступеней компрессора
установлены консольно, тогда как остальные образуют жесткую
барабанно-дисковую конструкцию, к которой крепится на флан-
цах передняя цапфа компрессора, а сзади — соединительный вал.
Консольное расположение турбины 14 и размещение подшип-
ника — опоры 26 за турбиной 27 позволило устранить переход-
ник между этими турбинами, их проточная часть непрерывна.
Силовая связь между элементами осуществляется с помощью
наружных корпусов. Корпус вентилятора соединен с корпусом
компрессора переходником 5, силовые стойки которого удержи-
вают опоры с шариковыми подшипниками обоих каскадов. Кро-
ме того к стойкам переходника прикреплен кольцевой раздели-
тель потоков I и П контуров, а к его корпусу — силовой корпус 9
II контура. Внутри переходника размещен привод 29 к агрега-
там, а снаружи — коробка 28 приводов агрегатов. Задняя опора
13 ротора II каскада имеет внутреннюю разомкнутую силовую
связь и крепится к литому корпусу 8 диффузора камеры сго-
рания.
Из короткого смесителя 16 потока обоих контуров воздух
и газы поступают в форсажную камеру 19 с рАдиально-кольцевым
стабилизатором 18 пламени и многокаскадной системой подачи
топлива (кольцевые коллекторы 17). Форсажная камера имеет
тепловой экран 25 н заканчивается сверхзвуковым соплом 20
с регулируемой проточной частью. Створки 22 сужающейся частя
сопла управляются силовыми пневмомоторами 23, а створки 21
расширяющейся части сопла либо свободно устанавливаются
в потоке, либо также принудительно управляются пневмомото-
рами. На рис. 16.3 более толстыми сплошными линиями показано
положение створок сопла при Л® » а тонкими линиями — в по-
ложении максимального раскрытия.
Силовой корпус 24 форсажной камеры прикреплен к корпусу
II контура, в свою очередь к нему крепится сопло и пневмомото-
ры управления створками.
Конструктивная схема ТРДД с большой степенью двухконтурности
Конструктивная схема ТРДД приведена на рис. 16.4. Этот
двигатель имеет следующие основные данные: ^mskc^ISO кН,
С¥Д =0.034 кг/ч-Н; <=27; Г*=1483К; т=5; <=1,42;
удмакс	’ к	г	в
упв=0,016 кг/Н.
Первый каскад состоит из одноступенчатого вентилятора 2
и приводящей его трехступенчатой турбины 10. Для уменьшения
шума, создаваемого при прохождении большой массы воздуха
через вентилятор, он не имеет ВНА, а лопатки СА 3 удалены от
482
рабочих (при прохождении рабочих лопаток мимо расположен-
ных вблизи лопаток статора возбуждается интенсивный шум).
Большой диаметр вентилятора, обусловленный высокой т, и ог-
раничение окружной скорости на периферии рабочих лопаток из
газодинамических соображений, приводит к,относительно малой
частоте вращения вентилятора, а следовательно, и турбины 10.
Вместе с тем эта турбина имеет диаметр существенно меньшим,
чем вентилятор, так как расход газа через нее намного меньше
расхода воздуха через вентилятор. В результате окружные ско-
рости в турбине низки, что не позволяет получить большую ра-
боту в ступени турбины. Поэтому турбину привода вентилятора
приходится выполнять с как можно большим диаметром н уве-
личенным числом ступеней. Эта конструктивная особенность
турбины имеется во всех компоновках мощных ТРДД с боль-
шой т.
Ротор вентилятора и его турбины трехопорный (опоры 11, 13
и 18) с консольным креплением вентилятора. Соединение валов
вентилятора и турбины выполнено передающим осевое усилие,
поэтому упорный шариковый подшипник — опора 13 восприни-
мает разницу между осевыми силами вентилятора н турбины.
За вентилятором расположен 7-ступенчатый компрессор 4
промежуточного давления (II каскада), диаметр втулки первой
ступени которого равен диаметру втулки вентилятора, что позво-
ляет иметь прямой и короткий тракт между ними. Ротор ком-
прессора барабанно-дискового типа, сварной. Этот компрессор,
имеющий лк*=4,2, приводится одноступенчатой турбиной 9.
Ротор II каскада также трехопорный (опоры 12, 14, 17). Осевая
сила воспринимается средним шариковым подшипником — опо-
рой 14. Частота вращения ротора II каскада существенно выше,
чем I, что позволяет получить требуемую высокую окружную
скорость в компрессоре и турбине.
Третий каскад—высокого давления, состоит из 6-ступенчато-
го компрессора 6 (лк*=4,5), приводимого одноступенчатой тур-
биной 8 (имеющей воздушное охлаждение лопаток соплового
аппарата и РК), и расположенной между ними кольцевой каме-
ры сгорания 7. Ротор компрессора барабанйо-дисковый, сварной.
Возможность независимого установления частоты вращения каж-
дого каскада позволяет, обеспечивая требуемую окружную
скорость, подбирать диаметры каскадов такими, чтобы они на-
илучшим образом согласовывались друг с другом. Если диаметр
компрессора II каскада установлен из условия прямого согласо-
вания с вентилятором, то диаметр компрессора III каскада
уменьшен с целью увеличения высоты лопаток последних ступе-
ней и снижения массы двигателя. В связи с этим переходник 5
между компрессорами 4 и 6 выполнен с уменьшающимся к выхо-
ду диаметром. Этот переходник удерживает подшипники —
опоры 15 и 14; в нем же расположен радиальный валик переда-
чи к агрегатам, приводимый конической шестерней 20.
484
В, Система воздушного охлаждения сопловых и рабочих лопа-
f ток турбины 8 была рассмотрена ранее. Сопловые лопатки по-
£•' казаны иа рис. 13.16, рабочие лопатки первоначально были вы-
г' полнены штампованными с радиальными каналами (см. рис.
i 13.9,6); в дальнейшем охлаждение было улучшено. Один из раз-
£ рабатывавшихся вариантов улучшенного охлаждения приведен
Ь- на рис. 13.10,с— это схема с полупетлевым движением воздуха,
натеканием его на переднюю кромку н выпуском через щелевые
каналы в задней кромке. Рабочие лопатки всех ступеней имеют
бандажные полки на периферии.
Двигатель имеет простое сужающееся сопло.
L. Как видно из приведенной конструктивной схемы, трехкас-
fc'. кадный ТРДД с большой т получается компактным, с удобно
•% согласуемыми основными элементами двигателя и имеет высо-
кие показатели. Особо следует отметить достижение высокой
К- Лк*=27 при малом числе ступеней (14) н минимальной механи-
fc зации (регулируется только ВНА компрессора 4).
Конструктивная схема ТРДД небольшой тяги
k Большим разнообразием отличаются конструктивные схемы
* ТРДД средних и малых тяг. Наряду с обычными схемами при-
меняются схемы с редукторным приводом вентилятора, с венти-
л втором, имеющим регулируемые рабочие лопатки, и даже с
Г выносным каскадом высокого давления. В этих двигателях по-
мимо чисто осевых компрессоров находят применение центро-
' бежные ступени, а в камерах сгорания некоторых двигателей
| используется противоточная схема.
 Конструктивная схема ТРДД небольшой тяги, для которой
характерно сочетание особенностей малоразмерного двигателя
Р с большой степенью двухконтурности, приведена на рис. 16.5.
Этот двигатель выполнен по двухкаскадной схеме с приводом
f вентилятора через редуктор. Основные данные двигателя:
* ^макс=13 кН; СуДыакс=0,045 кг/ч-Н; л>19,5; 7;=1255К;
й т=4,0; у.1В=0,019 кг/Н.
Аналогично всем рассмотренным ранее конструктивным схе-
й мам н здесь основные элементы расположены соосно в нормаль-
ной последовательности. Как и в двигателях большой тяги, при
высоком значении tn вентилятор 1 выполнен одноступенчатым
без ВНА, а потоки обоих контуров не смешиваются. Однако вен-
тилятор приводится от турбины 10 I каскада (низкого давления)
не непосредственно, а через редуктор 3 со степенью редукции
/=0,43. Применение редуктора устранило трудности согласова-
ния частот вращения вентилятора и турбины, так как позволило
независимо установить оптимальную для каждого из них часто-
ту вращения. Поэтому турбина не увеличена по диаметру и име-
ет всего две ступени. Так как в малоразмерном двигателе часто-
I
I
486
та вращения валов высока, то масса и размеры редуктора полу-
чаются небольшими.
Помимо вентилятора для сжатия воздуха I контура служит
трехступенчатый осевой компрессор 4 I каскада н центробеж-
ный компрессор /5 II каскада, приводимые турбинами 10 и 9.
Во II каскаде расположена противоточная камера сгорания
8. Применение центробежной ступени объясняется сочетанием
высокой Лк* с малым расходом воздуха (GB=I2 кг/с); эта сту-
пень заменяет несколько осевых. Применение противоточной ка-
меры сгорания существенно сблизило турбину 9 с компрессором
15, что в сочетании с малой длиной центробежной ступени ком-
прессора позволило получить небольшое расстояние между опо-
рами 7 и 12 II каскада и, следовательно, сблизило опоры 6 и 13
I каскада. Это облегчило решение проблемы жесткости соеди-
нительного вала 14.
Диаметр центробежной ступени компрессора уменьшен, а
требуемая окружная скорость обеспечивается увеличением час-
тоты вращения. Но это приводит к необходимости включения
в схему переходника 5, внутри которого расположены опоры 6
и 7, воспринимающие осевое усилие на роторах обоих каскадов,
и привод 16 к агрегатам.
16.3. Конструктивные схемы турбовинтовых и
турбовальных двигателей
Для конструктивных схем мощных ТВД характерна однокас-
кадная схема с осевым многоступенчатым компрессором, коль-
цевой или трубчато-кольцевой камерой сгорания, многоступен-
чатой осевой турбиной и встроенным в двигатель или выносным
редуктором винта. В основном это двигатели длительное время
находящиеся в эксплуатации, усовершенствование данных кото-
рых осуществляется только путем модифицирования в рамках
существующей конструкции. Обычно лк*=84-10 н Тг* = 1200—
1300 К- При модифицировании Тг* повышается до 1400—1450 К;
Удв = 0,24-0,35 кг/кВт.
Существует большое количество моделей турбовальных дви-
гателей в основном небольшой и средней мощности. Большинст-
во из них выполнено по конструктивной схеме со свободной тур-
биной, что более удобно для применения на вертолетах и вместе
с тем позволяет тот же двигатель устанавливать и иа легкие са-
молеты (с добавлением редуктора винта). В этих двигателях
часто используют характерные для малых размеров типы основ-
ных элементов: осецентробежные н даже чисто центробежные
компрессоры, кольцевые противоточные или с вращающимся
распылителем топлива камеры сгорания. В моделях более ран-
них выпусков лк*=4-4-8; Тг* = 12004-1250 К и Сея — 0,30 4-
0,45 кг/ч-кВт. В новейших двигателях лк* увеличена до 12—17
и применены турбины с внутренним воздушным охлаждением
487
при Тг* —1300—1400 К. Это позволило уменьшить С₽в до 0,25—
0,35 кг/ч • кВт. Соответственно удельная масса с 0,25—0,4 кг/кВт
понизилась до 0,15—0,11 кг/кВт.
Конструктивная схема однокаскадного ТВД
Конструктивная схема однокаскадного ТВД приведена на
рис. 16.6 (см. вклейку в конце книги). Он имеет следующие ос-
новные данные: #Ввад=2950 кВт; Свв = 0,285 кг/кВт;
Тг* = 1200К; УдВ = 0,37 кг/кВт (с редуктором). Общая компонов-
ка двигателя принципиально аналогична компоновке однока-
скадного ТРД: также соосно расположены в нормальной
последовательности те же элементы при трехопорном роторе
и консольной турбине. По сравнению с ТРД существенно изме-
нена входная часть двигателя в связи с расположением в ней
редуктора 2. Он установлен в своем корпусе н соединяется с ро-
тором двигателя валом 6. Силовая связь редуктора с двигателем
осуществляется с помощью лобового картера 3, имеющего коль-
цевой канал 4 для пропуска воздуха к компрессору. Увеличен-
ный диаметр редуктора по сравнению с диаметром втулки
I ступени компрессора 9 определяет форму этого канала. На ло-
бовом картере установлены и коробки 5 привода агрегатов,
а внутри имеется передача 8 их привода.
Ряд элементов конструкции этого двигателя был рассмотрен
в предыдущих главах: осевой компрессор — рис. 10.43; турбина—•
рис. 13.33; узел соединения валов компрессора и турбины —
рис. 10.15.
Конструктивная схема турбовальиого двигателя
со свободной турбиной
Существенное влияние на конструктивную схему турбоваль-
ного двигателя со свободной турбиной оказывает способ вывода
вала от свободной турбины: назад —с выпуском выходящих га-
зов в сторону или вперед — с пропуском вала внутри полого ро-
тора турбокомпрессорной части двигателя. Последняя схема
является более универсальной и позволяет с минимальными пере-
делками использовать двигатель как на вертолете, так и на
самолете.
Компоновка двигателя по первой схеме по существу пред-
ставляет компоновку ТРД, к которому вместо выходного сопла
присоединен узел свободной турбины с выпускным каналом.
Компоновка двигателя по второй схеме показана на рис. 16.7
на примере конструктивной схемы, принятой для семейства дви-
гателей мощностью 1000—2500 кВт, имеющих Се=0,224-
0,35 кг/ч-кВт, Лк*=б4-8; Гг* = 1200—1300 К, удв=0,3 (первые
модели с редуктором) 4-0,11 (последние модели без редуктора)
кг/кВт.
Компоновка характеризуется последовательным соосным
расположением всех элементов и применением противоточной.
488
Рис. 16.7. Конструктивная схема турбовальиого двигателя: .•
/—выводной вал; 2—кольцевой канал; 3— коробка привода агрегатов; 4—коническая передача; .5—стягивающий вал; 6—
вал от свободной турбины; 7—осевая часть компрессора; <5—1 центробежная ступень; 9, 14, 15 н 19—опоры; 10—радиально-осе
вой диффузор; //—турбина компрессора: /2—камера сгорания; /3—выпускной канал; 16—свободная турбина; /7—соединитель-
ный вал; 18—диафрагма; 20—-лобовой картер; 2/—редуктор
489
кольцевой камеры сгорания, осецентробежного компрессора,
свободной турбины с выводом ее вала вперед через ротор тур-
бокомпрессора. Последний выполнен двухопорным с опорно-
упорным шариковым подшипником — опорой 19 перед компрес-
сором н роликовым подшипником — опорой 9 перед турбиной.
Консольное расположение турбины и применение противоточной
камеры сгорания позволили сблизить опоры и иметь очень ко-
роткий и жесткий вал 17 соединения компрессора с турбиной.
Непосредственно за турбиной привода компрессора расположе-
на одноступенчатая свободная турбина 16. Она установлена кон-
сольно на расположенных за ней опорах 15 и 14, закрепленных
в корпусе внутри выпускного канала 13.
Несмотря на особенности конструктивной схемы, направлен-
ные на уменьшение длины турбокомпрессорной части двигателя,
вал 6 передачи мощности от свободной турбины к расположен-
ному спереди редуктору 21 получается длинным и для обеспече-
ния его жесткости требуется значительное увеличение диаметра.
В связи с этим диски компрессора имеют отверстие большого
диаметра и способ их соединения друг с другом позволяет раз-
местить внутри вал 6 большого диаметра прн относительно ма-
лом диаметре цапф компрессора под подшипники. Диски стяги-
ваются тонкостенным валом 5, который спереди крепится бол-
тами к диску I ступени компрессора, а сзади иа резьбе входит
в соединительный вал 17. Последний заворачиваясь стягивает
все диски, включая и колесо центробежной ступени. Крутящий
момент между дисками передается торцовыми шлицами. Эта
конструкция позволяет вставить внутрь вал 6, а затем стянуть
ротор валом 17, при этом передняя и задняя цапфы имеют не-
большой диаметр с конусными участками в их зоне у вала 6.
В передней части двигателя расположен лобовой картер 20
с установленным внутри редуктором 21. В картере имеется
кольцевой канал 2 пропуска воздуха на вход в компрессор, а
также коробки 3 привода агрегатов снаружи и передача 4 к ним
от ротора двигателя (внутри).
Силбвые связи выполнены по разомкнутой схеме. Наруж-
ная— осуществляется с помощью жестких корпусов элементов,
а разомкнутая внутренняя связь с опорой 9 — через диафрагму
н корпус радиального диффузора 10 центробежной ступени 8
компрессора.
Усложнение конструктивной схемы, связанное с выводом
вперед вала передачи мощности от свободной турбины, оправ-
дывается возможностью применения двигателя путем замены
редуктора 21 и выводного вала 1 как на вертолете (малая сте-
пень редукции), так и на самолете (большая степень редукции
и вал для установки воздушного винта).
ЧАСТЬ III
СИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛЯ
Глава 17
СИСТЕМЫ СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
17.1.	Назначение и схемы систем смазки
Система смазки должна выполнять следующие основные
функции:
1)	обеспечивать подачу требуемого количества масла к тру-
щимся парам во всех возможных эксплуатационных условиях на
всех режимах работы двигателя;
2)	передавать во внешнюю среду тепло, получаемое маслом
вследствие трення н нагрева горячими частями двигателя;
3)	удалять твердые частицы, образующиеся в результате
разложения масла и при износе трущихся элементов;
4)	сигнализировать о возникновении дефектной работы тру-
щихся элементов.
Кроме того смазочное масло может использоваться как ра-
бочее тело вспомогательных гидромеханизмов двигателя (регу-
ляторов, сервомоторов и пр.).
Системы смазки авиационных двигателей по способу исполь-
зования масла разделяют на два типа: разомкнутые и циркуля-
ционные. В разомкнутой системе масло подается на смазывае-
мые поверхности и затем выбрасывается наружу (обычно в ухо-
дящие газы, где оно сгорает). Эти системы предельно просты, но
требуют большого расхода масла, вследствие чего применяются
только в двигателях кратковременного действия.
В циркуляционной системе масло движется по замкнутому
контуру: после поступления на смазываемые поверхности оно
собирается и остается в системе для повторного многократного
использования. Для этого оно в системе охлаждается, очищается
от механических примесей и вспенивающего его воздуха. Цир-
куляционные системы значительно сложнее разомкнутых, но они
позволяют обеспечить смазку двигателя в течение многих часов
работы небольшим количеством масла.
В двигателях для больших сверхзвуковых скоростей полета
могут применяться комбинированные системы: циркуляционная
491
Рис. 17.1. Схема циркуляционной замкну-
той системы смазки:
/—масляный бак; 2-^всасывающая магист-
раль: 3—нагнетающий насос; 4—редукционный
клапан; 5—обратный клапан; 6—измеритель
температуры масла; 7—измеритель давления
масла; 8—фильтр; 9—перепускные клапаны;
10—двигатель; //—откачивающие насосы; 12—
воздухоотделитель; /3-4>адиатор; 14—центро-
бежный суфлер; 15—трубопровод суфлирования
для смазки большинства опор двигателя и разомкнутая (масло
после смазки в бак не возвращается, а выбрасывается наружу)
для смазки наиболее горячих опор, где под действием высокой
температуры в масле образуются отложения, делающие его не-
пригодным для повторного использования. Комбинированная си-
стема, кроме того, упрощает вопрос охлаждения масла, посколь-
ку при больших числах М
полета поступающий па-
вход в двигатель воздух
имеет высокую температуру
и для охлаждения масла мо-
жет использоваться только
топливо, хладоресурс кото-
рого ограничен.
Циркуляционные системы
выполняются замкнутыми
или короткозамкнутыми.
Принципиальная схема зам-
кнутой циркуляционной си-
стемы смазкн показана на
рис. 17.1. Масло из бака /
по всасывающей магистра-
ли 2 поступает в нагнетаю-
щий насос 3, из которого
под давлением подается к
узлам смазки в двигателе.
Основные опоры двигателя,
как уже отмечалось, смазы-
ваются струями из форсу-
нок, а шестерни приводов
агрегатов и часть подшипни-
ков этих приводов — так
называемым барботажом, т. е. мелко разбрызгиваемым вращаю-
щимися деталями двигателя маслом, которое образует в поло-
стях приводов густой масляный туман. Высоконагруженные ше-
стерни редуктора в ТВД смазываются струями масла, подавае-
мыми непосредственно в зону зацепления шестерен.
Давление и температура масла за иасосом на выходе в на-
порную магистраль двигателя контролируются измерительными
приборами 6 и 7, указатели которых вынесены на пульт управ-
ления.
Начальное давление масла в магистрали на основных режи-
мах двигателя поддерживается постоянным с помощью редук-
ционного клапана 4, который перепускает излишек масла обрат-
но на линию всасывания иасоса. На входе в магистраль устанав-
ливается и фильтр 8 очистки масла. В случае засорения фильтра
подача масла в двигатель может недопустимо уменьшиться, что-
бы этого избежать параллельно фильтру устанавливается пере-
492
пускной клапан 9, который при повышении перепада давлений
на фильтре сверх определенной величины (порядка 0,5-105 Па)
открывается и перепускает масло в двигатель, минуя фильтр.
Так как в двигателе масло насыщается воздухом и вспенивается,
то его объем сильно увеличивается и для откачкн требуются
насосы намного большей объемной производительности, чем
нагнетающие. Обычно с целью обеспечения полной откачки мас-
ла при любом положении двигателя в полете откачка произво-
дится отдельными насосами 11 из каждого смазываемого узла.
Далее масло через воздухоотделитель 12 и топливо-масляный
или воздушно-масляный радиатор 13 направляется обратно в
бак.
При запуске двигателя на холодном густом масле гидравли-
ческое сопротивление радиатора резко возрастает. В результате
создаваемое откачивающими насосами давление масла может
увеличиваться настолько, что это приведет к разрушению радиа-
тора. Поэтому параллельно радиатору установлен перепускной
клапан 9, который открывается при повышении давления масла
до предельно допустимой величины.
Для избежания выброса масла н газов через уплотнения
выводиых валиков давление во внутренних полостях двигателя
должно быть близко к внешнему атмосферному давлению. Вы-
равнивание давления в какой-либо полости по отношению к ат-
мосферному называется суфлированием, а служащие для этой
цели специальные устройства — суфлерами. На рис. 17.1 показан
центробежный суфлер 14, присоединенный к полости коробки
привода агрегатов двигателя трубопроводом 15. Помимо полос-
ти коробки привода агрегатов отдельно от иее могут суфлиро-
ваться полости опор подшипников и лабиринтных уплотнений.
В суфлер поступают воздух и газы, проникающие через уплот-
нения у компрессора и турбины внутрь полостей опор; газовоз-
душная смесь захватывает также пары и мелкие капли масла.
В суфлере под действием центробежных сил происходит сепара-
ция жидкого масла, которое возвращается обратно в двигатель,
а газы и пары выбрасываются в атмосферу.
Получаемый в воздухоотделителе 12 воздух с парами масла
также подается в коробку привода агрегатов, а оттуда — в суф-
лер 14.
При опорожнении герметично закрытого масляного бака
в нем будет возникать разрежение, которое не только затруднит
дальнейший выход масла, но и повлечет его вскипание. Возни-
кающие при этом в масле пузырьки пара могут полностью нару-
шить работу системы смазки. Поэтому воздушная полость бака
должна сообщаться с атмосферой. Если бак непосредственно
соединен с атмосферой, то такая система называется открытой;
если же сообщение с атмосферой происходит через клапан, под-
держивающий в баке давление несколько выше атмосферного—
на (0,24-0,5) • 105 Па, то система называется закрытой. Показан-
493
ная на рис. 17.1 система является закрытой. Такие системы чаще
всего выполняется с суфлированием также через коробку приво-
да агрегатов, нз которой воздух выпускается в атмосферу через
центробежный суфлер 14.
При расположении бака выше двигателя масло может во
время длительной стоянки самотеком сливаться в двигатель че-
рез зазоры в нагнетающем масляном насосе. Для исключения
Рис. 17.2. Схема циркуляционной короткозамкнутой системы
смазки:
1—масляный бак; 2—насос подпитки; 3—редукционные клапаны; 4—об-
ратный клапан; 5—измеритель температуры; 6—'нагнетающий насос; 7—
фильтр; 8—измеритель давления; 9—-двигатель; 10—откачивающие на
сосы; //—воздухоотделитель; 12—радиатор; 13—перепускной клапан;
14—жиклер; 15—линия суфлирования бака; 16—дополнительный контур;
/7—центробежный суфлер; 18—^воздушная линия от воздухоотделителя
в масляный бак
такой перетечки в нагнетающей магистрали устанавливается об-
ратный клапан 5, открывающийся при достижении определен-
ного давления на входе в него.
Принципиальная схема короткозамкнутой системы показана
на рис. 17.2. Эта система отличается от первой в основном тем,
что в ней масло циркулирует по замкнутому контуру: нагнетаю-
щий насос 6— двигатель 9— откачивающие насосы 10 — радиа-
тор 12— нагнетающий насос 6. Таким образом, масляный бак
из основного циркуляционного контура исключен и используется
только для его подпитки (восполнения количества выработанно-
го масла). Чтобы при низкой атмосферной температуре масло
в баке ие переохлаждалось, небольшое количество горячего мас-
ла (около 10% от общей прокачки) из циркуляционного контура
направляется по дополнительному контуру 16 в бак; расход мас-
ла через контур 16 регламентируется жиклером 14. Обратно
в систему это масло вместе с маслом подпитки возвращается на-
сосом 2 на вход в основной нагнетающий насос 6.
494
В отличие от схемы на рис. 17.1 показанная на рис. 17.2 схе--
ма является открытой, так как в ней суфлирование масляного
бака достигается непосредственной связью его воздушной полос-
ти с атмосферой при помощи линии 15. Здесь воздух и масляные
пары из воздухоотделителя 11 сначала отводятся в эту воздуш-
ную полость, откуда выходят наружу. Достоинством коротко-
замкнутой системы циркуляции является более быстрый прогрев
масла после запуска двигателя, так как при этом греется не все
масло в системе, а только та его часть, которая находится в цир-
куляционном контуре, тогда как остальное, значительное коли-
чество масла, находящееся в баке, прогревается позднее, уже
после выхода двигателя на рабочий режим.
Избыточное давление масла за нагнетающим насосом на ра-
бочем режиме составляет (34-6) • 105 Па, температура для неф-
тяных масел на входе рекомендуется 60—80° С, а на выходе — не
более НО—120° С. В короткозамкнутых системах давление иа
входе в нагнетающий насос составляет около (0,54-0,8)  105 Па
и поддерживается редукционным клапаном насоса подпитки.
Требуемая прокачка масла W через двигатель (т. е. цирку-
ляционный расход масла) зависит от теплоотдачи в масло Q.
Последняя определяется типом двигателя, его мощностью, ре-
жимом работы, допускаемой температурой масла, конструктив-
ными особенностями опор и системой их охлаждения. Поскольку
точный расчет теплоотдачи в масло связан с большими труднос-
тями, то часто пользуются статистическими данными. Для ТРД
она составляет 3—6 кДж/с на 10000 Н стендовой тяги; для
ТВД — 15—25 кДж/с на 1000 кВт эквивалентной стендовой мощ-
ности. В ТРДД теплоотдача в меньшей мере зависит от тяги
(часть тепла передается воздуху второго контура) н для средних
и крупных двигателей она составляет 35—55 кДж/с.
Прокачка масла связана с теплоотдачей соотношением (м3/с)
W =—5,	(17. 1)
СмбмДГ
где см~ удельная теплоемкость масла (около 2 кДж/кг-К);
— плотность масла (~ 900 кг/м3);
Д7 —повышение температуры масла в двигателе (ДГ=304-
60 К).
Приближенно можно считать в среднем 1F=(O,34-
1,0) • 10-4 м3/с на каждые 10000 Н стендовой тяги ТРД и (24-
5) • 10-4 м3/с на каждые 1000 кВт эквивалентной мощности ТВД.
Расход масла, обусловленный выносом капелек и паров мас-
ла в атмосферу через систему суфлирования и утечками масла
через уплотнения, невелик и не превышает 0,3—0,5 кг/ч в двига-
телях небольшой мощности и 1—3 кг/ч в двигателях всех типов
средней и большой мощности,
Для смазки подшипников качения требуются маловязкие мас-
ла с низкой температурой застывания. Последнее необходимо
495
для запуска двигателя в зимних условиях без предварительного
подогрева. Маловязкие масла обеспечивают и лучшее охлажде-
ние опор. Поэтому в ТРД и ТРДД применяют маловязкне нефтя-
ные масла МК-6, МС-6, МК-8* и трансформаторное масло. Эти
масла достаточно дешевы и широко эксплуатируются на двига-
телях. Однако они содержат большое количество легкокипяших
фракций и недостаточно термостабильны, что ограничивает воз-
можность их применения при высокой температуре. Поэтому
в наиболее теилонапряженных двигателях для смазки опор ис-
пользуют термически более стабильные синтетические масла ти-
па 50-1-4ф, 36/1 к, Б-ЗВ и др. Так, масло 36/1 к может длительно
работать при температуре 200° С, около 10 ч при температуре
250° С и до 1 ч при температуре 300° С, тогда как рабочая тем-
пература для нефтяных масел ограничена 120—150° С. Синтети-
ческие масла имеют и достаточно низкую температуру застыва-
ния, что позволяет запускать двигатель зимой без подогрева.
Несмотря на эти достоинства синтетических масел, они находят
ограниченное применение, что в основном объясняется их высо-
кой стоимостью (примерно в 8—10 раз дороже нефтяных масел),
и, отчасти, токсичностью, требующей повышенной осторожности
при эксплуатации. Поэтому они используются только там, где
нельзя применить нефтяные масла, т. е. в сильно теплонапряжен-
ных конструкциях.
Л1аловязкие масла не обеспечивают надежную смазку высо-
конагруженных зубчатых зацеплений в редукторах ТВД. Здесь
требуются более вязкие масла, в связи с чем для ТВД применяют
смеси из маловязких и вязких масел, например, смесь 75% вяз-
кого масла МК-22,или МС-20 с 25% маловязкого масла МК-8.
Для смазки редукторов могут служить и синтетические масла;
так главные редуктора ряда вертолетов смазываются синтети-
ческим маслом Б-ЗВ, которое одновременно используется и для
смазки двигателя.
17.2.	Конструкция и характеристики
агрегатов систем смазки
Масляные насосы
Для нагнетания и откачки масла обычно применяются шес-
теренчатые насосы. Они просты по конструкции, обладают высо-
кой производительностью при малых габаритах и массе, надеж-
но и с большим ресурсом работают на двигателе. Каждая сту-
пень (секция) насоса состоит из заключенных в корпусе двух
сцепленных шестерен (рис. 17.3), одна из которых кинематичес-
ки связана с ротором двигателя. При вращении шестерен они’
* Буква М обозначает, что масло применяется в авиации (авиационное),
•К или С—способ очистки (К — кислотный, С — селективный), цифры — ки-
нематическую вязкость при 50° С для маловязких масел и при 100° С для
рязких сортов.
496
переносят масло во впадинах между зубьями со стороны всасы-
вания на сторону нагнетания. В месте зацепления шестерен схо-
дящиеся со стороны нагнетания зубья выдавливают масло нз
впадин, одновременно отделяя зону нагнетания от зоны всасы-
вания. Таким образом, масло забирается на стороне всасывания
н переносится иа сторону нагнетания с одновременным повыше-
нием давления до равного давлению в этой полости. Поэтому
давление нагнетания автома-
тически устанавливается та-
ким, при котором расход
масла через сеть становится
равным количеству масла,
подаваемому насосом; сле-
довательно, это давление
зависит как от производи-
тельности насоса, так н от
гидравлического сопротивле-
ния сети.
Теоретически объемная
производительность шесте-
ренчатого иасоса за один
оборот шестерен равна объ-
ему полостей впадин между
всеми зубьями обоих шесте-
Рис. 17.3. Схема устройства ступени
шестеренчатого масляного насоса:
!—шестерни; 2—полость всасывания; 3—по-
лость нагнетания: 4—-редукционный клапан
рен. В действительности производительность получается мень-
шей нз-за перетечек по зазорам и в зоне зацепления зубьев. Это
снижение производительности учитывается коэффициентом на-
полнения (или подачи) =0,754-0,85. Производительность
насоса может быть определена по следующей приближенной
формуле (м3/с):
WK=2ndlmn'f]W1	(17.2)
где d—диаметр делительной окружности шестерен, м;
I—длина зуба (толщина шестерни), м;
п — частота вращения шестерен, об/с;
т — модуль зубьев, м.
В этой формуле принято, что объем впадин равен объему
зубьев и что высота зуба h—2m, поэтому теоретическая подача
за один оборот шестерен равна объему кольца stdhl=2ndtnl.
В современных шестеренчатых насосах т= (2,54-6) • 10~3 м;
lid—0,54-2,0; d и п устанавливаются из условия получения отно-
сительно небольших окружных скоростей. При радиальном вхо-
де масла в шестерни, как это показано на рис. 17.3, окружная
скорость не должна превышать 8—10 м/с, так как при большей
скорости центробежные силы отбрасывают масло обратно, что
приводит к уменьшению коэффициента наполнения и соот-
ветственно производительности насоса. В конструкциях с осевым
(торцовым) подводом масла к шестерням окружная скорость
может быть увеличена до 30 м/с.
497
Рис. 17.4. Конструкция редукцион-
ного клапана:
I—седло; 2—«тарелка клапана; 3— пру
жива; 4—стакан; 5—гайка; 6—регули-
ровочный винт
Если нагнетающий шестеренчатый масляный насос не снаб-
дить регулирующим устройством, то давление за ним будет из-
меняться в широком диапазоне в зависимости от частоты враще-
ния двигателя, температуры (вязкости)' масла, зазоров в тру-
щихся поверхностях и пр. Поэтому на насосе устанавливается
специальный редукционный клапан 4, поддерживающий пример-
но постоянное давление на основных рабочих режимах (см.
рис. 17.3). По достижении расчетного давления, на которое от-
регулирована затяжка пружи-
ны, клапан 4 открывается и
перепускает часть масла обрат-
но на линию всасывания в ко-
личестве, необходимом для
поддержания этого давления.
Для примера на рис. 17.4
показана одна из конструкций
редукционного клапана. Линия
нагнетания отделена от линии
всасывания клапаном 2, кото-
рый пружиной 3 прижимается
к седлу 1. Если сила от давле-
ния масла превышает силу за-
тяжки пружины, то клапан
приоткрывается и перепускает
масло на сторону всасывания.
Регулирование силы затяжки
пружины, а следовательно, н
предельного давления масла осуществляется с помощью ста-
кана 4 и регулировочного виита 6, связанного со стаканом резь-
бовым соединением. При регулировании отвинчивается гайка 5,
фиксирующая положение винта 6, н последний поворачивают,
перемещая стакан 4 в осевом направлении, т. е. изменяют за-
тяжку пружины 3.
Редукционный клапан может выполнять свои функции лишь
в тех случаях, когда производительность насоса Wa превышает
прокачку масла W через систему при данном давлении. Поэтому
чем в расчетных условиях	тем редукционный клапан
сможет в более широком диапазоне нерасчетных условий под-
держивать заданное давление масла. Обычно принимают в рас-
четных условиях WH= (1,54-2,5) W; такой запас производитель-
ности насоса обеспечивает поддержание давления масла на
основных режимах работы двигателя с учетом снижения
производительности из-за роста перетечек через зазоры вследст-
вие износа трущихся пар, т. е. с учетом падения
Производительность нагнетающего насоса н создаваемое им
давление в сильной степени зависят от давления поступающего
в него масла. При уменьшении давления, особенно ниже (0,44-
0,6) • 105 Па, в масле начинают выделяться растворенные в нем
498
газы и пары наиболее легких фракций; кроме того происходит
расширение находящихся в масле мелких пузырьков воздуха.
Все это приводит к вспениванию и нарушению сплошности мас-
ляного потока в насосе, т. е. к так называемой кавитации. Но ме-
ре снижения давления на входе в насос интенсивность кавитации
сильно возрастает и вследствие уменьшения плотности поступа-
ющего потока производительность насоса быстро падает.
Практически снижение давления перед насосом связано с
увеличением высоты полета. Поэтому для каждой системы смаз-
ки имеется предельная высота, при которой для п=const произ-
водительность нагнетающего насоса становится равной требуе-
мой прокачке масла через двигатель и редукционный клапан
полностью закрывается.
Увеличение высоты приводит, кроме того, к возрастанию объ-
ема воздуха в отбираемом откачивающими насосами вспенен-
ном масле; поэтому объем такого масла возрастает и при недос-
таточном запасе производительности насосов происходит пере-
полнение маслосборников.
Высота, до которой поддерживается нормальная работа сис-
темы смазки, называется высотностью этой системы. Она в ос-
новном определяется работой нагнетающего насоса, т. е. высо-
той, до которой он обеспечивает требуемую прокачку и давление
масла. Основными способами повышения высотности системы
являются:
1)	применение масел с меньшей склонностью к кавитации,
т. е. с меньшим содержанием легко испаряющихся частей, раст-
воренных газов и др.;
2)	увеличение запаса производительности нагнетающего на-
соса;
3)	создание на входе в нагнетающий насос повышенного дав-
ления путем более высокого расположения бака, увеличения в
нем давления (при закрытой системе) или применения подпиты-
вающего насоса (при короткозамкнутой системе);
4)	снижение гидравлических потерь на стороне всасывания
нагнетающего насоса.
Во всех случаях производительность откачивающих насосов
должна быть достаточной для отбора всего масла, подаваемого
нагнетающим насосом.
Обычно нагнетающий и откачивающие масляные насосы кон-
структивно расположены в одном агрегате. Конструкция подоб-
ного маслоагрегата одного из ТРД показана на рнс. 17.5. В нем
друг над другом расположены одна нагнетающая секция 2 на-
соса и три откачивающие секции 3, 4 и 5 насоса. Каждая секция
состоит из пары шестерен, как это было показано на рис. 17.3.
Ведущие шестерени всех секций укреплены с помощью шпоиок
//на одном валике 9, который вращается шестеренчатым при-
водом 8 от ротора двигателя. Все ведомые шестерни свободно
вращаются на неподвижном валике 7. Каждая секция (ступень)
499
имеет собственный корпус, который вставляется в общий корпус
1 агрегата; корпус 6 последней откачивающей ступени одновре-
менно является и присоединенной на фланце крышкой, затяги-
Рис. 17.5. Конструкция маслоагрегата:
/—корпус агрегата; 2— нагнетающая секция насоса; 3, 4, 5—откачивающие секции
насоса; 6— корпус последней (III) откачивающей секции; 7—‘неподвижный валик; 8—
шестеренчатый привод; 9—ведущий валик; 10—уплотнение валика; /2—шпонки; /2—
корпусы I и II откачивающих секций; /3 и 14—подводы масла к откачивающим сек-
циям; 15—корпус нагнетающей секции; 16—штуцер подвода масла к нагнетающей
секции
вающей корпусы всех остальных секций (12 и 15) в общем кор-
пусе агрегата. Все корпусы выполнены из алюминиевого сплава
АЛ5, а шестерни изготовляются из хромоникелевых сталей
(12Х12Н4, 18Х2Н4МА и др.) с цементированием и шлифованием
поверхности зубьев.
Фильтры
Фильтры служат для очнсткн масла от содержащихся в нем
вредных примесей, которые образуются по мере использования
его в двигателе н ускоряют износ трущихся деталей. Этн приме-
си состоят из кокса и других продуктов окисления и полимери-
зации масла при высокой температуре, металлических частиц
от износа трущихся пар, пыли, песка и др.
В зависимости от достигаемой степени очистки масла филь-
тры подразделяются на фильтры тонкой и грубой очистки.
Фильтры тонкой очистки при допустимых размерах требуют
большого перепада давлений, вследствие чего они устанавлива-
ются на напорной линии после нагнетающего насоса; поэтому
эти фильтры называются также фильтрами высокого давления.
Перепад давлений на фильтрах грубой очистки намного меньше;
500
это позволяет применять их и на линии всасывания. Задерживая
относительно более крупные частицы, фильтры грубой очистки
предохраняют от загрязнения насосы, радиатор, бак. Учитывая
характер их использования, фильтры грубой очистки называются
также фильтрами низкого давления.
Устройство фильтров может быть весьма разнообразным.
В двигателях наибольшим распространением пользуются сетча-
тые фильтры, в которых фильтрующим элементом является гус-
тая металлическая сетка. Для фильтров грубой очистки приме-
няются сетки с числом ячеек 500—3500 на 1 см2, а для фильтров
тонкой очистки — до 12000—15000 на 1 см2; последние позволя-
ют задерживать частицы размером от 10—20 мкм.
Фильтрующая поверхность обладает большим гидравличес-
ким сопротивлением, которое сильно возрастает по мере накоп-
ления на ней продуктов фильтрации масла. Поэтому она должна
быть достаточно большой, чтобы масло проходило с малыми
скоростями, при которых перепад давлений на фильтре не выхо-
дит за допустимые пределы в течение заданной продолжитель-
ности работы фильтра между его очистками (50—150 ч). Ско-
рость масла, определяемая по отношению ко всей фильтрующей
поверхности, обычно равна 5—20 мм/с.
Для увеличения фильтрующей поверхности при сохранении
тех же габаритов фильтра сетчатые фильтры чаще всего выпол-
няют в виде набора отдельных секций, каждая из которых пред-
ставляет собой диск, обе поверхности которого состоят из сеток,
между которыми вставляется гофрированный каркас, образую-
щий разделяющую цх внутреннюю полость.
Конструкция фильтра с такими элементами показана на рнс.
17.6. Секции центральным отверстием надеваются на имеющий
продольные щели каркас 10, на который вворачивается на резь-
бе крышка 2 фильтра, стягивая весь пакет секций. Масло подает-
ся в полость а между корпусом и пакетом секций и проходит,
фильтруясь, через сеткн внутрь секций. Очищенное масло внутри
полого каркаса 10 проходит по полостям б и в, а затем через по-
лость г поступает к выходному штуцеру фильтра.
Фильтр имеет шариковый предохранительный клапан 3, нагру-
женный пружиной. Сопротивление чистого фильтра составляет
около 0,2 • 105 Па. По мере загрязнения фильтра его сопротивле-
ние возрастает и, когда оно достигает примерно 0,4 • 10Б Па, предо-
хранительный клапан открывается под действием этого перепа-
да давлений и перепускает масло в выходную полость фильтра,
минуя фильтрующие секции. На выходе из фильтра установлен
обратный клапан 8, пружина которого рассчитана на открытие
под действием перепада давлений (0,24-0,5) • 105 Па. Поэтому на
работающем двигателе, в котором давление поддерживается
порядка (3-~5) • 10Б Па, обратный клапан всегда открыт. Он за-
крывается при остановке двигателя, предотвращая перетекание
масла на стоянке нз маслобака в двигатель.
501
При техническом обслуживании двигателя фильтрующий па-
кет периодически вынимается, промывается и осматривается.
Проверяется целостность фильтра и наличие в фильтре металли-
ческой стружкн или сильного загрязнения частицами кокса, что
свидетельствует о неисправности двигателя. Для удобства осмот-
ра крепление фильтрующего пакета в корпусе фильтра выполня-
Рис. 17.6, Многосекционный сетчатый
фильтр;
/—«корпус; 2—крышка; 3—предохранительный кла-
пан; 4—ручка; 5—шпилька; 6—фиксатор; 7—за-
глушка; 8—«обратный клапан; 9—фильтрующий
пакет; 10—каркас
ется быстросъемным. В конструкции, показанной на рис. 17.6,
снятие фильтрующего пакета 9 вместе с крышкой 2 фильтра до-
стигается поворачиванием ручки 4, которая притягивает крышку
к корпусу с помощью резьбового соединения на укрепленной в
корпусе шпильке 5.
В двигателях с большим ресурсом помимо сетчатого фильтра
может применяться центробежный масляный фильтр для очист-
ки масла от еще более мелких частиц. Центробежный фильтр
(рис. 17.7) состоит из полого вала 2, вращающегося на двух
подшипниках 6, и грязеудерживающего цилиндра 3 на его конце.
В полый вал 2 по каналу 1 поступает масло. Оно проходит через
заглушенный с другой стороны вал и отводится по радиальным
отверстиям в грязеудерживающий цилиндр 3. Здесь масло рав-
номерно растекается по перфорированному стакану 4, где под
502
действием центробежных сил более тяжелые загрязняющие час*
тицы отбрасываются к периферии, в полость между стенкой ци-
линдра 3 и перфорированной стенкой стакана 4. Эта полость
Рис. 17.7. Центробежный масляный фильтр:
1—канал подвода масла; 2—'полый вал; 3—грязеудерживающий
цилиндр; 4—перфорированный стакан; 5— канал слива масла;
6—подшипники
образует карман, в котором частицы остаются (до удаления их
при техническом обслуживании), тогда как очищенное масло
вытекает во внутреннюю полость цилиндра. В центробежном
фильтре масло очищается лучше, остаются в основном самые
мелкие частицы, что способствует повышению ресурса двигателя
в результате циркуляции более чистого масла.
Воздухоотделители
Как уже отмечалось, под действием вращающихся деталей
подаваемое масло в двигателе сильно вспенивается и его объем
возрастает в несколько раз. Для снижения пенообразования в
маслосборниках двигателя устанавливаются пеногасящие сетки
и дефлекторы, а зоны слива масла размещаются на возможно
большем удалении от вращающихся деталей. Тем не менее в от-
качивающие насосы поступает сильно вспененное масло. Кроме
того откачивающие иасосы вследствие запаса по производитель-
ности засасывают вместе со вспененным маслом и воздух.
Подача в нагнетающие насосы вспененной масловоздушной
смеси недопустима, так как это приведет к тем же отрицатель-
ным явлениям, что и кавитация. Поэтому оказывается необходи-
мым удалять из масла воздух перед его поступлением в нагне-
тающий насос. Для этого наиболее эффективным средством по-
мимо уже упоминавшихся является применение специальных
воздухоотделителей. Конструкция одного из таких воздухоотде-
лителей показана на рис. 17.8. Содержащее воздух масло посту-
пает через окна А внутрь центрифуги — вращающейся крыль-
503
чатки 4. Под действием центробежных сил масло, будучи более
тяжелым, отбрасывается в полости В к периферии, а воздух, пары
масла и газы остаются в центре. Таким образом происходит от-
Рис. Центробежный воздухоотделитель:
/—штуцер; 2— крышка; 3—корпус; 4—крыльчатка; 5—-пе-
редний подшипник; 6—коническая шестерня привода воз-
духоочистителя; 7—задний подшипник скольжения; 8—ва-
лик; 9—патрубок выпуска масла
деление воздуха от масла. Очищенное от воздуха масло посту-
пает в полость Б н далее по патрубку 9 обратно в систему.
Воздух выпускается через отверстия а и далее через штуцер 1.
Центробежные суфлеры
Если в воздухоотделителе масло освобождается от раство-
ренного в нем воздуха, то в суфлере происходит отделение от
выпускаемого воздуха и газа частиц масла, которые собираются
и возвращаются в систему. Для этого обычно применяется цен-
тробежный суфлер, основным элементом которого является
быстро вращаемая крыльчатка (рис. 17.9). Воздушно-масляная
эмульсия поступает иа вход в крыльчатку 3, отсепарированные
частицы масла собираются на периферии и сливаются в систему
через проточку 7 и трубку 6, а воздух, газы и пары масла через
отверстия 2 н патрубок 1 выходят наружу.
^Устройства для контроля за наличием
«в масле стружки
Своевременное обнаружение в масле стружки является одним
«из основных способов раннего обнаружения дефекта в двигате-
504
ле. Поэтому все современные двигатели оборудованы сигнал'»-
заторами стружки, расположенными в масляной системе Наи-
более часто применяют магнитные пробки, представляющие
собой вворачиваемые в каналы маслосистемы резьбовые пробки
с укрепленными в них стержнями — постоянными магнитами.
Масло омывает магнитные стержни и при наличии в нем стружки
она притягивается магнитом и остается на нем. Пробки вывора-
чиваются и осматриваются при послеполетной проверке.
Применяются также сигнализаторы, извещающие о появле-
нии стружки во время работы двигателя. В этих сигнализаторах
на изоляторе закреплены рядом с некоторым зазором несколько
магнитов, крайние из которых присоединены к электрической
цепи. При замыкании (перекрытии) зазоров стружкой цепь за-
мыкается и включается сигнальное устройство (лампочка на
пульте). Вместо магнитов в таком датчике могут использовать-
ся и установленные рядом на изоляторах пластины. При про-
хождении между пластинами масла в щелях между ними за-
стревают частицы стружки, замыкая электрическую цепь.
Для контроля за состоянием масла кроме того применяется
периодический отбор проб масла из двигателя и их спектроско-
пический или химический анализ на содержание металлической
стружки и других включений.
505.
Глава 18
СИСТЕМЫ топливопитания
18.1.	Назначение и общая схема систем
топливопитания
Система топливопитания служит для подачи топлива под
давлением в основную и форсажную камеры сгорания, а при за-
пуске — ив пусковое устройство. Кроме того эта система ис-
пользуется для питания топливом как рабочей жидкостью слу-
жебных гидромеханизмов управления и регулирования двига-
теля.
Системы топливопитания должны удовлетворять следующим
основным требованиям:
1)	обеспечивать подачу необходимого количества топлива
под требуемым давлением в камеру сгорания и в форсажную
камеру во всех возможных эксплуатационных условиях;
2)	для всех этих условий создавать хорошее распиливание
топлива в камерах сгорания и равномерное его распределение
8 зоне горения;
3)	быстро и полностью прекращать подачу топлива в двига-
тель при его останове;
4)	исключать возможность подтекания топлива или выхода
наружу его паров, особенно в зоне горячих узлов двигателя (во
избежание пожара);
5)	обеспечивать очистку топлива от загрязняющих его по-
сторонних частиц (стружки, песка, грязи, кристаллов льда);
6)	быть доступной для технического обслуживания и перио-
дического осмотра с промывкой фильтров;
7)	позволять использовать хладоресурс (охлаждающую спо-
собность) топлива для охлаждения масла и агрегатов различ-
ных самолетных систем.
Применяемые для газотурбинных двигателей топлива долж-
ны: не вызывать коррозию элементов системы; не обладать
склонностью к нагарообразоваиию; быть термостабильными,
т. е. не выделять при повышенной температуре (до 370—400 К)
нерастворимых осадков и смол; сохранять достаточно малую
вязкость при низких температурах (до 215—220 К); легко испа-
ряться н воспламеняться в камере сгорания и вместе с тем не
быть слишком летучими для уменьшения потери топлива в ба-
ках во время полета из-за его интенсивного испарения. Этим
требованиям удовлетворяют авиационные керосины марок Т-1,
ТС-1, Т-5, Т-6 и Т-7.
Хотя системы топливопитания различных двигателей могут
существенно отличаться по своей конструкции, они образованы
близкими по своему назначению отдельными элементами, уст-
ройство и взаимодействие которых можно рассмотреть на при-
506
мере принципиальной схемы системы топливопитания ТРДФ,
показанной на рис. 18.1.
Топливо хранится в топливных баках, число, емкость и рас-
положение которых на самолете определяются назначением
и компоновкой последнего. Баки соединяются таким образом,
чтобы в полете происходила требуемая программная их выра-
Рис. 18.1. Принципиальная схема системы топливопитания ТРДФ'
1—бак; 2—‘подкачивающий насос; 3—запорный кран; 4—подкачивающий насос
двигателя; 5—измеритель расхода топлива; 6— топливо-масляный радиатор;
7—фильтры; в—основной топливный насос; 9—регулятор основного топлива;
10—стоп-кран; 11—распределительный клапав; 12—‘форсунки I контура; 13-
форсунки II контура; /4—топливный насос форсажной камеры; 15—регулятор
форсажной камеры; 16—коллектор с форсунками форсажной камеры; /7—на-
сос гидроагрегатов; 18—регулятор гидроагрегатов; 19—трубопроводы к гидро-
агрегатам; 20—'пусковой топливный насос; 21—электромагнитный клапан; 22—
обратный клапан; 23—пусковые форсунки
ботка, при которой убыль топлива не приводила .бы к сущест-
венному смещению центра массы самолета. На схеме рис. 18.1
условно показан только один бак 1. Из него топливо подается
в систему топливопитания двигателя подкачивающим насосом 2
самолета. Такая система подачи топлива применяется чаще все-
го, так как позволяет получить на входе в систему топливопнта-
ния двигателя избыточное давление, препятствующее появлению
кавитации топлива при больших высотах полета. В этом случае
баки не находятся под повышенным давлением, в результате
чего существенно уменьшается их масса. Подкачивающие насо-
сы имеют электрический привод и располагаются непосредст-
венно под баком (рабочая часть насоса может находиться н в
самом баке). Однако в некоторых системах для упрощения кон-
струкции при небольших размерах баков подача топлива осу-
ществляется путем вытеснения его под действием избыточного
давления подаваемого в бак инертного газа или воздуха. Все
эти элементы относятся к топливной системе самолета, которая
отключается от системы двигателя запорным краном 3, исклю-
чающим слив топлива из бака в двигатель на стоянке.
507
Подкачивающий насос 4, приводимый во вращение от двига-
теля, повышает давление топлива на (1,5-~3,0) • I05 Па и подает
его через измеритель 5 расхода топлива, топливо-масляный ра-
диатор 6 и фильтр 7 на вход в основной топливный насос 8.
В топливо-масляном радиаторе горячее масло из двигателя
охлаждается топливом, которое при этом нагревается. Все ука-
занные выше элементы образуют контур низкого давления сис-
темы топливопитания двигателя.
В основном топливном насосе 8 давление топлива повыша-
ется, достигая на максимальном режиме (60—150) -105 Па. Топ-
ливо под высоким давлением поступает далее в регулятор 9,
который может быть самостоятельным узлом или выполняться
в одном агрегате вместе с основным топливным иасосом. Регу-
лятор дозирует количество топлива, подаваемого через распи-
ливающие форсунки 12 и 13 в камеру сгорания. Для лучшего
распиливания топлива в широком диапазоне его расхода чаще
всего применяют два контура форсунок — при малом расходе
работает только I контур с форсунками 12, а при повышенном
расходе распределительным клапаном И включается и II контур
с форсунками 13. За регулятором устанавливается стоп-кран 10,
запирающий топливную систему двигателя после его останова;
ои же применяется и для аварийного выключения двигателя на
любом режиме работы.
После топливо-масляного радиатора к основной топливной
системе присоединен контур питания форсажной камеры. Этот
контур включает фильтр 7, топливный насос 14, повышающий
давление топлива перед форсунками форсажной камеры 16, и
регулятор 15 подачи топлива в форсажную камеру.
Топливо из основной системы топливопитания используется
также в качестве рабочей жидкости в гидроприводах элементов
механизации компрессора (поворотные лопатки, ленты и клапа-
ны перепуска), силовых гидроцилиндрах и других гидроагрега-
тах. Для этого в гидроагрегаты, работающие с малой прокачкой
топлива, оно отбирается от основного регулятора 9, а в гидроаг-
регаты с большой прокачкой топливо подается через параллель-
ную линию, включающую специальный насос 17 и регулятор гид-
роагрегатов 18.
В некоторых двигателях для розжига камеры сгорания при-
меняются пусковые форсунки, которые питаются топливом либо
от автономной пусковой системы с собственным топливным ба-
ком, либо от основной системы. Последняя схема, как наиболее
употребляемая, показана на рис. 18.1. Давление топлива перед
пусковыми форсунками невелико — около (2-ь-З) • 105 Па, и обес-
печивается пусковым насосом 20. Электромагнитный клапан 21
открывается лишь кратковременно (по сигналу системы авто-
матики) в процессе запуска. Обратный клапан 22 установлен
непосредственно в корпусе пусковой форсунки 23. Он устраняет
подтекание топлива после закрытия электромагнитного клапана
;м'ЭЮ8
21 и прорыв горячих газов из камеры сгорания в пусковую сис-
тему.
На рис. 18.1 не показаны магистрали дренажирования систе-
мы топливопитания, с помощью которых топливо из мест, где
оно может скапливаться или просачиваться, собирается и отво-
дится в сливной и дренажный бачки. Последний кроме того ис-
пользуется для дренажирования в атмосферу воздушных полос-
тей в элементах регуляторов. Из сливного и дренажного бачков
собирающееся в них топливо выводится по трубкам наружу,
в зону у среза выходного сопла.
18.2.	Основные элементы топливной системы
Подкачивающие топливные насосы
В качестве подкачивающих топливных насосов двигателя на-
иболее часто применяют центробежные насосы. Они просты по
конструкции, обладают высокой производительностью при ма-
лых габаритах и массе, надежны и имеют большой ресурс, так
как не содержат трущихся пар; менее других типов насосов чув-
ствительны к свойствам топлива. Их основными недостатками
являются легкость возникновения кавитации топлива и труд-
ность получения высокого давления. Первый недостаток обус-
ловлен существованием на входе в крыльчатку (колесо) зон вы-
соких скоростей и соответственно пониженных давлений; он пре-
одолевается путем увеличения давления топлива перед насосом.
Получение больших давлений топлива требует применения в
центробежном насосе высокой окружной скорости и, следова-
тельно, высокой скорости вращения крыльчатки. Это не только
усложняет конструкцию, ио и сильно затрудняет создание усло-
вий, обеспечивающих отсутствие кавитации топлива. По этой
причине центробежные топливные насосы и используются в ос-
новном только в качестве подкачивающих. Лишь на двигателях
с очень большим расходом топлива и умеренным давлением
перед форсунками, центробежный насос применяется и в ка-
честве основного топливного насоса.
Конструкция подкачивающего центробежного топливного на-
соса показана на рис. 18.2. Топливо поступает на вход в центро-
бежную крыльчатку 2 через вращающийся вместе с ней шнек /,
рассчитанный на большую производительность. Тем самым на
входе в крыльчатку создается подпор, улучшающий кавитаци-
онные характеристики насоса. Из крыльчатки топливо попадает
в сборник, имеющий форму улитки, где давление достигает не-
скольких десятков тысяч паскалей.
Валик крыльчатки вращается в двух подшипниках, из кото-
рых один 3 воспринимает осевое усилие от крыльчатки. Он сма-
зывается керосином, поступающим по щели между крыльчаткой
и корпусом и удаляемым через отверстие в валике. Другой под-
шипник 6 смазывается маслом нз коробки приводов двигателя.
509
Между этими подшипниками расположено манжетное уплотне-
ние 5. Топливо, просочившееся через это уплотнение, по штуце-
ру 4 отводится в сливной бачок системы дренажирования агре-
гатов системы топливопитания.
Рнс. 18,2. Подкачивающий центробежный насос:
/—шнек; 2—крыльчатка; 3—подшипник; 4—дренажный штуцер; б—
манжетное уплотнение; 6—подшипник; 7—хвостовик вала крыльчат-
ки; 8—"Пружина; 9—мембрана; 10—демпфер; 11 -двухтарельчатый
клапан со штоком; Z2—выходной насадок: 13—канал, передающий
давление от горла выходного насадка к мембране; 14— регулировоч-
ный винт
Создаваемое центробежным насосом давление зависит от
частоты вращения ротора двигателя и расхода топлива. Вместе
с тем для стабильной работы основного насоса желательно,
чтобы давление на входе в него было постоянным. Поэтому к
подкачивающему центробежному насосу присоединен двухта-
рельчатый клапан И постоянного давления.
Шток клапана жестко связан с упругой мембраной 9, а его-
конец пропущен через мембрану и прижат к тарелке пружины 8.
Мембрана находится под действием давления топлива в полос-
ти б, которое благодаря каналу 13 равно давлению в горле вы-
510
ходного насадка 12. Таким образом, положение клапана, уста-
навливаемое мембраной 9, соответствует условию равенства
действующих на нее сил от пружины 8 с одной стороны, и от
давления топлива — с другой.
Прн движении топлива через щелевые зазоры между тарел-
ками клапанов и седлами в корпусе его давление падает вслед-
ствие эффекта дросселирования; при этом, чем меньше зазоры,
тем сильнее снижается давление топлива. Вследствие малой
величины зазоров их изменение при перемещении клапана прак-
тически не отражается на силе затяжки пружины; поэтому
состояние равновесия устанавливается при одном и том же дав-
лении топлива на выходе, получаемом путем соответствующего
изменения зазора, т. е. путем регулирования степени дроссели-
рования поступающего из иасоса топлива.
Регулирование величины давления, которое с помощью кла-
пана поддерживается постоянным, достигается путем изменения
силы затяжки пружины, для чего служит винт 14.
Для уменьшения пульсаций потока на выходе при взаимо-
действии с основным топливным насосом клапан имеет гидрав-
лическое демпфирующее устройство 10. Оно представляет собой
поршень, жестко закрепленный на штоке клапана и уплотненный
двумя разрезными кольцами. Поршень гидравлически заперт
и препятствует вибрационному движению штока клапана. Для
быстрого перемещения клапана в поршне установлены два ша-
риковых клапана с пружинками, затяжка которых рассчитана
на открытие при большем перепаде давления, чем имеющийся
при обычных пульсациях давления. Открытие шариковых клапа-
нов при большом перепаде давления обеспечивает перетекание
топлива из полостей по обе стороны поршня, т. е. демпфирую-
щее устройство в этом случае не препятствует перемещению
штока клапана.
Основные топливные насосы'
В качестве основных обычно применяют плунжерные или
шестеренчатые топливные иасосы.
Плунжерный насос позволяет получить высокое давление
топлива и регулировать производительность насоса независимо
от его частоты вращения. Вместе с тем он конструктивно наибо-
лее сложен, содержит тщательно пригнанные трущиеся плун-
жерные пары, что затрудняет получение большого ресурса из-за
их износа и вызывает повышенную чувствительность всего уст-
ройства к загрязнению топлива, его химическому составу и сма-
зывающей способности. Однако указанные выше достоинства
насоса этого типа столь существенны, что несмотря на имеющи-
еся трудности, он широко применяется в газотурбинных двига-
телях.
511
Конструктивная схема плунжерного топливного насоса пока-
зана на рис. 18.3. Вращающийся ротор 6 имеет равномерно рас-
положенные по окружности гильзы, в которые входят плунжеры
12, образующие с ними плунжерные пары. Обычно число пар
равно 7—9.
Рис. 18.3. Схема плунжерного топливного насоса:
1—вал ротора; 2—манжетное уплотнение; 3—передний подшипник; 4—
наклонные каналы в роторе; 5—корпус насоса; 6—«ротор; 7—задний под-
шипник; в—распределительная шайба; 9— 'сервомеханизм управляю-
щий положением наклонной шайбы; 10—пружина плунжера; It—серьга;
12—плунжер; 13— наклонная шайба-. 14—обойма наклонной шайбы; 15—
подшипник наклонной шайбы; 16—дренаж; /7—входное полуколъцевое
окно распределительной шайбы; /о—выходное полукольцевое окно
Плунжеры выталкиваются из гильз спиральными пружина-
ми 10, прижимающими их к наклонной шайбе 13, которая через
подшипник 15 связана с обоймой 14. Эта обойма может повора-
чиваться вокруг двух пальцев, установленных в корпусе насоса,
оси которых перпендикулярны плоскости чертежа и пересекают
ось ротора; наклонное положение обоймы вместе с шайбой фик-
сируется сервомеханизмом 9. С другой стороны торец ротора
насоса прижат к распределительной шайбе 8, имеющей два по-
лукольцевых окна 17 и 18, соединенных с каналами всасывания
и выпуска. Прижатие ротора к шайбе осуществляется избыточ-
ным давлением топлива внутри корпуса 5 насоса, которое созда-
ется во время вращения ротора под действием центробежных
512
сил, возникающих в заполненных топливом наклонных каналах
4, расположенных в промежутках между плунжерными парами.
За один оборот ротора каждый плунжер перемещается воз-
вратно-прямолинейно на величину своего хода, которая обуслов-
лена положением наклонной шайбы. Пока он поднимается, его
входное отверстие поворачивается над входным полукольцевым
окном 17 распределительной шайбы и топливо заполняет осво-
бождающийся в гильзе объем. Во время обратного хода плун-
жер вытесняет топливо через выходное полукольцевое окно 18
распределительной шайбы в канал высокого давления. При этом
давление топлива устанавливается равным противодавлению в
этой полости.
Очевидно, что производительность плунжерного насоса про-
порциональна числу плунжерных пар, рабочему объему каждой
пары и частоте вращения ротора. Регулирование производитель-
ности насоса при постоянной частоте его вращения достигается
с помощью сервомеханизма 9 путем изменения угла наклона
шайбы 13, определяющего величину хода плунжера, т. е. рабо-
чего объема пары, а следовательно, и объема топлива за один
оборот ротора. С уменьшением угла <р снижается и производи-
тельность насоса; при <р—0 подача топлива прекращается. Воз-
можность автономного регулирования расхода топлива в плун-
жерном насосе широко используется в системах автоматическо-
го регулирования двигателей.
Шестеренчатые топливные насосы по схеме и принципу дей-
ствия аналогичны описанным ранее (гл. 17) масляным шесте-
ренчатым насосам. Особенностями этих насосов являются высо-
кая производительность при малых размерах и массе, относи-
тельная простота конструкции, меньшая чувствительность к за-
грязнению и свойствам топлива. Однако их производительность
нельзя независимо регулировать, как в плунжерном иасосе;
поэтому они обычно работают с запасом по производительности
и избыток топлива системой регулирования перепускается об-
ратно в линию низкого давления. Это приводит к увеличенной
циркуляции топлива, что вызывает повышенный подогрев и на-
сыщение пузырьками воздуха, неблагоприятно сказывающееся
на кавитационных характеристиках насоса. Кроме того на при-
вод насоса затрачивается дополнительная мощность.
Конструктивные особенности топливных шестеренчатых насо-
сов (рис. 18.4) по сравнению с масляными шестеренчатыми на-
сосами (см. рис. 17.5) заключаются в следующем. Топливные
насосы проектируются на большую производительность (до
10000 кг/ч) и более высокое давление (60-j-100) • 105 Па. В на-
сосе применены подшипники 8 игольчатого типа, смазываемые
топливом (в масляных насосах обычно применяются подшипни-
ки скольжения). Для уменьшения перетечек в насосе использу-
ются специальные торцовые уплотнения шестерен, уменьшаю-
щие обратную перетечку по зазорам. Обычно торцовое
17	2563
513
уплотнение выполняют в виде плавающих втулок 3, прижимае-
мых к торцам шестерен пружинами 6 и давлением топлива. Вы-
водной вал — рессора 10 насоса имеет двойное манжетное у плот-
Рис. 18.4. Шестеренчатый топливный насос:
/—манжетное уплотнение; 2—корпус насоса; 3—«плавающие втул-
ки; 4—ведомая шестерня насоса; 5—корпус пружины; S—пру-
жины; 7—©едущая шестерня; 8—игольчатый подшипник; 9—шту-
цер; 10—рессора привода насоса
пение 1 с дренажированием топлива из полости между этими
манжетами через штуцер 9.
Для уменьшения интенсивности пульсаций давления топлива
на выходе из насоса шестерни 4 и 7 выполняются с существен-
но большим числом зубьев, чем в масляном насосе.
Форсунки
Топливо может подаваться в камеру сгорания как в испарен-
ном, так и в жидком состоянии. Соответственно могут приме-
няться как испарительные, так и распиливающие форсунки; од-
нако последние более распространены.
Распиливающие форсунки должны обеспечивать два усло-
вия, которые необходимы для получения достаточной полноты
сгорания топлива и устойчивости процесса горения: достаточно
мелкое распиливание топлива с целью получения большой по-
верхности контакта его капель с воздухом (большинство капель
имеет диаметр 0,05—0,1 мм) и распределение топлива по зоне
горения камеры. Эти условия должны удовлетворяться на всех
514
режимах работы двигателя, т. е. во всем диапазоне изменения
требуемого расхода топлива через форсунку.
Распыление и распределение топлива в зоне горения дости-
гается путем его впрыскивания в камеру сгорания под достаточ-
но большим избыточным давлением. Для этого обычно использу-
ются центробежные форсунки.
Рис. 18.6. Схемы центробежных топливных форсунок:
о—одноканальная форсунка; б—двухсопловая форсунка; в—двухсту-
пенчатая однокамерная форсунка; г—двухступенчатая двухкамерная
форсунка; /—тангенциальные каналы; 2— камера завихрения; 3—сопло;
4—конус факела распыла; 5—‘тангенциальные каналы I контура; 6—
тангенциальные каналы II контура; 7—распределительный клапан; 8—
сопло II контура; 9—сопло I контура; 10—камера завихрения П конту-
ра; //—камера завихрения I контура; /2—общая камера завихрения;
13—диафрагма (сопло)
Схема простейшей центробежной форсунки показана на
рис. 18.5,с. Топливо по нескольким тангенциальным каналам 1
(от 2 до 6) поступает в камеру завихрения 2, где оно закручи-
вается и движется вращаясь от периферии к центральному соп-
лу 5. В этом движении момент количества движения топлива
практически не изменяется и вследствие уменьшения радиуса
частота вращения увеличивается. В результате на выходе из
сопла топливо сильно закручено и, покидая форсунку, оно интен-
сивно распиливается центробежными силами, образуя за соп-
лом 3 полый конус 4 факела распыла. Поскольку центробежные
силы прижимают топливо к стенкам сопла, в центральной его
части создается зона пониженного давления, в которую прони-
кает воздух из камеры сгорания. В результате внутри камеры
завихрнвания 2 образуется воздушная полость с давлением, рав-
ным давлению в камере сгорания.
17*
515
Расход топлива через центробежную форсунку равен (кг/с)
Где р, — коэффициент расхода, зависящий от суммарной пло-
щади проходного сечения тангенциальных каналов и
геометрических соотношений в форсунке;
Гф— площадь выходного сечения сопла форсунки, м2;
q — плотность топлива, кг/м3;
Арф — перепад давлений на форсунке, т. е. разность между
давлением топлива перед форсункой и давлением в
камере сгорания, Па.
Качество распылнвания топлива зависит от Дрф, вязкости
и удельной массы топлива, и от геометрических соотношений в
форсунке. Для авиационных керосинов требуемая мелкость рас-
пыла в центробежных форсунках достигается при перепаде дав-
лений не менее (34-4) • I05 Па.
В современных двигателях в зависимости от режима их рабо-
ты расход топлива изменяется в 15—25 раз и такое же измене-
ние расхода должна допускать форсунка. Отсюда следует, что
даже в случае выбора минимального до условиям распыла зна-
чения Дрф= (3~-4) • 105 Па при наименьшем расходе топлива для
получения максимального расхода согласно написанному ранее
уравнению потребуется Дрф в 200—600 раз большее, т. е. рф~
= (6004-2000) • 105 Па. Столь высокие давления недопустимы из
условий работы топливных насосов и из-за трудности обеспече-
ния прочности трубопроводов и герметичности соединений. По-
этому для получения требуемого диапазона изменения расхода
топлива при ограничении рф не более (604-90) • 105 Па исполь-
зуют два контура форсунок. Контур I работает на всех режимах,
начиная с минимального, а II включается распределительным
клапаном по достижении давления топлива (104-20) • 10Б Па
и выполняется на существенно повышенную производительность,
чем первый. Таким образом, большие расходы топлива обеспечи-
ваются совместным использованием обоих контуров.
Простейшее устройство такого типа состоит из отдельных
форсунок обоих контуров, питаемых от своих коллекторов. Од-
нако при этом усложняется .система впрыска, а в случае трубча-
той или трубчато-кольцевой камеры сгорания возникают трудно-
сти с размещением форсунок обоих контуров. Поэтому
значительно большее распространение получили двухсопловые
и двухступенчатые форсунки, в которых оба контура объедине-
ны в одной конструкции с раздельной соосной подачей топлива
из обоих контуров.
Двухсопловая центробежная форсунка, схема которой пока-
зана на рис. 18.5,6, по существу представляет собой две объеди-
ненные соосные форсунки, каждая из которых имеет свою
516
Рис. 18.6. Конструкция двухсопловой цент-
робежной форсунки:
/—'корпус; 2— канал I контура; 3—канал II кон-
тура; 4—наконечник; 5—кожух; 6—переходник; 7—
распылитель I контура; 8—распылитель II конту-
ра; 9—шайба; 10—тангенциальные каналы I кон-
тура; //—тангенциальные каналы II контура
камеру завихрения и сопло. Внутренняя форсунка питается топ-
ливом от коллектора I контура, а внешняя — от коллектора II
контура, включаемого распределительным клапаном 7.
Конструкция двухсопловой форсунки показана на рис. 18.6.
Набор из переходника 6 и распылителей 7 и 8, представляющих
собой камеры завихрения и сопла обоих контуров, затягивается
наконечником 4. Тангенциальные каналы (четыре канала 10 во
внутренней форсунке и шесть каналов 11 во внешней) выполне-
ны в виде пазов иа коль-
цевых буртиках распыли-
телей. Подвод топлива
к распылителям осущест-
вляется по двум каналам
2 и 3 в корпусе 1 форсун-
ки. Эти каналы имеют не-
зависимые штуцеры под-
соединения трубопроводов
коллекторов обоих конту-
ров.
В двухсопловой фор-
сунке на режимах работы
только I контура возмож-
но закоксовывание сопла
II контура топливом, оста-
ющимся в заклапанных
полостях после закрытия
распределительного кла-
пана, а также топливом,
подтекающим вследствие
негерметичности клапана.
Слой нагара в сопле и на
торцовой поверхности наконечника искажает форму факела
распыла топлива, вследствие чего увеличивается температурная
неравномерность в камере сгорания, могущая привести к прога-
рам стенок камеры сгорания и сопловых лопаток турбины. Для
устранения нагарообразования поверх наконечника 4 устанав-
ливается с зазором кожух 5, через этот зазор происходит обдув
наконечника сжатым воздухом, протекающим под действием
перепада давлений снаружи и внутри жаровой трубы камеры
сгорания.
На ряде двигателей применяются двухступенчатые форсунки,
которые могут выполняться однокамерными и двухкамерными.
В однокамерных форсунках (см. рис. 18.5,в) тангенциальные
каналы обоих контуров выходят в общую камеру завихрения 12.
Топливо II контура закручивается в том же направлении, что
и топливо I контура. В двухкамерных двухступенчатых форсун-
ках (см. рис. 18.5,г) камеры завихрения разделены диафрагмой
(соплом) 13, но выход потоков осуществляется через общее соп-
517
ло 3 единым факелом распыла. В обеих схемах топливо во II
контур подается распределительным клапаном 7 по достижении
определенного давления, обычно около (15-^-25) • 105 Па.
Конструкция двухступенчатой двухкамерной форсунки пока-
зана на рис. 18.7. В ней обе камеры завихрения 8 и 10 образо-
ваны отдельными деталями, включающими тангенциальные ка-
Рис. 18.7. Конструкция двухступенча-
той двухкамерной форсунки:
1—'канал II контура; 2—канал I контура;
3—тангенциальные каналы П контура; 4—
тангенциальные каналы I контура; 5—от-
верстия для охлаждающего воздуха; 6—
гайка; 7—общее сопло; 8—камера завихре
ння; 9—сопло (диафрагма); 10—камера
завихрения II контура,- //—обжимной сто-
пор; 12—корпус форсунки
Рис. 18.8. Конструкция верхней час-
ти корпуса форсунки*
/—штуцер I контура; 2—штуцер II
контура; 3—сетчатые фильтры; 4—'ка-
нал II контура; 5—канал I контура;
6—фланец крепления форсунки на кор-
пусе камеры сгорания
налы и сопла. Они затягиваются в корпусе форсунки гайкой 6,
которая фиксируется от проворачивания обжимным стопором 11.
В гайке имеются наклонные сверления — отверстия 5, по кото-
рым охлаждающий воздух подается на обдув торца наконечни-
ка для устранения нагара.
Для защиты мелких тангенциальных отверстий от засорения
в корпусах центробежных форсунок всех схем за штуцером под-
вода топлива устанавливаются фильтры (сетчатые, резьбовые,
щелевые). На рис. 18.8 показана конструкция верхней части
корпуса форсунки со штуцерами 1 и 2 подвода топлива и сетча-
тыми фильтрами 3. Фильтр представляет собой каркас, на кото-
ром закреплена пайкой мелкая сетка. Форсунка крепится к кор-
пусу камеры сгорания с помощью фланца 6.
Все форсунки после сборки испытываются на равномерность
конуса распыла. Проверяется герметичность в холодном в горя-
чем состоянии. Форсунки подбираются по группам с целью по-
лучения близких расходных характеристик для комплекта на
518
двигателе; неравномерность расхода топлива по отдельным
форсункам иа наибольших режимах не должна превышать 2—
3%, а на малых режимах— 10—20%.
Глава 19
СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
19.1.	Назначение системы регулирования.
Программы регулирования двигателей
Система регулирования должна выполнять следующие основ-
ные функции:
1)	управление двигателем, т. е. установление летчиком тре-
буемого режима его работы;
2)	сохранение режима работы или его изменение по заданной
программе прн меняющихся внешних условиях;
3)	исключение возможности выхода на опасные для двига-
теля режимы работы, на которых недопустимо снижаются запа-
сы прочности деталей или же может нарушаться устойчивость
процессов в компрессоре, камере сгорания, форсажной камере и
входном устройстве;
4)	обеспечение быстрого и безопасного для двигателя пере-
хода на другие режимы работы прн управлении двигателем нли
при резком изменении внешних условий;
5)	обеспечение автоматического запуска с выходом на режим
малого газа при всех заданных эксплуатационных условиях.
Режим работы, непосредственно оцениваемый величиной тя-
ги или мощности двигателя, можно достаточно однозначно
характеризовать совокупностью нескольких параметров, подда-
ющихся прямому^ точному измерению и контролю простыми
способами. Эти параметры называют регулируемыми,
а обеспечиваемую системой регулирования программу их изме-
нений по режимам и условиям полета — программой регу-
лирования двигателя.
Система регулирования должна предусматривать непрерыв-
ную регистрацию всех регулируемых параметров и нх поддержа-
ние или изменение по заданной программе воздействием на регу-
лирующие факторы. Программа регулирования зависит от типа
двигателя, его схемы и наличия изменяемых проходных сечений
во входном устройстве, компрессоре, турбине и выходном сопле.
Регулирование входного устройства здесь не рассматривается.
В наиболее простом случае (для одновального ТРД с нерегу-
лируемой проточной частью) возможно ограничиться лишь од-
ним регулируемым параметром, в качестве которого обычно при-
нимают частоту вращения ротора п, как это рассмотрено в разд.
5.3 и 5.4. Этот параметр достаточно точно характеризует режим
работы двигателя, напряжения в деталях и Тг* (разд. 5.2). Вместе
519
с тем он просто и точно измеряется; в таком двигателе единст-
венным возможным регулирующим фактором является расход
топлива GT.
Структурная схема системы регулирования ТРД с неизмен-
ной проточной частью приведена на рис. 19.1,а. Летчик рычагом
управления (РУД) 1 задает режим работы, т. е. частоту враще-
Рис. 19.1. Структурные схемы систем регулирова-
ния ТРД:
а—одновальный ТРД с неизменяемой формой проточной
части; б—одновальный ТРД с изменяемой FKp при непо-
средственном измерении Гг*; а—одновальный ТРД с из-
меняемой FKp при определении Тг* по косвенным па-
раметрам (7^ и л); г—щвухкаскадный ТРД с изменя-
емой площадью выходного сопла; 1—рычаг управления
двигателем (РУД); 2—-регулятор частоты вращения ро-
тора двигателя; 3—регулятор Гг*; 4—гидроцилиндр, уп-
равляющий положением створок выходного сопла; 5—
регулятор пг; б—регулятор ni
ния п, которую должен поддерживать регулятор 2. Регулятор
регистрирует действительную п н, если она отличается от задан-
ной, то он автоматически изменяет расход топлива до тех пор,
пока частоты вращения не сравниваются. Без регулятора изме-
нение GB (в зависимости от скорости, высоты полета и др.)
будет происходить прн постоянном GT, поэтому температура Тт*
будет изменяться. В случае увеличения Гг* избыточная мощ-
ность турбины вызовет раскрутку двигателя, причем п и Тг* мо-
гут достигнуть значений, недопустимых по прочности двигателя.
Уменьшение Тг* приведет к снижению мощности турбины и со-
ответственно частоты вращения, т. е. к снижению тяги двигателя.
520
Регулятор автоматически устраняет эти недопустимые измене-
ния п.
Одновальные ТРД могут выполняться и с изменяемой пло-
щадью проходного сечения сопла, что позволяет независимо
управлять частотой вращения и температурой газа. В этих дви-
гателях регулируемыми параметрами являются п н Тг*, а регу-
лирующими факторами — GT н FKp. Обычно программой регули-
рования предусматривается регулирование п воздействием на GT,
а Тг*— воздействием на FHp- Раскрытие сопла приводит к уве-
личению лт* вследствие снижения давления рт*- В результате
при той же Тг* мощность турбины повышается н ротор стремится
раскручиваться. Однако регулятор п убавляет GT до восстанов-
ления прежнего значения п прн соответствующем снижении Тг*.
Таким образом, раскрытием сопла двигатель будет переведен на
новый режим работы с той же п, но прн более низкой Тг*. При-
крытие сопла приводит, наоборот, к повышению 7Г*.
Дополнительное регулирование Тг* изменением FK» позволя-
ет более полно использовать возможности двигателя, особенно
прн сверхзвуковых скоростях полета, —для ряда условий увели
чить максимальную тягу „двигателя, а на крейсерских режимах
улучшить экономичность. Кроме того раскрытие сопла облегчает
запуск двигателя, увеличивает запасы газодинамической устой-
чивости компрессора, улучшает приемистость двигателя.
Оптимальная программа изменения Гкр по режимам и усло-
виям полета может быть легко рассчитана, но ее осуществление
приводит к существенному усложнению системы регулирования.
Поэтому обычно используют упрощенные программы регулиро-
вания. Структурная схема для одной из таких программ приве-
дена на рис. 19.1,6. Как н в ТРД с нерегулируемым соплом, п
задается РУД, а регулятор 2 поддерживает ее постоянной изме-
нением подачи топлива. Перемещением РУД одновременно за-
дается 7г*, которую должен обеспечить регулятор 3 температу-
ры газа. В последнем измеренное значение Тг* сравнивается
с заданным и регулятор, воздействуя на гидроцилиндры 4 управ-
ления положением створок сопла, изменяет Гкр до значения, при
котором измеренное и заданное значение 7Г* совпадают.
Однако способы измерения Тт* сложны и ие очень надежны.
Поэтому величину 7Г* часто оценивают по косвенным парамет-
рам. В частности, влияние внешних условий на Тг* может быть
оценено по температуре заторможенного потока на входе в дви-
гатель Тн* (при данном п величина Тн* однозначно определяет
Тг* на режимах со сверхкритическнм перепадом давления в соп-
ле, т. е. на большинстве режимов для современных двигателей).
В этом случае изменение Гкр программируется по п с дополни-
тельной коррекцией на Тн*. Для этого измеряется Тн* н соот-
ветствующий сигнал вводится в регулятор (см. рнс. 19.1,в).
Программа регулирования двухкаскадного ТРД может быть
различной в зависимости от устройства выходного сопла. Если
521
площадь проходного сечения сопла постоянна, то единственным
регулирующим фактором является расход топлива GT, а в ка-
честве регулируемого параметра обычно выбирают п каскада
высокого давления.
Прн изменяемости FKP сопла регулирующих факторов два —
GT и Гкр. Соответственно выбирают н два регулируемых пара-
метра — обычно это частоты вращения каскадов высокого п*
и низкого П1 давлений. Чаще всего программа регулирования
задается зависимостями GT по «2 н F^ по Выбор такого соче-
тания регулирующих факторов с регулируемыми параметрами
объясняется существенно более сильным влиянием FKp на И],
чем на ns' турбина каскада низкого давления расположена
непосредственно перед соплом, поэтому изменение его площади
в первую очередь сказывается на перепаде давления в этой тур-
бине. Соответственно значительно сильнее изменяется и мощ-
ность этой турбины, а следовательно, и ее частота вращения на
установившемся режиме.
Режим работы задается летчиком с помощью РУД (см.
рнс. 19.1,а) и регулятор 5 частоты вращения поддерживает за-
данное значение «2 изменением GT. Одновременно перемещением
РУД задается и требуемое значение п\, которое выдерживается
регулятором 6 воздействием на Гкр. Последняя изменяется до
тех пор, пока измеренное значение п\ не будет соответствовать
заданному. Таким образом оба контура системы регулирования
являются замкнутыми с обратной связью.
Двухконтурные ТРД обычно выполняются по двухкаскадной
схеме и, поскольку сопло П контура обычно не регулируется,
программа регулирования ТРДД такая же, как двухкаскадных
ТРД.
Для ТРДФ или ТРДДФ система регулирования дополняется
контуром регулирования подачи топлива в форсажную камеру
и контуром раскрытия сопла в заданное положение при переходе
на режим форсажа.
В ТРДФ, имеющих двухпозиционное выходное сопло с поло-
жениями, соответствующими работе без включения форсажной
камеры (Д-р) и с включенной форсажной камерой (^крф), при
включении форсажа сопло сразу переводится в положение Дкрф
и единственным возможным регулирующим фактором является
расход форсажного топлива G^. Подача ОТф должна быть
такой, чтобы максимальный режим работы двигателя, на кото-
ром включают форсаж, не изменился, т. е. остались прежними
и равными максимальным значения п и Тг*. Однако при ДКрф=
=const и /г=const с увеличением СТф растет давление рт*, т. е.
уменьшается лт*.В результате при той же Тг* снижается мощ-
ность турбины и поддерживающий постоянную п регулятор 2
(см. рис. 19,1,а) увеличивает подачу топлива в основную камеру
сгорания, т. е. повышает Тг*. Следовательно, в этом случае регу-
522
.пирование по п, осуществляемое на бесфорсажном режиме, не
обеспечивает постоянство 7'г* при форсаже, поэтому необходимо
дополнительно регулировать и эту температуру. Поскольку
измерение Тт* затруднено, то в качестве дополнительного регу-
лируемого параметра часто используют другие параметры, опре-
деляющие Тг*. Таким параметром, в частности, может быть
отношение p^lp?*, которое на максимальном режиме работы
двигателя остается почти постоянным независимо от состояния
внешнего воздуха и скорости полета. Таким образом, для ТРДФ
с двухпозиционным соплом система регулирования помимо обыч-
ных для ТРД элементов должна включать два дополнительных
контура: контур перевода сопла из одного крайнего положения
в другое при включении или выключении форсажа и контур с ре-
гулирующим фактором ОТф и регулируемым параметром Тг* или
заменяющим его и более просто измеряемым параметром (на-
пример рк*/рт*)- При включения форсажа последний параметр
поддерживается постоянным с помощью регулятора расхода
форсажного топлива, соответственно изменяющего
Для одновального ТВД обычно предусматривается исполь-
зование двух регулируемых параметров — пн Тг* и двух регули-
рующих факторов — GT и угла установки лопастей воздушного
вннта фв. В отечественных двигателях принято регулирование
Тг* воздействием на GT, а п — воздействием на <рв; при этом ве-
личина п на всех рабочих режимах поддерживается постоянной.
Однако, как уже указывалось ранее, из-за трудности прямого
и точного измерения Тг* часто пользуются косвенными парамет-
рами, для ТВД это Тн*, рн* и рн. По этим параметрам в регу-
ляторе 2 (рнс. 19.2,я) автоматически корректируется GT, зада-
ваемый летчиком с помощью РУД. Величина п по этой програм-
ме остается постоянной и выдерживается регулятором 3,
воздействующим на фв. Если «возрастает, то регулятор увеличи-
вает фв (загружает винт) до восстановления прежней «. При
снижении п регулятор разгружает вннт, уменьшая <рв.
Для высотных ТВД система регулирования должна обеспе-
чить поддержание постоянной мощности от земли до расчетной
высоты. Это может быть достигнуто различными путями. Одним
из наиболее эффективных и точных является применение в ка-
честве дополнительного регулируемого параметра величины кру-
тящего момента на выводном валу М1!р. Для этого двигатель
снабжается измерителем крутящего момента и сигнал Мкр вво-
дится в регулятор 2. Когда Мкр превышает заданную величину
^к₽макс’ РегУлятоР 2 снижает Садо величины, прн которой получа-
ется заданный-/Икрмакс; при этом регулятор 3 независимо поддер-
живает п=const воздействием на <рв.
Программа регулирования вертолетного турбовальиого дви-
гателя со свободной турбиной предусматривает в качестве основ-
ного регулируемого параметра частоту вращения свободной тур-
523
бины псл, пропорциональную частоте вращения несущего винта
ив. Регулирующими факторами являются GT и угол установки
лопастей несущего вннта <рв, определяющий нагрузку последнего.
Частота вращения несущего винта, а следовательно, и мс.т под-
держивается постоянной изменением GT, а режим работы двига-
теля задается загрузкой винта, т. е. углом <рв. Структурная схема
системы регулирования, выполняющей эту программу, приведена
на рнс. 19.2,6. Летчик не управляет непосредственно двигателем,
Рис. ,19.2. Структурные схемы систем регулирования ТВД:
с—одновальный ТВД; б—вертолетный турбовальный двигатель
со свободной турбиной; 1—'РУД; 2—регулятор GT; 3—регулятор
частоты вращения; 4—рычаг управления <рв; 5—ограничитель
"ткмакс : б-РегУ-"ятор пс т
как это было во всех рассмотренных ранее схемах, а устанавли-
вает загрузку несущего вннта вертолета изменением <рв с по-
мощью рычага 4 управления. Прн увеличении (рв потребляемая
внитом мощность возрастает, поэтому пс.т начинает снижаться.
Регулятор пс.т 6 реагирует на это увеличением подачи топлива,
вследствие чего возрастает Гг* и повышаются частота вращения
турбокомпрессора птк и соответственно мощность двигателя.
Увеличение GT производится регулятором 6 до восстановления
исходного значения пс.т, прн этом птк будет выше исходного для
обеспечения большей мощности двигателя на новом режиме.
Если летчик разгружает винт, процесс регулирования происхо-
дит в обратном направлении.
Если летчик не пользуется управлением двигателем, а изме-
няются внешние условия, приводящие к изменению пСл (пв), то
регулятор 6 воздействует на расход топлива до восстановления
исходного значения «с.т-
Помимо основных контуров в системах регулирования долж-
ны быть предусмотрены дополнительные устройства, предохра-
няющие двигатель от недопустимых для его прочности режимов,
которые могут возникнуть в результате его неисправностей или
же ошибок в управлении. Эти устройства называются ограничи-
телями и они обычно независимо воздействуют на основной ре-
гулирующий фактор—расход топлива, уменьшая его или
524
полностью выключая. Так, например, в ТРДФ с двухкаскадным
компрессором при включенном форсаже выходное сопло раскрыл
ТО (Екр=макс). Если форсажная камера заглохнет, то
уменьшится до Тт* и давление за турбиной каскада низкого
давления резко понизится, т. е. увеличатся перепад давлений на
этой турбине и ее мощность. В результате частота вращения
этого каскада может превысить максимально допустимую по
прочности. Чтобы это не произошло, в системе имеется ограни-
читель ^1макс, снижающий G? прн превышении ti\ значения .
В турбовальном вертолетном двигателе с регулированием по
Псл=const летчик может перегрузить винт (чрезмерно увели-
чить фв) и требуемая для поддержания пс.т=const мощность
двигателя станет больше допустимой, т. е. ПтК к Тг* превысят
максимально допустимые значения. Поэтому в систему регули-
рования включен ограничитель 5 «ткмаК€ (рис. 19.2,6), уменьша-
ющий Gt прн «тк>Лткмакс- Эти два примера иллюстрируют два
характерных случая применения ограничителя: неисправность
в двигателе и ошибка в управлении. Помимо ограничителей и,
применяются и другие ограничители, как-то:
Т* , GT , МКр И Др.
гмакс мак« макс
19.2.	Устройство элементов систем регулирования
Регуляторы частоты вращения
В системах регулирования газотурбинных двигателей приме-
няются регуляторы частоты вращения нескольких схем, основ-
ные нз которых рассмотрены далее.
Схема статического регулятора прямого действия показана
на рнс. 19.3. В этом регуляторе частота вращения двигателя
регистрируется центробежным тахометром 18, приводной валик
17 которого соединен с ротором двигателя через коробку пере-
дач. Под действием центробежной силы вращающиеся грузнки
16 стремятся повернуться и занять горизонтальное положение,
но этому препятствует действующая в противоположную сторо-
ну сила от пружины 14. Затяжка пружины устанавливается
летчиком перемещением РУД с помощью кулачка 13. В резуль-
тате прн Данной частоте вращения валика 17 и угла поворота
кулачка 13, грузики занимают положение, при котором осевая
слагающая их центробежных сил равна силе затяжки пружины.
С грузиками штоком 15 связана топливная коническая нгла 2,
перемещение которой вверх увеличивает площадь проходного
(дросселирующего) сечения 3.
Топливо подается к нгле нерегулируемым топливным насо-
сом 1 высокого давления. Расход топлива через сечение 3, как
обычно, определяется его площадью, т. е. положением иглы, н
перепадом давлений на ней. Чтобы устранить влияние последиё-
525
го и регулировать подачу топлива только изменением сечения
в систему включен клапан 7 постоянного перепада давлений.
Он представляет собой золотник 8, с одной стороны нагружен-
ный пружиной 9 н давлением топлива за иглой, а с другой —
давлением топлива перед иглой (за насосом). Клапан поддержи-
вает постоянный перепад давлений на игле, соответствующий
Рис. 19.3. Схема статического регулятора час-
тоты вращения прямого действия:
/—нерегулируемый топливный насос; 2—топливная
игла; 3—дроссельное сечение топливной иглы; 4—по-
лость за топливной иглой; 5—форсунка; 6, Ю—> тру-
бопроводы; 7—клапан постоянного перепада давле-
ний; 8—золотник клапана постоянного перепада дав-
лений; 9—пружина клапана; 11—РУД; 12—рычаг из-
менения частоты вращения; 13—кулачок затяжки
пружины регулятора; 14—пружина регулятора; 15—
шток; 16—центробежные грузики; /7—приводной ва-
лик тахометра; 18—'центробежный тахометр
затяжке пружины 9, сливая часть подаваемого насосом топлива
обратно на вход в систему. Количество сливаемого топлива ре-
гулируется площадью проходного сечения щелн, перекрываемой
кромкой золотника S. Чтобы клапан 7 мог на всех режимах под-
держивать постоянный перепад на игле, производительность
насоса 1 всегда должна быть больше требуемого расхода топли-
ва в двигатель. Профиль иглы 2 подбирается таким, чтобы в
пределах ее перемещения происходило бы требуемое изменение
GT от минимального до максимального его значения.
Регулятор действует следующим образом. Если изменение
внешних условий приводит к увеличению частоты вращения п,
526
то центробежные силы грузиков возрастают и, сжимая пружину,
перемещают нглу вниз. В результате дросселирующее сеченне 3
уменьшается и пропорционально ему снижается расход топлива,
что приводит к уменьшению частоты вращения. Однако рассмат-
риваемый статический регулятор прямого действия не вполне
точно восстанавливает п, поскольку при новом положении нглы
изменяется затяжка пружины 14, в результате состояние равно-
весия достигается прн другом положении грузиков и, следова-
тельно, прн несколько отличающейся п. Таким образом, этому
типу регулятора свойственна статическая ошибка в поддержа-
нии регулируемого параметра п.
Регулятор прямого действия обладает, кроме того, понижен-
ной чувствительностью, так как измеряющий элемент — центро-
бежный тахометр одновременно является и силовым элементом,
перемещающим топливную иглу, поэтому необходимо опреде-
ленное изменение п, прежде чем возникает сила, достаточная
для начала перемещения иглы. Чем больше расход топлива че-
рез двигатель, тем большее усилие требуется для перемещения
иглы и тем больших размеров должны быть центробежные эле-
менты для обеспечения требуемых усилий. По этим причинам
статические регуляторы прямого действия применяются лишь на
небольших двигателях либо в случае пониженных требований
к точности.
Более высокую точность имеют регуляторы частоты враще-
ния непрямого действия, в которых для изменения положения
топливной нглы (или наклонной шайбы регулируемого плунжер-
ного топливного насоса) применяется сервопривод (гидроусили-
тель). В этом регуляторе центробежный тахометр перемещает
только управляющий золотник (или устройство другого типа),
регулирующий положение поршня сервопривода. Тем самым
центробежный тахометр разгружается от силовых нагрузок, что
позволяет существенно повысить точность и уменьшить размеры
тахометра (массу грузиков). Регуляторы частоты вращения не-
прямого действия выполняют по схемам без обратной связи и с
механической или гибкой обратной связью.
Схема регулятора непрямого действия без обратной связи
показана на рис. 19.4. Используемый измеряющий элемент —
центробежный тахометр 1 аналогичен тахометру регулятора
прямого действия. Однако шток 7 тахометра не воздействует на
топливную иглу, а перемещает золотник 9, управляющий поло-
жением поршня в цилиндре сервопривода 10. В золотник по ка-
налу 8 подается под давлением топливо или масло. На рис. 19.4
золотник показан в равновесном положении, когда каналы под-
вода н отвода жидкости в сервоцилиндр закрыты и поршень
находится в фиксированном положении.
Если летчик с помощью РУД 6 изменит затяжку пружины
регулятора нли если под влиянием внешних условий изменится
частота вращения п, то центробежный тахометр выйдет нз по-
527
кого топливного насоса в сторону
Рис. 19.4. Схема регулятора частоты вра-
щения непрямого действия без обратной
связи (астатический регулятор):
/—центробежный тахометр; 2—валик тахо-
метра; 3—центробежные грузики; 4—пружина
регулятора; 5—кулачок затяжки пружины ре-
гулятора, б— 'РУД; 7—шток тахометра; 8—
.канал подвода топлива или масла к золотни-
ку; 9—золотник; 1-9—сервопривод; //—шток пе-
ремещения топливной иглы или наклонной
шайбы плунжерного насоса; 12 и 13—каналы
слива из золотника
ложення равновесия и начнет двигать шток 7. В случае, напри-
мер, смещения штока 7 вниз (хотя бы вследствие увеличения п)
опустится н золотник 9, соединив канал 8 с полостью А, а канал
12 (слива) — с полостью Б. Под действием перепада давлений
поршень переместится вверх и вместе с ним шток 11, воздейст-
вующий на топливную иглу нли на наклонную шайбу плунжер-
уменьшения подачи топлива
GT. Снижение GT вызовет
уменьшение п и грузики 3
начнут возвращаться в ис-
ходное положение. По до-
стижении исходной п золот-
ник 9 окажется также
в исходном положении и от-
сечет оба канала к серво-
приводу; в результате пор-
шень сервопривода 10 будет
зафиксирован в новом поло-
жении, соответствующем то-
му GT, который требуется
для сохранения прежней и
в изменившихся условиях
работы двигателя.
Регулятор непрямого
действия точно выдерживает
заданную частоту вращения
независимо от величины GT,
г. е. не имеет статической
ошибки. Однако при его
использовании процесс регу-
лирования может полу-
читься неустойчивым и со-
провождаться колебанием
частоты вращения п около
равновесного значения, при-
чем превышение п над равновесной (заброс) в колебательном
процессе может достигать значительной величины.
Колебания и заброс п объясняются следующим. Ротор двига-
теля обладает значительной инерционностью, поэтому при бы-,
стром изменении GT частота вращения всегда отстает. Следова-
тельно, при увеличении регулятором GT в тот момент, когда он
станет равен требуемому, из-за инерции ротора п еще не достиг-
нет соответствующей величины. Если бы в этот момент топлив-
ную иглу илн наклонную шайбу насоса остановить (т. е. остано-
вить сервопоршень), то частота вращения вскоре достигла бы
равновесного значения я процесс регулирования произошел бы
без колебаний н забросов. Однако регулятор действует на не-
посредственно измеряемый параметр и, поскольку п еще меньше
528
заданной, он продолжает повышать GT уже сверх требуемой в
действительности величины. Этот процесс продолжается до того
момента, когда п достигнет заданного значения н сервопоршень
остановится, но в положении существенно большего GT, поэтому
п будет продолжать нарастать и регулятор, регистрируя превы-
шение п, начнет переме-
щать сервопоршень в об-
ратном направлении,
уменьшая GT. Такой про-
цесс аналогично произой-
дет с отставанием п и ре-
гулятор перейдет равно-
весное положение н вызо-
вет снижение GT. После
этого процесс пойдет сно-
ва в сторону увеличения п
и т. д. Получающийся ко-
лебательный процесс с
забросами и провалами п
будет постепенно зату-
хать, пока не установится
равновесное состояние,
при котором заданная п
будет при требуемом для
этого GT. Недостатки рас-
смотренного регулятора'
позволяют применять его
только прн хорошей соб-
ственной устойчивости
объекта регулирования
(иапрнмер для регулиро-
вания <рв в схеме, пока-
занной иа рис. 19.2, а).
Очевидно, что для
устранения колебаний и
забросов п в регуляторе
необходимо устройство,
Рис. 196. Схема регулятора частоты вра-
щения непрямого действия с жесткой об-
ратной связью:
1—РУД: 2—кулачок затяжки пружины регу-
лятора: 3—центробежный тахометр; 4—при-
водной валик тахометра; 5—центробежные
грузики; 6— пружина регулятора; 7—рычаг
обратной связи; 5—шток обратной связи; 9,
13, 16, 17, 18—каналы; 19—сервомеханизм; '11—
сервопоршень; 12—шток сервопоршня, переме-
щающий наклонную шайбу плунжерного на-
соса; 14—пружина гильзы управляющего зо-
лотника; 15—подвижная гильза; 19—управля-
ющий золотник; 20—шток золотника
уменьшающее илн устра-
няющее несоответствие GT требуемой его величине при прибли-
жении к заданной частоте вращения в процессе регулирования.
Для этого применяется (жесткая или гибкая) обратная связь
между перемещением сервопоршия и положением регулирую-
щих органов в управляющем золотинке.
Схема регулятора непрямого действия с жесткой обратной
связью показана на рнс. 19.5. Золотник 19 перемещается в гиль-
зе 15, которая, в свою очередь, выполнена подвижной. С одной
стороны на нее действует прижимающая пружина 14, а с дру-
гой— рычаг 7 обратной связи, соединенный со штоком 8 серво-
529
поршня. Устройство рычага таково, что направление движения
сервопоршня н гнльзы золотника противоположны.
Предположим, что вследствие изменения внешних условий п
уменьшилась и золотник 19 под действием пружины 6 начал
перемещаться вверх. Это приведет к движению сервопоршня
вниз и к увеличению расхода топлива. Однако движение серво-
поршня будет сопровождаться смещением вслед за золотником
его гильзы 15, в результате чего отсечка подачи жидкости зо-
лотником произойдет с упреждением по сравнению с работой
без обратной связи. Когда вследствие действия регулятора час-
тота вращения будет продолжать восстанавливаться (в данном
случае возрастать), то золотник центробежными грузиками нач-
нет смещаться обратно в исходное положение, тогда как гильза
останется еще в приподнятом положении. Таким образом, отно-
сительно гильзы золотник начнет движение в противоположном
направлении, что вызовет обратную последовательность соеди-
нения каналов с сервоустройством и движение сервопоршня к
исходному положению. Вместе с ним начнет движение к исход-
ному положению и гильза золотника. Однако гильза не вернет-
ся точно в исходное положение, так как вследствие изменения
расхода топлива соответственно изменится и конечное положе-
ние сервопоршня. Следовательно, золотник перекроет щели в
гильзе при его смещении на ту же величину, т. е. при несколько
отличном п ротора; таким образом, введение обратной жесткой
связи привело к статической ошибке Дп в регулировании. Вместе
с тем благодаря упреждению перекрытия каналов в золотнике
при обратной связи заброс и колебания п могут быть существен-
но уменьшены или даже полностью устранены.
При регуляторе непрямого действия с гибкой обратной
связью (рис. 19.6) цилиндр сервопривода снабжен двумя порш-
нями: силовым 11 и обратной связи 12. Силовой поршень управ-
ляет топливной иглой или наклонной шайбой регулируемого топ-
ливного насоса, изменяя подачу топлива в двигатель. Поршень
обратной связи управляет золотником 15 обратной связи н с по-
мощью рычага 16 подвижной гильзой 6 управляющего золотника.
Гильза 6 прижимается к рычагу обратной связи пружиной 10.
Как видно, в отличие от регулятора с жесткой обратной
связью в данном случае рычаг обратной связи не соединен жест-
ко с силовым поршнем, так как изменение положения поршня
обратной связи относительно силового поршня (количеством
жидкости в межпоршневой полости А) позволяет корректиро-
вать положение гильзы золотника и устранить статическую
ошибку регулятора, т. е. обеспечить точное поддержание частоты
вращения. На рис. 19.6 регулятор показан в статическом поло-
жении. Золотник 17 перекрыл каналы 19 и 20, по которым жид-
кость подводится к полостям Б и В. Полость А между поршня-
ми соединяется через жиклер 13 с золотником 15 обрат-
ной связи. В статическом положении этот золотник пере-
536
крывает каналы 14 и 18, вследствие чего межпоршневая
полость А также заперта.
В случае, например, когда изменение внешних условий при-
водит к снижению п, центробежные грузики будут развивать
меньшее усилие на шток золотника 17 и он пружиной 3 начнет
Рис. 19.6. Схема регулятора частоты вращения
непрямого действия с гибкой обратной связью
(изодромный регулятор):
/—центробежный тахометр, 2—грузики; 3—пружина
регулятора; 4—кулачок затяжки пружины; 5—РУД;
£•—‘подвижная гильза золотника; 7, 8, S, 14, 18, 19 if
20—каналы; 10—пружина гильзы; 11—силовой серво-
поршень; 12—сервопоршень обратной связи; 13— жик-
лер; 15—золотник обратной связи; 16—рычаг обратной
СВЯЗИ; 17— управляющий золотник
перемещаться вверх. В результате откроются окна в гильзе 6
и полость Б соединится с каналом 8 высокого давления, а по-
лость В — с каналом 9 низкого давления. Так как жидкость
в полости А между поршнями заперта, то оба поршня начнут
перемещаться вместе и регулятор будет вначале работать ана-
логично регулятору непрямого действия с жесткой обратной
связью. Однако после смещения поршней на некоторую величину,
золотник 15 обратной связи, перемещаясь вместе с поршнем 12,
откроет окно в канал 18 подвода жидкости. При примерно оди-
наковом давлении жидкости в подводящих каналах 18 и 19 (а
следовательно, и в полости Б) давление в полости А существен-
но меньше из-за разности площадей поршня 12 по обе его сто-
531
роны. Поэтому прн открытии канала 18 рабочая жидкость начнет
поступать в полость А между поршнями, ускоряя движение сило-
вого поршня по сравнению с поршнем обратной связи. Чтобы
этот процесс происходил с достаточно малой скоростью, подача
жидкости в полость А происходит через ограничивающий жик-
лер 13.
Движение силового поршня вниз приводит к увеличению Gr
и росту п. При этом грузнкн 2 смещаются в сторону исходного
положения, опуская управляющий золотник 17 навстречу гильзе
6, которая достигнет положения, при котором золотник перекры-
вает окна в гильзе, т. е. отсекает поршни сервомеханизма от
внешних коммуникаций. Однако из-за продолжающегося роста
п, обусловленного инерцией ротора, управляющий золотник про-
должает смещаться вниз и сообщает полость В с каналом высо-
кого давления 8, а полость Б — с каналом низкого давления 7
(сливом). В результате поршни сервомеханизма начнут обратное
движение вверх, при этом поршень обратной связи будет пере-
мещаться быстрее вследствие подпитки полости между поршня-
ми через жиклер 13. Подвод жидкости в эту полость прекратится
по достижении поршнем обратной связи исходного нейтрального
положения. Следовательно, исходное положение займет подвиж-
ная гнльза 6 (связанная рычагом с поршнем 15) и окна в ней
перекроются золотником только тогда, когда п станет точно
равной исходной величине. Силовой же поршень в новом равно-
весном состоянии при той же п займет конечное положение, от-
личное от исходного (в результате изменения межпоршневого
объема Д) и соответствующее новому значению GT.
Если изменение внешних условий приводит к увеличению л,
то процесс регулирования происходит в обратном направлении.
При этом межпоршневой объем А уменьшается в результате
слива из него части топлива через канал 14, открываемый золот-
ником 15 прн его движении вверх.
Регуляторы непрямого действия с гибкой обратной связью,
называемые изодромными регуляторами, находят широкое при-
менение в системах регулирования авиационных двигателей.
Регуляторы постоянства подачи топлива
В центробежном регуляторе его характеристика по частоте
вращения является нелинейной. С увеличением п повышение ее
на одинаковую величину Ал приводит ко все большему переме-
щению управляющего золотника, поскольку центробежная сила
от грузиков пропорциональна л2, а сила пружины прямо пропор-
циональна перемещению штока. В результате чувствительность
регулятора сильно зависит от л. Обычно жесткость пружины
подбирают для условий работы в области основных эксплуата-
ционных режимов, а вблизи режима малого газа такой регулятор
обладает недопустимо малой чувствительностью.
532
Относительно жесткая пружина и малые силы от центробеж-
ных грузиков приводят к тому, что требуется большое Ап для
реагирования регулятора при пониженных значениях п. В связи
с этим центробежный регулятор используют ' для управления
двигателем на основных режимах, в диапазоне достаточно боль-
ших п (зона автоматической работы), а в области п от малого
газа до начала автоматического регулирования управление дви-
Рпс. 10.7. Дроссельный кран непрямого дей-
ствия с клапаном постоянного перепада дав-
лений.
/—шток сервопоршня, перемещающего наклонную
шайбу топливного насоса; 2—канал входа топли-
ва; 3—канал к плунжерному топливному насосу:
4, /0—жиклеры; 5—пружина клапана постоянного
давления; 6—золотник клапана постоянного дав
.тения; 7—канал подвода топлива высокого дав-
ления из плунжерного насоса; 8—винт малого
«аза; 5—канал к форсункам; 11—пружина диффе-
ренциального клапана; 12—«золотник дифферен-
циального клапана; 13— канал слива; 14, 15— ка-
налы; 16— канал в дозирующем элементе; 17—дх>~
зирующая игла дроссельного крана; /в—рычаг уп
равления;	19—гидрозаыедлитель;	20—пружина
сервомеханизма; 21—сервопоршень
гателем часто осуществляется с помощью дроссельного крана,
снабженного устройством для поддержания постоянного расхода
топлива, при неизменном его положении; последнее необходимо
для получения устойчивой работы двигателя на этих режимах.
Дроссельный кран представляет собой дозирующий эле-
мент — дозирующую иглу 17 (рис. 19.7), перемещаемую в корпу-
се с помощью системы привода 18 от РУД. Площадь проходного
сечення в дроссельном кране подбирается из условия получения
заданной зависимости расхода топлива от положения РУД. Час-
то дроссельный кран является одновременно и стоп-краиом, от-
секающим в крайнем положении подачу топлива от насоса к
533
форсункам. Внутри дозирующего элемента имеется сквозной ка-
нал 16 для обеспечения свободного перемещения дозирующего
элемента (иначе, просачивающееся по зазору между элементом
и корпусом топливо скапливалось бы в полости справа и ие поз-
воляло перемещать дозирующий элемент). На дроссельных кра-
нах обычно применяют обводной канал с винтом 8 малого газа,
предназначенный для подачи топлива на режиме малого газа.
Для обеспечения постоянного расхода топлива при неизменном
положении дроссельного крана он включается в систему либо
с регулятором постоянного перепада давления на кране Лрдж,
либо с регулятором постоянного давления перед ним. Первый
принцип используют чаще.
Принципиальная схема регулятора постоянного перепада
давления прямого действия была пояснена ранее, применительно
к регулятору частоты вращения (см. рис. 19.3). Принципиальная
схема регулятора постоянного перепада давления непрямого
действия приведена на рис. 19.7. Постоянство перепада здесь
достигается регулированием производительности плунжерного
насоса, наклонной шайбой которого управляет сервопоршень 21.
Управление сервопоршнем, в свою очередь, осуществляется диф-
ференциальным клапаном. Золотник 12 этого клапана своими
кромками перекрывает каналы 14 и 15, соединенные с полостями
А и Б, по обе стороны поршня 21 сервомеханизма. Снизу (см.
рис. 19.7) золотник 12 находится под давлением, равным давле-
нию топлива перед дозирующей иглой 17 дроссельного крана,
сверху — под давлением топлива за дозирующим элементом.
Таким образом, на золотник действует снизу вверх сила, опреде-
ляемая разностью давлений по обе стороны дроссельного крана
и площадью золотника. Эта сила в равновесном положении, ког-
да Дрд.к соответствует заданному, уравновешена силой пружи-
ны //.В этом положении кромки золотника 12 частично при-
крывают окна к каналам 14 и 15 так, чтобы количество топлива,
под высоким давлением подаваемого в полость А но каналу 14,
было равно количеству топлива, сливаемого из этой полости че-
рез жиклер 4 (т. е. давление в этой полости остается неизмен-
ным), а количество топлива, сливаемого из полости Б через ка-
нал 15, было равно количеству топлива, подаваемого под посто-
янным давлением через клапан постоянного давления золотника
6 (т. е. давление в полости Б также остается неизменным).
Следовательно, при равновесном положении золотника 12
дифференциального клапана поршень 21 сервомеханизма будет
находиться в неподвижном состоянии в соответствии с величиной
давления в полостях А и Б, т. е. будут неизменными положение
наклонной шайбы топливного насоса и его производительность
при данной частоте вращения.
Если немного прикрыть дроссельный кран, то из-за подачи
топливным насосом прежнего количества топлива давление пе-
ред дроссельным краном повысится, а за ним останется преж-
534
ним. Следовательно, Лрд.к возрастет и золотник /2 сместится
вверх, увеличивая подачу топлива по каналу 14 в полость А и
слив по каналу 15 из полости Б. В результате давление в поло-
сти А повысится, а в полости Б — понизится и поршень 21 сме-
стится вправо, переводя наклонную шайбу плунжерного топлив-
ного насоса в положение меньшей подачи топлива. Уменьшение
расхода топлива будет продолжаться до тех пор, пока не достнг-
нется прежняя величина Дрд.к, вследствие чего восстановится
прежнее равновесие сил на золотнике 12 и он займет исходное
равновесное положение, зафиксировав поршень 21 в другом по-
ложении, соответствующем новому требуемому расходу топлива.
Если немного открыть дроссельный кран, то площадь его
проходного сечения увеличится и давление топлива перед ним
понизится. Золотник 12 из-за снижения давления переместится
вниз, уменьшая подачу топлива в полость А и слив топлива из
полости Б. В результате в полости А давление понижается, а в
полости Б — повышается и поршень 21 смещается влево, увели-
чивая угол установки наклонной шайбы насоса. Его производи-
тельность повышается до восстановления прежнего Дрд.к, когда
золотник 12 вернется в равновесное положение.
Если изменяются внешние условия, то это также приводит
к необходимости перенастройки топливного насоса для поддер-
жания прежнего Дрд.к. Так, например, при увеличении высоты
полета и сохранении прежнего расхода топлива, частота враще-
ния двигателя будет увеличиваться, так как повышается Тг*
вследствие уменьшения GB. С повышением п и сохранением
прежнего угла установки наклонной шайбы производительность
топливного насоса увеличится (примерно пропорционально уве-
личению п), поэтому давление топлива перед дроссельным кра-
ном повысится. В результате произойдет процесс, аналогичный
рассмотренному ранее для случая прикрытия дроссельного кра-
на, вследствие чего производительность насоса будет уменьше-
на изменением угла установки наклонной шайбы до получения
прежнего Дрд.к.
Клапан постоянного давления золотника 6 включен в схему
для получения постоянного быстродействия механизма (иначе
с увеличением давления быстродействие повышалось бы, а с по-
нижением— уменьшалось). Клапан постоянного давления пред-
ставляет собой дросселирующее устройство, положение золотни-
ка которого определяется давлением топлива за золотником и
натяжением пружины 5 в клапане. Если давление за клапаном
повышается, то его золотник отжимает пружину и своей кромкой
сильнее перекрывает окно в гильзе, уменьшая количество про-
пускаемого топлива. В результате давление за золотником сни-
жается до восстановления исходного значения. Если давление
за золотником понижается, то золотник смещается в сторону
увеличения проходного сечения и пропускает больше топлива,
увеличивая давление за золотником. Таким образом, давле-
535
иие за золотником всегда поддерживается примерно постоянным,
т. е. практически постоянно давление питания сервомеханизма.
Чтобы быстрое перемещение дозирующего элемента дроссель-
ного крана не приводило к резкому перемещению элементов
системы регулирования с возникновением колебательных про-
цессов, в систему включены гидрозамедлители 19 и жиклер 10.
Гидрозамедлитель представляет собой набор последовательно
установленных жиклеров с промежуточными полостями. По
сравнению с одним жиклером это позволяет увеличить дроссе-
лирующие отверстия н более точно регулировать (устанавли-
вать) пропускную способность устройства.
Автоматы приемистости
Для получения требуемых эксплуатационных качеств само-
летов (маневренность, малое время набора скорости ит.д.) дви-
гатель должен обладать способностью быстро переходить с ре-
жима малого газа на максимальный. Это свойство двигателя
называется приемистостью. Время приемистости в основном за-
висит от времени, затрачиваемого на разгон ротора от частоты
вращения малого газа до максимальной, которое обусловлено
располагаемым избыточным крутящим моментом турбины, слу-
жащим для придания ротору углового ускорения, и моментом
инерции ротора. Величина избыточного момента определяется
допускаемым превышением Гг*, а следовательно, и GT в течение
периода разгона по сравнению с требуемым на установившихся
режимах.
Возможное увеличение Тг* ограничено как возникновением
помпажа, так и перегревом лопаток турбины. Поэтому для пре-
дохранения от опасного заброса Тг* в системе регулирования
необходимо устройство, автоматически не допускающее чрезмер-
ное превышение GT по сравнению с требуемым на соответствую-
щем установившемся режиме для всех эксплуатационных усло-
вий независимо от скорости перемещения РУД летчиком. Это -
устройство называют автоматом приемистости.
Автоматы приемистости могут выполняться на основе двух
принципов их действия: ограничения подачи топлива в двигатель
в соответствии с измеряемым параметром (например перепадом
давления в компрессоре) или же временной перенастройки регу-
ляторов с применением гидрозамедлителей. Схема автомата
приемистости, действующего по первому принципу, приведена
на рис. 19.8. Чувствительным элементом является нагруженная
пружиной 4 мембрана 3, которая герметично разделяет полости
А и Б. С мембраной соединен золотник 1, контролирующий слив
топлива из цилиндра сервомеханизма. Слева на торец золотника
действует сила давления топлива перед форсунками Рф, переме-
щение золотника влево ограничивается упором 7. Полость А
связана с атмосферой, а полость Б соединена с выходом из ком-
536
прессора через жиклер бис атмосферой — через жиклер 5 страв-
ливания. Наличие этих жиклеров приводит к тому, что в полости
Б устанавливается давление меиьшее рк*, но большее ди-
апазон изменения этого давления можно регулировать подбором
жиклеров 5 н 6.
На установившемся режиме силы от пружины и от давления
воздуха в полости Б превышают суммарную силу атмосферного
давления на мембрану и давления топлива на торец золотника.
Поэтому золотник находится на упоре 7. В этом положении зо-
лотник перекрывает канал 2 от сервопривода и автомат прие-
мистости на подачу топ-
лива не влияет. При бы-
стром перемещении летчи-
ком РУД с целью перехо-
да на повышенный режим
работы расход топлива и
его давление перед фор-
сунками быстро увеличи-
ваются, тогда как п и рк*
возрастают с запаздыва-
нием из-за инерционности
ротора двигателя. В ре-
зультате начинают пре-
обладать силы, действую-
щие на золотник слева, и
он перемещается, откры-
вая слнв топлива из сер-
вомеханизма через кана-
лы 2 и 8; это приводит
к уменьшению угла уста-
новки наклонной шайбы
Рис. 19.8. Схема автомата приемистости
непрямого- действия:
1—золотник; 2—‘канал слива из цилиндра серво-
поршня; 3—мембрана; 4—пружина; 5—жиклер
стравливания; 6—входной жиклер; 7—упор золот-
ника; 8—канал слива
с уменьшением подачи топлива насосом. По мере увеличения п
давление за компрессором растет и соответственно повышается
давление в полости Б. Это приводит к перемещению золотника
влево н его кромки уменьшают площадь окна слива. В резуль-
тате сервомеханизм, следя за ростом рк*, увеличивает произво-
дительность насоса. Автомат приемистости такого типа (рис.
19.8) перенастраивается автоматически с изменением внешних
условий.
Перенастройка по рн происходит вследствие изменения
давления в полости А, а по Тн — вследствие того, что с ростом
Тн уменьшается приведенная п и при прочих равных условиях
уменьшается лк*,т. е. понижается рк*- Однако такой простейший
автомат приемистости не обеспечивает при всех условиях опти-
мальное относительное ускорение подачн топлива при разгоне.
Поэтому часто применяют более сложные схемы с дополнитель-
ным корректированием автомата по рк* и рн- Одна из таких
схем приведена на рнс. 19.9. Здесь на линии подвода рк* приме-
537
нен не постоянный, а регулируемый жиклер с профилированной
иглой 14, положение которой зависит от перепада рк*—рн. Кро-
ме того по рн дополнительно регулируется натяжение пружины,
действующей на мембрану 3. Для этого к мембране присоединена
вторая пружина 11, натяжение которой изменяется блоком 6
анероидов.
Рис. 1Э.9. Схема автомата приемистости с допол-
нительным высотным корректором:
/—золотник; 2—канал слива из цилиндра сервопоршня;
3—’мембрана; 4—основная пружина; 5 и 8—дополнитель-
ные стравливающие жиклеры; 6—блок анероидов; 7—до-
полнительный золотник управления блока анероидов;
9—рычаг. 10—жиклер стравливания; //—дополнитель-
ная пружина; /2—мембрана корректора; 18—пружина
корректора; 14— профилированная игла корректора; 15—
канал слива
Каждый анероид представляет собой запаянную мембранную
коробку, изнутри которой откачан воздух. Коробка сжата сна-
ружи давлением воздуха, уравновешиваемым силами упругости
мембраны, поэтому при увеличении рн коробка сжимается.
С подъемом на высоту рн уменьшается и анероиды, расширяясь,
с помощью рычага 9 сильнее натягивают дополнительную пру-
жину 11, т. е. увеличивают силу, действующую на мембрану
в сторону, противоположную направлению действия основной
пружины. Таким образом, с высотой суммарная сила от пружин
на мембрану уменьшается; кроме того анероиды на определенной
высоте открывают дополнительные стравливающие жиклеры 5
н 8, уменьшающие давление в полости Б. Все это приводит к
снижению давления, действующего на мембрану 3 со стороны
полости Б при увеличении высоты, и тем самым к увеличению
чувствительности автомата к давлению р%.
538
Недостатком автоматов приемистости по pv* и рк является
ухудшение их чувствительности на больших высотах, так как
силы от давления воздуха на мембрану и топлива на золотник
в этих условиях существенно уменьшаются, а силы трения в зо-
лотинке остаются практически неизменными. Это приводит к
увеличению погрешно-
сти в работе автомата
премистости на больших
высотах. От указанного
недостатка свободны ав-
томаты приемистости с
гидрозамедлителем, рабо-
тающие по другому прин-
ципу — ограничения ско-
рости перенастройки цент-
робежного регулятора или
ограничения скорости на-
растания давления топли-
ва независимо от скоро-
сти перемещения РУД.
Схема автомата прие-
мпстостн с гидрозамедли-
телем, ограничивающим
скорость перенастройки
регулятора, представлена
на рис. 19.10. При исполь-
зовании гидрозамедлите-
ля натяжение пружины
10 центробежного ре-
гулятора п устанавли-
вается с помощью РУД
не непосредственно, а че-
рез специальный сервоме-
ханизм. Сервопоршень 7
этого механизма нагру-
жен справа усилием от пружины 10 центробежного регулятора,
передаваемым рычагом S, а слева — силой давления топлива
в полости А. Величина этого давления определяется скоростью
подвода топлива в полость через гидрозамедлитель 5 и ско-
ростью слива топлива из этой полости через канал внутри
штока 11 сервопоршня. Выходное сечение этого канала перекры-
вается полушариковым клапаном 12.
Летчик воздействует на затяжку пружины регулятора п по-
воротом рычага 3, перемещающего втулку 1 с помощью зубча-
того колеса 2 и зубчатой рейки. Втулка пружиной 14 прижимает
полушариковый клапан 12 к выходному отверстию на штоке 11
и слив топлива из полости А сервомеханизма прекращается.
В результате со скоростью, определяемой пропускной способ-
Рис. 19.Ю. Схема автомата приемистости с
гидрозамедлителем, ограничивающим ско-
рость перенастройки пружины центробежно-
го регулятора:
1—'втулка с рейкой; 2—зубчатое колесо; 3—рычаг
дроссельного крана; 4—топливо высокого давле-
ния; 5—гидрозамедлитель; б—пружина; 7—серво-
поршень; 8—рычаг затяжки пружины регулятора
частоты вращения; 9—шток; /9—пружина центро-
бежного регулятора частоты вращения; 11—шток
сервопоршня; 12—полушариковый клапан; 13—1
державка; /4—пружина; /5—подвижная втулка
упора пружины; 16—винт упора державки 13
539
ностью гидрозамедлителя, начинается повышение давления в по-
лости А и перемещение сервопоршня вправо с плавной перенаст-
ройкой затяжки пружины 10 регулятора в сторону увеличения
GT и п. По мере смещения сервопоршня 7 вправо сила прижатия
к его штоку полушарикового клапана 12 уменьшается, пока не
откроется слнв и давление в полости А не начнет понижаться.
В результате сервопоршень остановится в новом равновесном
положении, соответствующем большему (?т. Прн начальных
углах поворота рычага 3 гндроз а медлитель не работает, так как
втулка 1 смещена настолько влево, что державка 13 не может
следовать за ней, поскольку ее крайнее левое положение ограни-
чено вннтом 16. По мере поворота ручки управления против ча-
совой стрелки втулка 1 смещается вправо и своим буртиком
начинает нажимать на подвижную втулку 15, прижимая пружи-
ной 14 державку 13 с полушариковым клапаном 12 к выходному
отверстию в штоке 11 сервопоршня. Только с этого момента по-
ворот ручки управления начинает приводить к перенастройке
центробежного регулятора п с помощью сервопоршня 7, скорость
перемещения которого задается гидрозамедлителем 5. Таким об-
разом обеспечивается работа автомата приемистости только в
зоне автоматического регулирования.
Гидрозамедлитель может быть использован в автоматах при-
емистости, действующих и по другим прйнципам, например,
ограничением скорости повышения давления топлива перед фор-
сунками. Но во всех случаях автоматы приемистости с гидроза-
медлителем имеют одну характерную особенность — независи-
мость скорости переходного процесса от других параметров, кро-
ме времени. При этом чем больше гидравлическое сопротивление
(меньше пропускная способность замедлителя), тем медленнее
протекает переходный процесс.
Клапан минимального давления топлива
Автомат приемистости защищает двигатель от опасных чрез-
мерных забросов топлива при быстром переходе на повышен-
ный режим. Однако н при быстром понижении режима работы
нужна автоматическая защита, так как расход топлива может
йастолько уменьшиться, что двигатель заглохнет (прекратится
горение в камере сгорания). С целью такой защиты в систему
включается клапан минимального давления топлива, который
может выполняться по двум схемам: прямого (непосредствен-
ного) или непрямого действия.
Клапан прямого действия открывает гарантированный пря-
мой проход топлива в двигатель при закрытии основного дозиру-
ющего органа, когда давление топлива понизится до минимально
допустимой величины. Клапан непрямого действия, схема кото-
рого показана на рис. 19.11, ограничивает смещение сервопорш-
ня, управляющего положением наклонной шайбы плунжерного
540
насоса нли топливной иглы, чтобы давление топлива ие стало
меньше минимально допустимого.
Чувствительным элементом клапана является мембрана 10,
нагруженная снизу только
пружиной 11, так как в по-
лости Б давление равно
атмосферному, а сверху (по-
лость Л) —давлением топ-
лива перед форсунками р$.
Когда Рф>Рфмин» силы дав
ления топлива достаточно
для отжатия мембраны 10
н золотник 9 смещен вниз,
перекрывая окно в канал 8.
Поэтому клапан минималь-
ного давления не влияет на
работу сервомеханизма 6,
управляющего топливным
насосом. Прн снижении дав-
ления до величины, меньшей
Рфмин’ пружина 11 сместит
золотник 9 вверх н откроет-
ся доступ топлива высокого
давления через каналы 4 и 8
в полость В сервомеханиз-
ма 6, препятствуя его даль-
нейшему смещению влево.
Таким образом, наклонная
шайба насоса будет останов-
лена в положении расхода,
соответствующего Рфмин не-
зависимо от команды основ-
Рис. 19Л1. Схема клапана минимального
давления топлива непрямого действия
(КДМ):
/—дроссельный кран; 2—канал подвода топ-
лива высокого давления из плунжерного насо-
са; 3— винт малого газа; 4—канал подвода
топлива к золотнику КМД; 5—шток серво-
поршня, соединенный с -наклонной шайбой
плунжерного насоса; в—сервомеханизм; 7—ка-
налы подвода топлива от золотника регуля-
тора к полостям для его управления положе-
нием сервопоршня; 8— канал подвода топлива
в сервомеханизм от золотника КМД; 9—золот-
ник КМД: to—-мембрана; 11—пружина; 12—
регулировочный винт; 13— канал подачи топ-
лива к форсункам
него регулирующего органа.
Величина Рфмин регулируется винтом 12, изменяющим натяжение
пружины 11.
19.3.	Пример выполнения системы регулирования
В качестве примера на рис. 19.12 приведена схема системы
регулирования ТРД. Система состоит нз двух агрегатов: насоса-
регулятора и автомата распределения топлива. Первьг; включает
плунжерный регулируемый топливный насос высокого давле-
ния (на рис. 19.12 ротор 2), дроссельный кран (игла 13), с регу-
лятором постоянного перепада давления (золотник 18), центро-
бежный регулятор (грузики 5) частоты, вращения непрямого
действия с гибкой обратной связью (изодромный регулятор).
Во втором агрегате расположены: автомат приемистости, стоп-
541
кран и распределительный клапан. Устройство основных эле-
ментов, входящих в эту систему регулирования, и принцип их
действия были рассмотрены в предыдущем параграфе. Поэтому
при описании системы в целом следует главным образом рас-
смотреть взаимодействие и последовательность действия отдель-
ных ее элементов.
Рис. 19.12. Схема система
1—винт ограничения угла установки наклонной шай-
бы; 2—ротор плунжерного насоса; 3—плунжер; 4—рас-
пределительная шайба; 5, 7, 16, 17, 2С, 22, 23, 27, 38, 65,
66, 67, 68—каналы; 6—центробежный тахометр; 8—гру-
зики; Р—управляющий золотник регулятора п; 10—кла-
пан постоянного давления топлива, поступающего в сер-
вопоршень; 11—пружина подвижной гильзы; 12— мгла ма-
лого газа; 13—игла дроссельного крана; 14, 32, 46—жик-
леры; 15, 34, 36, 48, 49—пружины; 18—золотник регуля-
тора постоянного перепада давлений на дроссельном
кране; 19—рычаг управления; _ 2/—упорный винт; 24-
зубчатая рейка с втулкой; 25— пружина регулятора л;
26—'подвижная гильза золотника регулятора п; 28—нак-
лонная шайба; 29—серьга; 39—пружина плунжера; 31—
всасывающий канал плунжерного насоса; зЗ— силовой
сервомеханизм (сег^опоршень); 35— поршень обратной
Топливо от подкачивающего насоса самолетной системы топ-
ливопитания поступает по каналу 27 в насос-регулятор. Оно
проходит сетчатый топливный фильтр и по каналу 31 попадает
на вход в плунжерный насос. Из насоса топливо под высоким
давлением по каналу 5 проходит к игле 13 дроссельного крана,
а по каналу 7—к клапану 10 постоянного давления топлива,
542
подаваемого к сервомеханизму 33. Производительность плун-
жерного топливного насоса регулируется нзменеинем угла уста-
новки наклонной шайбы 28 (максимальный угол наклона огра-
ничен винтом /) с помощью силового сервопоршня 33, управля-
регулирования ТРД:
связи; 37—дроссельный пакет; 39—золотник обратной
связи; 40—рычаг обратной связи; 41—золотник автомата
приемистости; 42—'мембрана: 43—анероид; 44—дополни-
тельный золотник автомата приемистости; 45—дополни-
тельные жиклеры стравливания воздуха; 47—рычаг из-
менения затяжки пружины; 50—стравливающий жиклер
автомата приемистости; 5/—игла высотного корректора;
52—регулирующий винт; 53—воздушный фильтр; 54—ка-
нал подвода рк ; 55—канал, соединяющий полость с
атмосферой; 55—форсунка; 57—«канал и коллектор II кон-
тура; 58—канал и коллектор I контура; 59—топливная
игла; 50—золотник стоп-крана; 61—пружина распредели-
тельного клапана; 62— регулировочный винт распреде-
лительного клапана; 63—рычаг стоп-крана: 64— трубка
дренажа: 69—проточка
емого регулятором частоты вращения непрямого действия с
гибкой обратной связью.
Основными элементами регулятора частоты вращения явля-
ются: центробежный тахометр 6, управляющий золотник 9, сер-
вомеханизм с силовым поршнем 33 н поршнем 35 обратной связи,
рычаг 40 обратной связи, соединенный с подвижной гильзой
543
26 управляющего золотника. В отличие от рассмотренной ранее
схемы изодромного регулятора (см. рнс. 19.6) здесь вместо жик-
лера на линии из межпоршневой полости Б установлен дрос-
сельный пакет 37, а затяжка пружины регулятора изменяется
не кулачком, а зубчатой рейкой 24, перемещаемой рычагом 19
управления с помощью насаженной на его вал шестеренки. Она
же одновременно перемещает иглу 13 дроссельного крана. Пру-
жина 25 регулятора опирается не непосредственно на зубчатую
рейку 24, а на входящую в нее втулку. В начальном положении
рычага управления эта втулка не доходит до упорного буртика
в рейке, так как ее перемещение вправо ограничено упорным
винтом 21. Поэтому при повороте рычага управления от началь-
ного положения зубчатая рейка открывает только дроссельный
кран, не изменяя затяжку пружины (втулка остается на упоре
и буртик рейки еще не подошел к ней). Таким образом, регули-
рование двигателя в этой зоне, соответствующей малой частоте
вращения, осуществляется только дроссельным краном. Послед-
ний имеет обводной канал с иглой 12 малого газа и регулятор
постоянного перепада давлений непрямого действия. Золотник 18
регулятора постоянного перепада по каналам 22 и 23 управляет
сервопоршием 33, переставляющим наклонную шайбу плунжер-
ного насоса (схема такого регулятора была показана на
рис. 19.7). На режиме малого газа, когда дроссельный кран при-
крыт, расход топлива дозируется иглой малого газа.
По мере поворота рычага 19 управления зубчатая рейка, сме-
щаясь, доходит до втулки и начинает затягивать пружину регу-
лятора частоты вращения, настраивая его на соответствующую
п. Управление расходом топлива переключается с дроссельного
крана на регулятор п после того, как вследствие увеличения
проходного сечения в дроссельном кране перепад давлений на
нем становится меньше значения, на которое настроен регулятор
перепада давлений. Тогда золотник 18 под действием пружины
15 сместится вниз до упора й выключит регулятор постоянного
перепада давлений из работы. После этого регулирование двига-
теля осуществляется только регулятором частоты вращения.
Из насоса-регулятора отдознрованное топливо по каналу 17
поступает во второй агрегат — автомат распределения топлива,
иа вход в автомат приемистости. Здесь установлен автомат при-
емистости по рк* и ря с дополнительной коррекцией по высоте
полета. Аналогичный автомат приемистости был уже рассмот-
рен ранее (см. рис. 19.9). На установившемся режиме работы
двигателя золотник 41 (см. рис. 19.12) автомата приемистости
перекрывает слив топлива из полости Г над золотником 18 ре-
гулятора постоянного перепада давлений и не действует на
подачу топлива. При резком перемещении РУД вследствие по-
вышения давления топлива золотник 41 автомата приемистости
смещается вправо, открывая 'канал слива, и часть топлива из
полостн Г сливается по каналам 16, 66 и 65 в линию низкого
544
давления на входе в насос. Тем самым понижается давление в
полости Г и золотник 18 регулятора постоянного перепада дав-
ления вследствие этого поднимается вверх, воздействуя на сер-
вомеханизм 33 в сторону уменьшения угла установки наклонной
шайбы плунжерного насоса. В результате расход топлива в про-
цессе приемистости будет снижен и приведен в соответствие с ре-
гулирующими параметрами рк* и рн-
Подвод воздуха от компрессора под давлением рк* осуществ-
ляется по каналу 54. Он проходит воздушный сетчатый фильтр
и через иглу 51 высотного корректора поступает в полость
справа от мембраны 42, воздействующей на золотник автомата
приемистости. Стравливающий жиклер 50 может заменяться для
регулировки автомата приемистости. Кроме того автомат прие-
мистости регулируется винтом 52 затяжки пружины высотного
корректора. Следует отметить, что автомат приемистости явля-
ется регулятором непрямого действия, воздействующим на рас-
ход через перенастройку топливного насоса, и никакого дроссе-
лирующего эффекта на течение топлива в агрегате он не
оказывает.
За автоматом приемистости в агрегате установлен стоп-кран,
представляющий собой золотник 60, перемещаемый рычагом
стоп-крана 63 с помощью шестерни и зубчатой рейки. Стоп-кран
устанавливается в два положения: ЗАКРЫТО и ОТКРЫТО.
В положении ЗАКРЫТО золотник стоп-крана поднят до упора
вверх и полностью отсекает подачу топлива к форсункам. Если
стоп-кран быстро закрыть на работающем двигателе (аварийный
останов двигателя), то несмотря на отсечку подачи топлива к
форсункам ротор двигателя некоторое время будет вращаться
за счет накопленной во вращающихся деталях кинетической
энергии (так называемый выбег ротора двигателя) и насос будет
продолжать подавать топливо. Это топливо сливается на вход
в насос через центральный канал в золотнике стоп-крана и далее
через канал 67, открываемый кромкой золотника стоп-крана
в верхнем его положении. Кроме того в верхней части корпуса
стоп-крана имеется проточка 69, которая в верхнем положении
золотника стоп-крана соединяет полость Е с каналом слнва 68.
Таким образом, топливо сливается и из коллекторов форсунок,
что способствует быстрейшей остановке двигателя стоп-краном.
В положении ОТКРЫТО золотник опущен вниз, все каналы
слива закрыты его кромками и открыт свободный проход топли-
ва в полость Д на вход в распределительный клапан. Последний
представляет собой топливную иглу 59, нагруженную пружиной
61. Когда давление топлива в полости Д невелико, пружина
прижимает иглу к ее седлу, не пропуская топливо в полость Е.
В результате все топливо по каналу 58 направляется к I контуру
форсунок. С увеличением подачи топдива и соответствующим
повышением давления сила от давления топлива на иглу преодо-
левает силу пружины 61 и игла открывается, пропуская топливо
18	2563
545
в полость Е, а ИЗ йёе по каналу 57 в коллектор II контура фор-
сунок. Давление открытия распределительного клапана регули-
руется изменением затяжки пружины 61 с помощью регулиро-
вочного вннта 62.
Оба агрегата имеют систему дренажирования (нз полости
манжетного уплотнения валика топливного насоса, от золотни-
ков автомата разгона и регулятора постоянного перепада дав-
лений и др.) с общей выводной дренажной трубкой 64.
Глава 20
СИСТЕМЫ ЗАПУСКА ДВИГАТЕЛЯ
20.1.	Общие сведения
Запуском называется неустановившийся процесс перехода
двигателя из нерабочего состояния на минимально устойчивый
режим работы — режим малого газа. В процессе запуска для
начальной раскрутки ротора двигателя, розжига камеры сгора-
ния и подачи топлива применяется специальная система запуска.
К ней предъявляются следующие основные требования:
1)	надежный и быстрый автоматический запуск во всех воз-
можных в эксплуатации условиях, в том числе при низкой тем-
пературе воздуха, двигателя и топлива, у земли, на различных
скоростях и высотах нт. д.;
2)	автономность запуска, т. е. возможность запуска на борту
летательного аппарата без использования наземных средств;
3)	малая масса и габариты прн достаточно простом обслу-
живании.
Процесс запуска для газотурбинных двигателей различных
типов, отличаясь некоторыми особенностями, в основном проте-
кает аналогично. Поэтому для получения общего представления
достаточно рассмотреть его применительно к наиболее простому
случаю одновального ТРД.
Для каждой частоты вращения ТРД в течение запуска можно
иаписать следующий баланс мощностей:
N,+N,=N^Nr	(20. 1)
где Nn — мощность пускового устройства;
NT — мощность, развиваемая турбиной;
М/г]м— мощность, потребляемая в двигателе;
Ny — мощность раскручивания, т. е. мощность, обусловлен-
ная созданием углового ускорения вращения.
Мощность Ау затрачивается в основном на увеличение энер-
гии вращательного движения ротора двигателя
Ny=const Jo	n,	(20.2)
где /о — момент инерции ротора;
d&ldx н п — угловое ускорение и частота вращения ротора.
546
NX
D
Рис. 20.1. Основные этапы процесса за-
пуска
Процесс запуска можно разделить на. три основных этапа.
На I этапе запуска камера сгорания еще не действует и ротор
двигателя (компрессор и его турбина) раскручивается пусковым
устройством, начиная от неподвижного состояния до частоты
вращения п} (рис. 20.1), при
которой происходит розжиг
камеры сгорания. На этом
этапе Nk/Лм получается по-
чти полностью за счет ЛГП, так
как NT прн существующих
условиях (малых п и холод-
ном воздухе) близка к нулю.
Кроме того, поскольку I этап
запуска должен протекать
достаточно быстро, требуе-
мое dtsddx велико, что влечет
за собой достаточно боль-
шую М (уравнение 20.2),
т. е. необходимость сущест-
венного превышения Nn нал
(уравнение 20.1) в те-
чение всего I этапа запуска.
Таким образом, I этап за-
пуска в основном определя-
ет необходимую располагае-
мую мощность Nn и тем са-
мым массу и габариты пус-
кового устройства. Мощ-
ность NK возрастает пример-
но пропорционально п3, поэ-
тому для снижения требуе-
мой N„ стремятся меньше
раскручивать двигатель в те-
чение I этапа запуска, т. е. ограничивать частоту вращения «ь
возможно меньшей величиной.
Значение «1 определяется условиями розжига камеры сгора-
ния и характеристикой компрессора. Для надежного розжига
камеры требуется определенный минимальный расход топлива,
при котором давление подачи достаточно велико для получения
удовлетворительного распыления топлива форсунками (даже
прн низкой температуре топлива); при этом расход воздуха дол-
жен быть достаточно большим, Чтобы при этой подаче топлива
иметь допустимую температуру газа перед турбиной. Так как
расход воздуха определяется частотой вращения компрессора,
то тем самым ограничивается и минимальная n-i (обычно около
10% Имакс)-
На II этапе запуска турбина, работая на горячем газе, раз-
18*
547
вивает все большую мощность н после небольшого увеличения
п она становится основным источником мощности в процессе
раскрутки ротора (см. рис. 20.1). Уже при л=пр достигается
условие ЛГТ=Л^К/‘Г)М, т. е. минимально возможный режим устойчи-
вой работы двигателя (когда 7Vy=0). Однако небольшие изме-
нения внешних условий или отклонения в работе автоматики
могут привести к нарушению равновесия и остановке двигателя.
Поэтому пусковое устройство отключается при более высокой
частоте вращения п2, когда при всех условиях может быть га-
рантирован дальнейший устойчивый выход на режим малого
газа. В зависимости от особенностей характеристик элементов
двигателя п2 составляет от 20 до 30% пмакс.
Для сокращения продолжительности II этапа запуска необ-
ходимо поддержание возможно более высокой температуры Тг*.
Но ее приходится ограничивать для обеспечения прочности де-
талей двигателя и для сохранения требуемых запасов газодина-
мической устойчивости компрессора. На рис. 20.1 штрихпунктир-
ной линией нанесены линии максимально допустимой температу-
ры газа по условиям устойчивой работы компрессора (TJK) и п0
прочности лопаток турбины (7'^,). Из-за погрешностей автома-
тики, характеристики отдельных двигателей отличаются друг от
друга и для их изменения в процессе эксплуатации необходимы
нормированные запасы ДГ£Ж и дГг*. Совокупность пере-
численных факторов и определяет целесообразную программу
регулирования Тт*' в процессе запуска, как это показано на
рис. 20.1.
На III этапе запуска происходит раскрутка ротора двигателя
до частоты вращения малого газа пм.г, которая осуществляется
только турбиной, поскольку пусковое устройство отключено. Для
снижения посадочной скорости самолета желательна возможно
меньшая тяга на режиме малого газа при сохранении надежной
и устойчивой работы двигателя. Однако по мере уменьшения
лм.г приемистость двигателя ухудшается, что снижает другие
летиые характеристики самолета. Эти соображения всегда учи-
тываются при назначении обычно в современных ТРД
Лм.г= (0,3—0,5) Имакс.
Требуемая продолжительность запуска устанавливается в за-
висимости от назначения летательного аппарата н составляет
от 20 до 100 с. Сокращение времени запуска связано с увеличе-
нием мощности пускового устройства и повышением температу-
ры газа. Первое приводит к утяжелению системы запуска, а вто-
рое — к снижению надежности и ресурса двигателя.
Система запуска включает в себя пусковое раскручивающее
устройство (стартер), источник энергии для его питания, пуско-
вую топливную систему и элементы, обеспечивающие начальное
воспламенение топлива.
548
20.2.	Стартеры (пусковые устройства)
Требуемая мощность стартера при продолжительности запус-
ка 30— 60 с для ТРД составляет 4,5—7 кВт на 10 кН тяги, а для
ТВД — 10—18 кВт на каждые 1000 кВт мощности. Таким обра-
зом, учитывая современный диапазон тяг и мощностей
двигателей, для их запуска требуются стартеры мощностью от
1,5 до 120 кВт. В зависимости от требуемой мощности и условий
применения используются различные стартеры, из которых на-
ибольшее распространение получили три типа: электрический,
газотурбинный и воздушный.
Электрические стартеры
Электрический стартер представляет собой электрический
двигатель постоянного тока, питаемый от аккумуляторных бата-
рей или от газотурбинной вспомогательной установки с электро-
генератором. Ротор электростартера через зубчатую передачу
соединяется при запуске с ротором двигателя. В электростарте-
ре при постоянном напряжении питания по мере увеличения п
из-за уменьшения силы тока существенно понижается крутящий
момент. Силу тока, а следовательно, и крутящий момент при
увеличении п можно повысить, увеличив напряжение питания.
Для этого используют переключение аккумуляторных батарей
с параллельной схемы на последовательную: в начале запуска
осуществляют питание электростартера напряжением 24 В, а за-
тем 48 В. В результате не возникает чрезмерно большой ток в
начале запуска и увеличивается мощность стартера при повы-
шенной п. Система питания 24/48 В несколько усложняет аппа-
ратуру включения и приводит к более быстрой разрядке аккуму-
ляторных батарей, но позволяет ускорить запуск.
Помимо электростартеров широкое применение нашли элек-
трические стартеры-генераторы, которые на запуске работают
как стартеры, а на основных режимах — как генераторы, приво-
димые от двигателей. Это позволяет иметь один электрический
агрегат вместо двух н снизить массу системы. Так как стартер-
ный режим является кратковременным и, следовательно, допус-
кающим форсирование, а генераторный режим—длительным,
то на стартерном режиме всегда допускается большая мощ-
ность.
Электрический стартер, или стартер-генератор, состоит из
двух основных узлов: неподвижного статора и вращающегося
ротора — якоря. Статор включает корпус 9 (рис. 20.2), в кото-
ром укреплены полюсы 10 с обмоткой 7 и щетки 5 коллектора.
По торцам к корпусу прикреплены фланцы 2 и 11 с шарикопод-
шипниками 1, в которых вращается якорь 8. В верхней части
фланца 2 установлена клеммовая панель 3 с болтами 4. Обмотки
якоря выведены на пластины коллектора 6. Для воздушного
охлаждения якоря на роторе укреплена крыльчатка 12 вентиля-
549
тора; помимо этого для улучшения охлаждения часто применя-
ется дополнительная продувка воздухом под повышенным напо-
ром от специального вентилятора на двигателе.
Передним фланцем стартер крепится к фланцу коробки при-
водов двигателя. Для облегчения центровки и уменьшения пере-
даваемых вибраций может применяться не непосредственное
соединение валов, а соединение гибкой рессорой 13, пропущен-
ной внутри полого вала якоря (как это показано на рис. 20.2).
Рис. 20.2. Конструкция электростартера:
1—шариковые подшипники; 2—задний фланец; 3—клеммовая панель; 4—клеммовые
болты; 5—щетки коллектора; б—коллектор; 7—обмотка статора; в—якорь; 9—корпус;
10—полюс; Л—передний фланец; 12— крыльчатка вентилятора; 13—гибкая рессора
Электрические стартеры компактны, надежны, просты в экс-
плуатации. Одиако питающие их аккумуляторные батареи обла-
дают большой массой и допустимое их количество позволяет
осуществлять лишь небольшое число повторных запусков без
подзарядки. Емкость батарей существенно понижается с умень-
шением температуры электролита, в связи с чем требуется обо-
грев батарей в зимних условиях, усложняющий эксплуатацию
системы. Большая сила тока при низком напряжении питания
обусловливает значительную массу проводов и контакторов. Все
это приводит к тому, что подобное пусковое устройство практи-
чески применяется лишь при небольших требуемых мощностях,
примерно до 25 кВт.
Возможности электрических устройств сильно расширяются,
если в качестве источника питания вместо батарей используется
специальный энергоузел (вспомогательная силовая установка),
состоящий из электрогенератора, вращаемого небольшим газо-
турбинным двигателем. Преимуществами подобного способа
550
питания являются иеограинчеиная возможность повторных за*
пусков и уменьшение количества батарей; это во многих
случаях оправдывает его недостатки — усложнение системы пи-
тания и более длительный запуск двигателя из-за необходимости
предварительного вывода на рабочий режим энергоузла. Такие
системы находят достаточно широкое применение. Например,
для запуска ТВД АИ-20 используется энергоузел ТГ-16 с генера-
тором постоянного тока ГС-24А мощностью 60 кВт.
Рис. 20.3. Схема осевой храповой муфты сцепления:
7—'Ведущий валик; 2- корпус муфты; 3—пружина; 4—мно-
гозаходная прямоугольная резьба; 5—фетровое кольцо;
6—ведущий храповик; 7—зубья храповиков; в—ведомый
храповик; 9—ведомый вал
Роторы электростартера и двигателя соединяются через ше-
стеренчатую передачу, служащую для согласования их частот
вращения. Чтобы соединять роторы при запуске и разъединять
их после отключения питания стартера, эта передача включает
механизм сцепления — осевую (или центробежную) храповую
муфту или обгонную роликовую муфту.
Принцип действия осевой храповой муфты (рис. 20.3) заклю-
чается в следующем. При включении стартера начинает с разго-
ном раскручиваться ведущий валик 1, на котором на многоза-
ходной прямоугольной резьбе 4 расположен ведущий храповик 6.
Фетровое кольцо 5, прижимаемое к храповику 6 расположенной в
корпусе 2 пружиной 3, создает тормозящую силу трення. Благо-
даря этому прн вращении валика 1 храповик проскальзывает
относительного него и, поворачиваясь, свинчивается на прямо-
угольной резьбе, перемещаясь в осевом направлении в сторону
расположенного на валу 9 ведомого храповика 8, вплоть до
сцепления зубьев 7 обоих храповиков. Расцепление муфты про-
исходит после выключения электростартера, когда его частота
вращения начинает уменьшаться, а частота вращения ротора
двигателя продолжает возрастать; в результате храповик 8 об-
гоняет храповик 6 и благодаря скосам на зубьях выводит послед-
ний из зацепления, смещая его влево.
Центробежная храповая муфта также состоит из ведущей
и ведомой половин, но они соединяются специальными собачка-
551
ми 3 (рис. 20.4), равномерно расположенными по окружности.
Каждая из них может поворачиваться на оси 4, расположенной
в ведомой втулке 2, и отжимается пружиной 6. Поэтому при за-
пуске хвостовик собачки входит в зацепление с выступами на
ведущем ободе муфты 1, как показано сплошными линиями на
рис. 20.4. При определенной частоте вращения, несколько мень-
шей чем при отключении стартера, центробежная сила становит-
Рис. 20.4. Схема центробежной храповой муфты
1—ведущий обод муфты (совмещен с конической
шестерней); 2—ведомая втулка; 3—собачка; 4—ось
собачки; 3—упор, ограничивающий поворот собачки
под действием центробежных сил; б—пружина
ся больше силы прижатия пружины, вследствие чего собачка
должна была бы повернуться вокруг оси и выйти из зацепления
с ведущим ободом, как показано на рис. 20.4 штриховыми лини-
ями. Однако это не происходит, так как собачки прижимаются
к выступам в ведущем ободе силами от передаваемого крутящего-
момента. Муфта расцепляется только после выключения питания
стартера, когда ведомая половина муфты начинает обгонят)
ведущую.
Для храповых муфт опасен повторный запуск при еще вра-
щающемся роторе двигателя. В этом случае сцепление муфты
может произойти с ударом при неодинаковых п ведомой и веду-
щей частей, что может приводить к поломке муфты или наиболее
слабого звена привода. Для получения плавного сцепления при
подобном запуске используют специальные меры, например,,
ограничение силы пускового тока в стартере.
Роликовая обгонная муфта (рис. 20.5) состоит из наружной
обоймы 1, поводка 3 и расположенных между ними роликов 2.
Когда угловая скорость вращения ведущего поводка меньше
угловой скорости вращения ведомой наружной обоймы, то роли-
ки не соединяют их друг с другом и муфта выключена. При за-
пуске ведущий поводок заклинивает ролики и через них переда-
ет окружное усилие от стартера на ведомую обойму. Однако при-
длительной работе в расцепленном состоянии роликовая обгон-
ная муфта быстро изнашивается, так как ведомая ее часть, сое-
552
диненная с ротором двигателя, все время вращается и воздейст-
вует на ролики. Поэтому обгонная муфта сцепления может
применяться только в случае обеспечения кратковременной ее
Рис. 20.5. Схема роликовой обгонной муфты:
1—наружная обойма; 2—ролик; 3—поводок
работы в расцепленном состоянии, например, в двухскоростной
передаче привода к стартеру-генератору (рис. 20.6).
В стартерном режиме ротор двигателя приводится через
фрикционную муфту 2 и понижающую передачу с шестернями
5-9 н 7-5; при этом центробежная
храповая муфта 8 включена, а обгон-
ная роликовая муфта 4 выключена
(п поводка, соединенного с валиком
6, меньше п наружной обоймы, сое-
диненной с валиком /). Таким обра-
зом, на режиме запуска, т. е. кратко-
временно, обгонная роликовая муф-
та работает в расцепленном состоя-
нии. После выключения питания
стартера частота его вращения, а
следовательно, и п наружной обоймы
обгонной муфты 4 уменьшается, а п
двигателя продолжает увеличивать-
ся. Это приводит сначала к расцеп-
лению центробежной храповой муф-
ты 8, а затем к автоматическому
сцеплению обгонной муфты (в мо-
мент начала превышения п поводка
над п наружной обоймы). После это-
го ротор стартера-генератора приво-
дится от двигателя через валик 6
без понижающей передачи. Таким
Рис. 20.6. Схема двухскоростной
передачи соединения стартера—
генератора с ротором двигате-
ля:
/—валик к стартеру-генераторУ; 2—
фрикционная муфта; 3, 5, 7 и 9—
шестерни; 4—роликовая обгонная
муфта; 6—валик к ротору двигате-
ля-	в—центробежная	храповая
муфта сцепления
553
образом, в генераторном режиме, который является длительным,
обгоииая роликовая муфта 4 все время работает в сцепленном
состоянии.
Газотурбинный стартер
Газотурбинный стартер представляет собой небольшой газо-
турбинный двигатель, раскручивающий ротор основного двига-
теля; обычно он расположен в коке (в носке) основного двига-
теля. Поскольку газотурбинный стартер работает кратковремен-
Рис. 20,7. Схемы газотурбинных стартеров:
о—одновальный с гидромуфтой; б—со свободной тур-
биной; 1—центробежный компрессор; 2—камера сгора-
ния; 3—турбина; 4—редуктор; 5—гидромуфта; 6—вывод-
кой валик стартера; 7—свободная турбина; 8—турбина
компрессора
но, только во время запуска, то к его экономичности требования
не предъявляются. Он должен быть компактным, легким, прос-
тым, дешевым и обладать быстрым и надежным собственным
запуском. Соответственно этим требованиям газотурбинный
стартер выполняют с простыми элементами и низкими парамет-
рами цикла. Обычно используется одноступенчатый центробеж-
ный компрессор с Лк*=2,54-4, приводимый одноступенчатой
турбниой при TV* = 11004-1200 К. Запуск газотурбинного старте-
554
ра производится электростартером, питаемым от аккумулятор*
ных батарей. Так как частота вращения ротора газотурбинного
стартера высока (30000—80000 об/мин), то в его конструкцию
всегда включен редуктор.
Две схемы газотурбинных стартеров приведены на рис. 20.7:
а — одиовальная; б — со свободной турбиной. Одновальный газо-
турбинный стартер по существу представляет собой небольшой
и предельно простой турбовальный двигатель, выводной вал
которого раскручивает ротор основного двигателя. В кинемати-
ческую схему редуктора одновального газотурбинного стартера
включена гидравлическая муфта 5 сцепления, отключающая
стартер от основного двигателя иа нерабочих режимах. Газотур-
бинный стартер запускается от своего небольшого электростар-
тера и выводится на режим малого газа. После этого плавно
включается гидромуфта и одновременно увеличивается режим
работы стартера. Избыточная мощность на выводном валу стар-
тера используется для раскрутки ротора основного двигателя,
а плавность привода достигается гидромуфтой. После запуска
основного двигателя стартер выключается.
В газотурбинном стартере со свободной турбиной (см. рис.
20.7,6) ротор последней через редуктор Соединен с ротором ос-
новного двигателя. Применение свободной турбины упрощает
запуск стартера и позволяет иметь плавную передачу крутящего
момента к ротору основного двигателя при запуске последнего
благодаря газовой связи между турбинами.
Газотурбинные стартеры обеспечивают автономность системы
запуска, ие требуют мощных аккумуляторных батарей, не огра-
ничивают возможную величину пусковой мощности и число
последовательных запусков. Недостатком такой системы явля-
ется ее удорожание, увеличение времени запуска из-за необхо-
димости предварительного запуска и вывода на режим стартера,
необходимость применения на каждом двигателе своего слож-
ного и дорогого стартера со всеми его системами.
Воздушные стартеры
Основным элементом воздушного стартера является воздуш-
ная турбина, питаемая сжатым воздухом от вспомогательной
силовой установки (ВСУ) или (в многодвигательной силовой
установке) от компрессора уже работающего двигателя. ВСУ
может быть наземной (аэродромной) нли бортовой, если тре-
буется автономность запуска. В многодвигательной силовой ус-
тановке одна бортовая ВСУ обслуживает все двигатели, на ко-
торых устанавливаются только воздушные турбины.
Воздушные стартеры применяют на самолетах с многодвига-
тельной силовой установкой при требуемой мощности пускового
устройства свыше 20—25 кВт. Оии питаются сжатым воздухом
под давлением (2,5-н4,5) - 1О5 Па при температуре 150 —230° С.
555
Расход сжатого воздуха составляет около 0,4 кг/с для получения
мощности 20—30 кВт н около 1,0—1,2 кг/с для мощности 80—
НО кВт.
Конструкция воздушного стартера мощностью 22 кВт при
массе 5,8 кг показана на рис. 20.8. В нем использована активная
одноступенчатая осевая турбина. Лопатки рабочего колеса /
Рис. 20.8. Конструкция воздушного стартера:
/—фланец подвода воздуха и клапан постоянного давления воздуха перед
турбиной; 2—«регулятор давления воздуха; 8—лопатки соплового аппарата тур-
бины; 4—рабочее колесо турбины; 5— канал выхода воздуха; б—корпус редук-
тора; 7—фланец крепления к двигателю; 8—выводной валик с храповиком
сцепления; S—предельный валик (слабое место); 10—редуктор
изготовлены за одно целое с диском. Корпус турбины объединен
в одном агрегате с клапаном подвода воздуха, снабженном регу-
лятором 2 постоянного давления, что позволяет поддерживать
требуемое давление поступающего воздуха независимо от давле-
ния в магистрали. Применение регулятора необходимо как из-за
меняющегося в зависимости от внешней температуры давления
воздуха за ВСУ, так и из-за слишком высокого давления отбира-
емого от компрессоров основного двигателя воздуха в случае
запуска от другого, уже работающего двигателя.
Из турбины воздух по кольцевому каналу 5 выводится нару-
жу или непосредственно в подкапотное пространство, илн через
выпускной патрубок за мотогондолу. Планетарный редуктор 10
понижает п с примерно 50 000 об/мин у турбины до 5500 об/мин
на выводном валике 8. В редукторе специально предусмотрено
«слабое» место — предельный валик S, ломающийся при удар-
ном включении или перегрузке крутящим моментом.
Газотурбинный двигатель ВСУ обычно выполняется одио-
вальным с отбором воздуха за компрессором (рис. 20.9). Ком-
прессор 2 и турбина 5 двигателя согласованы так, что за ком-
прессором можно отбирать до 20—30% поступающего воздуха.
Воздух, отбираемый в патрубок 3 с запорной заслонкой, обычно
556
используется на стоянке для системы кондиционирования, об-
служивающей кабины самолета.
На режиме малого газа двигатель ВСУ работает при полной
частоте вращения, но без отбора воздуха. Мощность турбины
Рис. 20.9. Схема газотурбинной вспомогательной
силовой установки с отбором сжатого воздуха за
компрессором:
1—корпус приводов с агрегатами; 2—центробежный комп-
рессор; ?—патрубок отбора воздуха с заслонкой; 4—ка-
мера сгорания; 5—«турбина
идет только иа привод компрессора. При открытии клапана пи-
тания потребителей одновременно увеличивается подача топли-
ва и избыточная мощность турбины идет на сжатие отбираемого
воздуха.
20.3.	Агрегаты подачи топлива в камеру
сгорания и его воспламенения при запуске
Топливный автомат запуска
Автоматическая дозировка расхода топлива при запуске
большей частью производится специальным агрегатом авто-
матом запуска. Обычно он работает по рк* и рн, что позволяет
выдерживать заданную температуру газа при запуске независи-
мо от внешних условий.
Принципиальная схема топливного автомата запуска прямого
действия приведена на рис. 20.10. Его основными элементами
являются мембрана 6 и клапан 3. Со стороны полости Б мембра-
на находится под давлением, пропорциональным рк*, а со сто-
роны полости А сообщается с атмосферой. На установивших-
ся режимах работы плоский клапан 3 всегда закрыт, так как
сила от мембраны и пружины Z больше силы, действующей на
шток 5 от пружины 4 и давления топлива. При запуске двигате-
ля, пока мало рк*» силы от давления топлива и пружины 4 при-
открывают клапан 3 и часть топлива сливается по каналу 2.
557
. I
В результате расход топлива в двигатель уменьшается. С рос-
том п повышается рк* и клапан прикрывается, уменьшая слив
топлива по мере разгона двигателя. Вблизи малого газа рк*
Рис. 20.10. Принципиальная схема
автомата запуска прямого дей-
ствия:
1—канал подвода топлива из насоса-
регулятора к распределительному кла-
пану; 2—канал слива на вход в топлив-
ный насос: 3—плоский клапан автомата
запуска; 4—пружина клапана; 5—шток
с плоской головкой: 6—мембрана; 7—
пружина мембраны; в—регулировочный
винт
увеличивается настолько, что клапан 3 полностью закрывается
и автомат запуска выключается. Вместо клапана 3 в этом авто-
мате запуска может применяться и золотник, управляемый той
же мембраной.
Агрегаты зажигания
Для первоначального воспламенения топлива в камере сго-
рания устанавливается свеча зажигания, создающая мощный
электрический разряд, поджигающий топливо-воздушную смесь
в камере. Свеча питается током от пусковой катушки зажигания,
включаемой только в процессе запуска. Так как в дальнейшем
топливо воспламеняется от горячих продуктов сгорания, то сис-
тема зажигания требуется только кратковременно.
Ранее использовалась высоковольтная система зажигания,
при которой пусковая катушка вырабатывает импульсный ток
высокого напряжения (около 10000 В), подаваемый к свече, в
которой между центральным электродом и корпусом проскаки-
вает искра, поджигающая горючую смесь. Однако в настоящее
время большее применение находит низковольтная система за-
жигания с полупроводниковыми свечами и мощным емкостным
разрядом или же с индуктивным разрядом вдоль металлизиро-
ванной поверхности керамического изолятора. Достоинством
низковольтной системы является слабая чувствительность к за-
грязнению электродов, независимость энергии разряда от давле-
ния и температуры газа в камере, снижение высокого напряже-
ния с 10 000 до 1500—3000 В, повышающее надежность системы,
значительно большая мощность электрического разряда, облег-
чающая розжиг камеры. Конструкция разрядной части полупро-
водниковой низковольтной свечи показана на рис. 20.11,6. В этой
свече разряд происходит не в зазоре между электродами (рис.
558
20.11 ,a), а на поверхности 8 полупроводника 7 и имеет форму
кольца относительно большой площади (см. рнс. 20.11,6).
Об устройстве пусковых катушек зажигания можно судить
по схеме, приведенной на рис. 20.12. Постоянный ток низкого
Рис. 20.11. Свечи зажигания:
«—высоковольтная; б—‘низковольтная поверхностного
разряда; 1—корпус; 2—резьба крепления; 3—изолятор
центрального электрода; 4—центральный электрод; Б—
разрядный промежуток; 6—боковой электрод; 7—полу-
проводник; 8—поверхность разряда
напряжения (18—28 В) подводится к клемме 4 и поступает
в первичную обмотку индукционной катушки, намотанную
вокруг сердечника 3. Вторичная обмотка ш2 имеет в 15—20 раз
больше витков. При прохожде-
нии тока по первичной катушке
сердечник, намагничиваясь,
притягивает подвижный кон-
такт прерывателя Пр и размы-
кает цепь. В момент размыка-
ния цепи происходит быстрое
изменение электромагнитного
поля в индукционной катушке
и во вторичной обмотке инду-
цируется высокое напряжение
(порядка 1500 —3000 В), кото-
рое по высоковольтному прово-
ду подводится от обмотки ш2 к
свече 1 зажигания. В эту цепь
включен конденсатор С2, уве-
личивающий емкостную состав-
ляющую разряда.
После размыкания цепи по-
стоянного тока низкого напря-
жения прерывателем Пр сер-
Рис. 20.12. Схема пусковой ка-
тушки1
/—’свеча поверхностного разряда;
2—полупроводниковый	выпрями-
тель; 3—сердечник индукционной
катушки; 4—клемма подвода посто-
янного тока; Б—подвижный кон-
такт прерывателя;	Пр—прерыва-
тель; С1 и С2—конденсаторы; шн
первичная обмотка;	—вторичная
обмотка
559
дечник размагничивается н подвижный контакт прерывателя,
укрепленный на пластинчатой пружине, под действием сил упру-
гости этой пружины возвращается в исходное положение, замы-
кая снова цепь питания первичной обмоткн. Таким образом
происходит непрерывное повторение процесса с последователь-
ными разрядами иа свече все время, пока включено питание
пусковой катушки. Включенные в схему конденсатор С1 и полу-
проводниковый выпрямитель 2 служат для уменьшения нскро-
образовання на прерывателе и устранения влияния обратных
токов в цепи обмоткн высокого напряжения. В зависимости от
характеристик элементов пусковой катушки число разрядов
(размыканий первичной цепи) может составлять от нескольких
десятков до 400—800 размыканий в секунду.
Воспламенители
Розжнг камеры сгорания при запуске может осуществляться
непосредственно от свечи зажигания нли от воспламенителя.
Воспламенитель, устанавливаемый на жаровой трубе камеры
сгорания, обеспечивает создание достаточно мощного факела
Рис. 20.13. Пусковой воспламенитель:
>—соленоид: 2—игольчатый клапан; 3—штуцер
подвода пускового топлива; 4— топливный фильтр
в форсунке: 5—пусковая форсунка; 6—корпус
воспламенителя; 7—распылитель пусковой фор-
сунки; 8—отверстия в стенке запальной камеры;
S—запальная камера; /0—'жаровая труба камеры
сгорания. 11—центральный электрод свечи за-
жигания; /2—свеча зажигания
пламени, поджигающего
горячую смесь.
Пусковой воспламени-
тель (рнс. 20.13) состоит
из корпуса 6 с запальной
камерой 9, в которую пус-
ковой форсункой 5 впрыс-
кивается топливо, поджи-
гаемое свечой 12 зажига-
ния. Воспламенитель
устанавливается на каме-
ре сгорания, чтобы за-
пальная камера сообща-
лась с внутренней по-
лостью жаровой трубы 10
либо непосредственно
(как это показано на рис.
20.13), либо посредством
цилиндрического коротко-
го переходника.
Воздух в запальную
камеру поступает через
отверстия 8 в стенке за-
пальной камеры под дей-
ствием перепада давлений
снаружи и внутри жаро-
вой трубы. В результате
воспламенения свечой за-
жигания топлнво-воздуш-
560
ной смеси в запальной камере из нее выбрасывается в камеру
сгорания факел пламени, поджигающий там основное топливо.
Пусковой воспламенитель работает только во время запуска
и затем выключается. На камере сгорания для повышения на-
дежности ее розжига устанавливается от двух до четырех вос-
пламенителей. В качестве пускового топлива обычно применяет-
ся основное топливо (керосин), но иногда для улучшения запус-
ка при низких температурах в качестве пускового топлива
используют бензин, вязкость которого с понижением температу-
ры увеличивается слабее, чем у керосина.
Пусковая топливная форсунка обычно представляет собой
центробежную одноканальную форсунку, снабженную игольча-
тым запорным клапаном 2, который пружиной прижимается
к седлу и в нормальном положении закрывает доступ топлива
в форсунку. Он открывается соленоидом 1, втягивающим якорь
с прикрепленной к нему нглой клапана прн включении питания
соленоида, н закрывается сразу же после выключения соленоида.
Это сделано для устранения подтекания топлива и его закоксо-
вывания во время работы камеры сгорания.
ПРИЛОЖЕНИЕ
Таблица 1
КООРДИНАТЫ СИММЕТРИЧНОГО
КОМПРЕССОРНОГО ПРОФИЛЯ
Рис. П. 1
х, % 4	V, % С	X. % b	у. % с	х. % ь	у. % С	х, % Ь
0	0	10,00	40,20				80,00
1,25	1,65	15,00	45,50	40,00	48,90	90,00
2,50	22,70	20,00	48,30.	50,00	45,70	95,00
5,00	30,80	30,00	50,00	60,00	40,50	100
7,50	36,20			70,00	33,70	
а. % с
25,40
16,00
10,60
о
Т аблица 2
ПРЕДЕЛ ПРСЧНОСТИ ПРИ РАСТЯЖЕНИИ <УВ, ПРЕДЕЛ ЮО-ЧАСОВОй
ПРОЧНОСТИ Оюо, МОДУЛЬ УПРУГОСТИ Е, ПЛОТНОСТЬ q И
КОЭФФИЦИЕНТ ЛИНЕЙНОГО РАСШИРЕНИЯ а ДЛЯ СПЛАВОВ,
ШИРОКО ПРИМЕНЯЕМЫХ ПРИ ИЗГОТОВЛЕНИИ
ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ДЕТАЛЕЙ ТУРБИН
Марка материала	1, °C	°в	°100	ДХ хЮ-6	о. кг/м3	а-106. 1/°С	Назначение
		F	1/см2				
4Х12Н8Г8,	20	100000		17,4	7850	15,3	Для дисков и кре-
МФБ	500	68 000	56 000	13,0		20,3	нежных деталей, рабо-
(ЭИ481)	600 700 750	62000 46000 42000	45000 28 000 22 000	12,4 12,5 11,2		19,8 20,7	тающих при темпера- туре металла до 750° С. Хорошо обра- батывается резанием
562
Продолжение
Марка материала	t, °C	св	а100	дх ХЮ-6	0. кг/м3	106, 1/°С	Назначение
		Н/СМ2					
20ХЗМВФ (ЭИ415)	20 300 400 500 600	89000 80 000 74 000 64 000 50000 6	61 000 20 000	21,1 19,7 19,0 18,0 16,7	7800	12,3 12,7 13,8	Для дисков и дета- лей ротора и соплово- го аппарата, работаю- щих при температуре металла до 550° С. Хо- рошо обрабатывается резанием
ХН77ТЮР (ЭИ437Б)	20 600 700 800	108 000 95 000 87000 56000	70080 42000 20000	21,0 16,3 14,5 12,4	8200	12,7 20,0 21,0 24,8	Для дисков и штам- пованных сопловых и рабочих лопаток, ра- ботающих при темпе- ратуре металла до 700—750° С
ЖС6-КП	20 800 900 950 1000	125000 100 000 75000 55000 47000	50 000 31 000 22000 15000	20,0 15,7 12,7 12,2 11,5	8200		Для литых и штам- пованных рабочих и сопловых лопаток вы- сокотемпературных турбин
ЖС6-К	20 700 800 900 1000	90000 90000 90000 75000 50000	77000 51 000 32000 15000	20,0 16,0 15,1 12,5 11,9	8100	14,2 14,7 15,2 15,9	
Таблица 3
КООРДИНАТЫ ТУРБИННОГО ПРОФИЛЯ
С ОТНОСИТЕЛЬНОЙ ТОЛЩИНОЙ 10% [17J
X. % 4	V. % ь	х, % Ь	У, % 1>	х. % Ъ	V. % Ь	х. % Ь	У, % *
0,60	0,00	10,00	2,74	40,00	5,00	80,0	1,42
— 1,25	1,17	15,00	3,40	50,00	4,76	90,0	0,85
2,50	1,54	20,00	3,95	60,00	3,70	95,0	0,72
7,50	1,99	30,00	4,72	70,00	2,51	100,0	0,00
Примечание. Для построения профиля с иной относительной толщи-
ной ординаты у должны быть пропорционально изменены.

Таблица 4
КОЭФФИЦИЕНТЫ ДЛЯ РАСЧЕТА НА ПРОЧНОСТЬ
СПЛОШНОГО ДИСКА ПРИ ^„=0,15-5-0,35
г2/гв=0,85
f>2	Коэффициент	*1/*2						h/^2	
		1,5	2,0	3,0	1,5	2,0	3,0	1,5	2,0
	Ко	0,85	0,68	0,48	0,85	0,67	0,47	0,86	0,67
	къ10*	0,36	0,31	0,26	0,35	0,31	0,27	0.35	0,31
	Kf(l	0,22	0,19	0,16	0,22	0,19	0,17	0,22	0,19
	*Г.	1,05	0,97	0,86	1,05	0,96	0,85	1,05	0,96
1,2	K<UT»*104	0,23	0,22	0,20	0,21	0,20	0,17	0,18	0,17
		—0,29	—0,31	-0,32	—0,36	—0,37	-0,38	—0,43	—0,44
	"г.	1,20	1,22	1,24	1,20	1,21	1,22	1,20	1,20
	К„ .104	0,14	0,14	0,15	0,096	0,097	0,10	0,05	0,05
	Kfr	0,085	0,087	0,09	0,058	0,059	0,06	0,03	0,03
	Ко	1,04	0,83	0,59	1,05	0,83	0,59	1,06	0,84
	*^•104	0,38	0,33	0,28	0,37	0,33	0,28	0,36	0,32
	%	0.23	0,20	0,17	0,23	0,20	0,17	0,22	0,19
	«т2	1,28	1,18	1,05	1,29	1,19	1,05	1,30	1,20
1,5	к”т.-104	0,26	0,25	0,22	0,23	0,22	0,19	0,19	0,18
	к/т,	—0,28	—0,29	—0,31	—0,35	-0,36	—0,38	—0,42	—0,44
	кг.	1,46	1,49	1,53	1,48	1,49	1,51	1,49	1,50
	^,г -104	0,17	0,17	0,18	0,12	0,12	0,12	0,06	0,06
		0,10	0,10	0,11	0,07	0,07	0,07	0,04	0,04
	«0	1,34	1,07	0.76	1,36	1,08	0,77	1,40	1,10
	«..•'О’	0,41	0,36	0,30	0,40	0,35	0,30	0,37	0,33
	к‘о	0,25	0,22	0,18	0,25	0,21	0,18	0,23	0,20
	Кт2	1,65	1,50	1,37	1,67	1,25	1,40	1,71	1,57
2,0	к-т.'104	0,30	0,29	0,26	0,26	0,25	0,22	0,21	0,20
		-0,26	—0,27	-0,28	—0,33	-0,34	—0,36	—0,41	—0,43
	КГ2	1,88	1,92	1,98	1,92	1.94	1,98	1,95	1,97
	К„ 104	0,22	0,22	0,23	0,15	0,16	0,16	0,08	0,08
		0,13	0,14	0,14	0,09	х0,09	0,10	0,05	0,05
3,0
0,47
0,28
0,17
0,85
0,15
-0,45
1,21
0,05
0,03
0,
0,
0,17
1,06
0,16
—0,45
1,51
0,06
0,04
8 g
0,77
0,29
0,18
1,39
0,18
1,99
0,08
0,05
Примечание. Приведенные в таблице коэффициенты рассчитаны ис-
ходя из следующей размерности входящих в уравнения (13.17) и (13.18) ве-
личин: Е—Н/см2; <Ггв — Н/см2; <о—1/с; г—м; р—кг/м3
КОЭФФИЦИЕНТЫ ДЛЯ РАСЧЕТА НА ПРОЧНОСТЬ
ДИСКА С ЦЕНТРАЛЬНЫМ ОТВЕРСТИЕМ ПРИ
п/п>=0, 15-М),35 и Га/г1=0^ч-0,5__________
	г2	Коэффициент	ла/Л1=1			V*t=1.2			*а/*1=1.4		
			^1/^2			л,/л2			^1/^2		
			1,5	2,0	3,0	1.5	2,0	3,0	1.5	2,0	3,0
	0,85		1,75	1,39	0,98	1,56	1,25	0,88	1,41	1.11	0.79
		к«„-104	0,72	0,63	0,53	0,65	0,56	0,49	0,59	0,52	0,44
		к'о	0,43	0,38	0,33	0,39	0,34	0,29	0,36	0,31	0.26
1,2	0,90	*0	1,75	1,39	0,97	1,56	1,24	0.87	1,40	1.11	0,78
			0,72	0,63	0,54	0,65	0,56	0,50	0,59	0,52	0,44
		%	0,43	0,38	0,33	0,39	0,34	0,29	0,36	0,31	0,27
	0,95	Ко	1,75	1,38	0,96	1,56	1,23	0,86	1.41	1.И	0,77
		М"	0,70	0,63	0,56	0,63	0,57	0,50	0,58	0,52	0,46
		«<0	0,43	0,38	0,33	0,39	0,34	0,29	0,36	0,31	0,27
	0,85	Ко	2,10	1,70	1,20	1,90	1,52	1,08	1.71	1,37	0,96
		к^^0,	0,77	0,67	0,57	0.69	0,60	0,51	0,62	0,55	0,46
		к'о	0,46	0,40	0,35	0,41	0,36	0,30	0,38	0.33	0,28
	0,90	«0	2,13	1,70	1,20	1.92	1,52	1,08	1,72	1,36	0,96
1,5		«ио-1°4	0,75	0,67	0,57	0,67	0,59	0,51	0,62	0,54	0.47
		%	0,45	0,40	0,31	0,41	0,36	0,30	0,38	0,33	0.28
	0,95	ко	2,16	1,70	1,20	1,94	1,52	1,07	1,72	1,37	0,96
		«со.-104	0,73	0,65	0,57	0,65	0,59	0,51	0,60	0,53	0,47
		%	0,44	0,39	0,34	0,40	0,35	0,30	0,37	0,32	0,28
	0,85	Ко	2,73	2,19	1,57	2,43	1,95	1,40	2,20	1,76	1,26
		Кш -104	0,83	0,72	0,60	0,75	0,65	0,55	0,68	0,60	0,49
2,0		%	0,50	0,43	0,37	0.45	0,39	0.32	0,41	0,35	0,30
	0,90	Ко	2,76	2,22	1,58	2,47	1,97	1,40	2,23	1,77	1,27
											
			0,80	0,70	0.59	0,72	0.63	0,54	0,66	0,58	0,49
		%	0,49	0,42	0,35	0,44	0,38	0,32	0,40	0,34	0,29
565
Продолжение
ЬЛ	Г2	Коэффициент	*./*1=1			6а/Л1==1,2			*а/*1“1Л		
			й1/^2			*1/*2			*1/*2		
			1,5	2,0	3,0	1,5	2,0	3,0	1,5	2,0	3,0
2,0	0,95	ко	2,84	2,26	1,58	2,54	2,00	1,40	2,29	1,80	1,27
		«и.-104	0,75	0,67	0,58	0,68	0,60	0,54	0,62	0,56	0,49
		%	0,46	0,40	0,34	0,41	0,36	0,31	0,38	0,33	0,28
Примечания. 1. При приближенных расчетах коэффициенты
’Kaf , Kfr , Кт2 и для диска с отверстием можно принимать равны-
ми соответствующим коэффициентам для сплошного диска по табл. 4.
2. Приведенные в таблице коэффициенты рассчитаны исходя из следую-
щей размерности входящих в уравнения (13.17) и (ЬЗЛ®) величин: Е—Н/см2;
Сгд—Н/см2; со—Я/с; г—м; р—кг/м3.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Абианц В. X. Теория газовых турбин реактивных двигателей. М.„
«Машиностроение», 1965, 310 с.
2.	Алабин М. А., Кац Б. М., Литвинов Ю. А. Запуск авиационных газо-
турбинных двигателей. М., «Машиностррние», 1968, 228 с.
3.	Алексеев Л. П. и др. Теория двигателей. Ч. 1. Под ред Т. М. Мелысу-
мова. М., изд-ие ВВИА им. Н. Е. Жуковского, 1967,440 с.
4.	Биргер И. А.» Шорр Б. Ф., Шнейдерович Р. М. Расчет на прочность
деталей машин. М., Машгиз, 1959, 616 с.
5.	Домотенко Н. Т. и др. Авиационные силовые установки. М., «Транс-
порт», 1970, 352 с.
6.	Жирицкий Г. С. и др. Газовые турбины двигателей летательных ап-
паратов. М„ «Машиностроение», 1971, 620 с.
7.	Казанджан П. К-, Кузнецов А. В. Турбовинтовые двигатели. М.. Воен-
издат, 1967, 264 с.
8.	Кулагин И. И. Основы теории авиационных газотурбинных двигате-
лей. М., Воениздат, 1967, 328 с.
9.	Кузьмин Г. А. Конструкция авиационных двигателей. М., Оборонгиз,
1962, 443 с.
10.	Масленников М. М., Бехли Ю. И., Шальман Ю. И. Газотурбинные
двигатели для вертолетов. М., «Машиностроение», 1969, 380 с.
11.	Нечаев Ю. Н., Федоров Р. М., Говоров А. Н. Теория авиационных
двигателей. Ч. 2. М, изд-ие ВВИА им. Н. Е. Жуковского, 1972, 428 с.
12.	Паллей 3. С., Королев И. М., Ровннский Э. В. Конструкция и проч-
ность авиационных газотурбинных двигателей. М„ «Транспорт», 1967, 426 с.
13.	Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели. М., «Ма-
шиностроение». 1969, 543 с.
14.	Стечкин Б. С. и др. Теория реактивных двигателей. Лопаточные ма-
шины. Рабочий процесс и характеристики. М.. Оборонгиз, 1956, 548 с, 1958,
496 с.
15.	Советская авиационная техника (сборник) М., «Машиностроение».
1970, 175 с.
16.	Фельдман Е. Л., Данилейко Г. Н., Капустин Л. Н. Основы конструк-
ции авиационных двигателей. М., «Транспорт», 1970, 270 с.
17.	Холщевников К1 В. Теория и расчет авиационных лопаточных ма-
шин. М., «Машиностроение», 1970, 610 с.
18.	Шерлыгии Н. А., Шахвердов В.' Г. Конструкция и эксплуатация авиа-
ционных газотурбинных двигателей. М., «Машиностроение», 1969, 371 с.
19.	Штода А. В. и др. Конструкция авиационных газотурбинных двига-
телей. М., Воениздат. 1969, 412 с.
567
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
А Аппарат
— вращающийся направляющий
144, 358
—	входной направляющий НО, 147,
301, 320
—	направляющий обратный 145
—	неподвижный направляющий 358,
368
— сопловой 152, 392
—	спрямляющий ПО
Атмосфера стандартная 220
Б Балансировка ротора 302
Быстроходность подшипника 465
® Винт изменяемого шага — ВИШ
247
Входное устройство
—	дозвуковое 294
—	осесимметричное 296
—	плоское 299
—	регулируемое 298
—	сверхзвуковое 297
Высотность системы смазки 499
Г Гидрозамедлитель 536
Горло входного устройства 297
Д Давление газа полное 58
. Двигатель
—	воздушно-реактивный 8
—	мощностной 8
—	прямоточный 15
—	турбовальный 126
—	- турбовинтовой 25
—	турбовинтовой высотный 260
—	турбореактивный 20
— турбореактивный двухкаскадный
22
— турбореактивный двухконтурный
29
— турбореактивный с форсажной
камерой 24
Движитель 8
Демпфирование 469
Диффузор центробежного компрес-
сора 145, 358, .361
Ж Жесткость ротора изгибная 304
3 Замок рабочей лопатки
— «елочный» 398
— «ласточкин хвост» 315
—	шарнирный 318
Запас прочности
—	местный для дисков турбин 429
—	по разрушающей частоте враще-
ния диска 430
—	рабочей лопатки компрессора
342, 346
Запас устойчивости (компрессора)
199
Зона
—	горения 381
—	смешения 381
К Камера сгорания
—	кольцевая 377
—	трубчатая 378
—	трубчато-кольцевая 378
—	форсажная 24
Камера смешения 30
Качество самолета 6
Клапан
—	обратный 492
—	редукционный 498
Колесо рабочее
—	осевого компрессора 111, 308
—	турбины 152, 393
—	центробежного компрессора 359,
370
Колебания лопатки 348
Компрессор осецентробежный 147,
370
Корпус
—	компрессора осевого 319, 326, 352
—	компрессора центробежного 357,
369
—	турбины 411
Коэффициент	,
—	адиабатического напора 150
—	возврата тепла 177
—	выделения тепла 69
—	давления 62
—	избытка воздуха 70
—	расхода 116
— работоспособности подшипника
465
—	скорости 238
—	теоретического напора 116
Коэффициент полезного действия
— адиабатический компрессора 67
— адиабатический ступени компрес-
сора 131
—адиабатический турбины 155
— винта 240
—	лопаточной ступени турбины 177
—	механический 77
—	мощностной ступени турбины 155
—	мощностной турбины 177
—	общий 100
—	полетный 98
—	редуктора 239
—	ступени турбины на окружности
колеса 161
—	термический (тепловой) 40
—	турбины по параметрам затор-
моженного потока 76
—	эффективный 93
Кран дроссельный 533
Л Линия совместной работы (или
рабочая) компрессора 195
Лопатка:
— входного направляющего аппа-
рата осевого компрессора 324
568
— поворотная спрямляющего аппа-
рата осевого компрессора 322
— рабочая осевого компрессора 315
— рабочая турбины 397
— соплового аппарата турбины 405
М Масло смазочное (сорт) 496
Механизм сцепления стартера с ро-
тором 551
Момент инерции
— диска 432
— сечения лопатки 344
Мощность
— потребляемая компрессором 68
— турбины 77
— тяговая 97
— удельная 243
— эквивалентная 242
— эффективная 93
Н Насос
— масляный шестеренчатый 496
— топливный плунжерный 511
— топливный подкачивающий 513
— топливный шестеренчатый 513
Напряжения
— в диске компрессора 430
— в диске турбины 426
— изгиба в замке елочного типа 434
— изгиба в рабочей лопатке 344.433
— по радиусу диска 427, 429
— растяжения в рабочей лопатке
341, 417
— растяжения в хвостовике лопат-
ки 435
— растяжения на внешнем контуре
диска 423
— сложное в вале турбины 439
— смятия в замке рабочей лопат-
ки 347, 435
^^Напряженность удельная тепловая
О Охлаждение
— диска турбины 396
— корпуса турбины 396, 411
— подшипника 472
404~ Раб°чих лопаток турбины 401,
— сопловых лопаток турбины 403,
404
П Параметр расхода
— для компрессора 144
— для сопла 187
— для турбины
Параметр подобия
— для тяги 209
Для удельного расхода топлива
— для час готы вращения 144, 209
Патрубок соединительный 379
Передача двухскоростная к стар-
теру-генератору 553
План скоростей:
— ступени компрессора IIS'
— ступени турбины 157
Плотность тока 82
Подшипник
— роликовый 463
— шариковый 463
Полость разгрузочная
— в осевом компрессоре 302
— в центробежном компрессоре 35$
Полка противовибрационная рабо-
чего колеса компрессора 315
Полка бандажная рабочего колеса-
турбины 397
Помпаж компрессора 138
Предел длительной прочности;
— рабочих лопаток компрессора?
342
— диска турбины 423
Производительность
— масляного насоса 497
— топливного насоса 512
Прокачка масла 495
Р Работа
— адиабатического расширения в»
турбине 73
— адиабатического сжатия в ком-
прессоре 65
— затрачиваемая в компрессоре 65
— на окружности колеса турбины
160
— перемещения потока 53
— политропического расширения в
турбине 73
— политропического сжатия в ком-
прессоре 65
— получаемая в турбине 76
— располагаемая 38
— ступени компрессора 115
— тяговая 97
— цикловая 38
— эффективная 93
Работоспособность газа 40
Расход топлива
— относительный 69
— удельный общий 101
— удельный силовой 101
— удельный эквивалентный 242
— удельный эффективный 94
Регулятор частоты вращения
— непрямого действия 528
— прямого действия 526
Режим
— малого газа 196
— максимальный 196
— максимальный крейсерский 196
— номинальный 196
— подобный двигателя 190
— подобный компрессора 139
— подобный турбины 181
569
Резонанс рабочей лопатки 3S7
Решетка профилей плоская 111
Ротор
— барабанно-дискового типа ЗЮ
— барабанного типа 306
—	гибкий 305
—	дискового типа 308
—	жесткий 305
—	компрессора 111
•	— турбины 152
Рубашка воздушная 381
С Сжатие во входном устройстве
—	внутреннее 294
—	внешнее 297
Сила
— аэродинамического сопротивле-
ния 5
—	подъемная 6
—	тяги 6,94
Силовая связь корпусов двигателя
413
Система
—	запуска 546
— противообледенительная 306
— смазки двигателя 491
— топливопитания 506
Скачок уплотнения
—	косой 296
—	прямой 296
Скорость
—	вращения ротора критическая
304
—	истечения располагаемая 155
—	истечения условная 92
—	окружная шестерен насоса 497
Соединение
—	валов турбины и компрессора
313, 314
—	диска турбины с валом 394
Сопловой аппарат
—	разборный 406, 408
—	неразборный 405
Состояние потока критическое 84
Способность теплотворная низшая
топлива 71
Стабилизатор пламени 381
Стабилизатор пламени кольцевой
389
Стартер
—	воздушный 555
—	- газотурбинный 554
—	электрический 549
Статор компрессора 111
Степень
—	двухконтурности 266
—	неравномерности температурного
—	повышения давления в компрес-
соре 65
— повышения давления общая 40
— повышения давления оптималь-
ная мощностная 47, 103
—	повышения давления оптималь-
ная экономическая 47, 103
—	понижения давления в турбине
75
—	понижения давления располага-
емая 88
—	подогрева 42
—	реактивности ступени компрессо-
ра 116
—	реактивности ступени турбины
155
—	скоростного повышения давле-
ния 63
—	уширения сопла 91
—	форсирования 225
Стратосфера 221
Ступень компрессора НО
—	активная 117
—	сверхзвуковая 123
—	чисто реактивная 118
Ступень турбины 151
—	активная 118
Т Температура газа полная 58
Теплоотдача в масло 495
Топливо авиационное (сорт) 506
Тропосфера 221
Тяга 6, 94
—	дополнительная 239
—	удельная 96
Тяговооруженность самолета 7
У Угол
—	атаки 129
—	отставания 129
—	поворота потока 333
Уплотнение
—	контактное 466
— контактное с упругими разрез-
ными кольцами 468;
— лабиринтное 327, 412, 466, 558
— манжетное 471
— сегментное графитовое 470
—• торцовое с графитовым кольцом
471
Установка силовая 7
Устройство для отбора воздуха от
компрессора 325
Ф Фиксация
— жаровой трубы камеры сгорания
378
— осевая рабочих лопаток компрес-
сора 316
— осевая рабочих лопаток турби-
ны 399
Фильтр
— сетчатый 502
— центробежный 503
Форсунка
570
— масляная 464, 467, 470
— топливная двухсопловая 515
— топливная двухступенчатая 515
—: топливная одноканальная 515
Ц 'Цикл действительный 227
Циркуляция постоянная 125
Ч Частота собственных колебаний
лопатки 349
Э Экран
— тепловой 390
— антивибрационный 391
Энтальпия 54
Эпюра температур, радиальная 375
571
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие .....................................................
Часть I. Общая теория двигателем .	.	. . .
Глава 1. Общие предварительные сведения........................
1.1.	Силовые установки летательных аппаратов и предъявляемые к
ним требования .............................................
1.2.	Основные типы и краткая история развития авиационных дви-
гателей ......................................................
1.3.	Краткая история отечественных работ по созданию авиацион-
ных газотурбинньис двигателей.................................
Глава 2, Идеальный цикл .	..........................
/''2.1. Общие сведение...................................... . -
2.2. Протекание и основные показатели идеального цикла ....
2.3. Зависимость основных показателей цикла от важнейших фак-
торов ........................................................
Влияние на показатели цикла количества сообщаемого рабочему
телу тепла...................................................
. Влияние иа показатели цикла степени повышения давления . . -
Влияние на показатели ппкла начального состояния воздуха . -
2.4. Особенности идеального цикла при двухступенчатом подводе
тепла...................................................
Глава 3. Рабочий процесс турбореактивных двигателей .	...
3.1. Энергия газового потока................................
Уравнение энергии движущегося газа ........................
Заторможенный поток . . . . .................................
2.2. Изменение параметров газового потока на отдельных этапах
рабочего процесса..............................................
Изменение состояния воздуха во входном устройстве .....
Сжатие воздуха в компрессоре . ..............................
•Сообщенсе газовому потоку тепла в камерах сгорания..........
Расширение газов в турбине . . . ,.........................
Расширение газов в выходном сопле........................  -
•3.3. Эффективные показатели двигателей.......................
3.4. Тяговые показатели двигателей............................
3*5. Зависимость удельных показателей двигателя от основных пара-
метров рабочею процесса.......................................
Изменение эффективных показателей............................
Изменение тяговых показателей . . .......................  .
3.6. Тепловой расчет двигателя................................
Глава 4. Основы теории лопаточных машин .	....
4.1. Осевые компрессоры.....................................
V Общее устройство и принцип действия.........................
V План скоростей и удельная работа ступени ...	........
Анализ кинематических параметров ступени.....................
v Изменение плана скоростей но высоте лопатки. Углы профилей ло-
паточных решеток ......................................./.	. .
v Повышение давления в ступени и ее к. п. д....................
'/Характеристика компрессора................ ..................
Обобщенная характеристика компрессора . .	...............
4.2. Центробежные компрессоры . . .	...................
Общее устройство и прицип действия......................  .	.
Теоретическая работа ступени ................................
Действительная работа, сообщаемая воздуху в ступени . . . .
Стр.
3
5
5
5
10
31
35
35
36
44
44
45
48
50
52
52
52
58
60
60
64
69
72
79
92
94
102
102
104
107
109
ПО
НО
112
117
123
129
133
139
144
144
147
149
I
572
f Характеристика компрессора ....	.......................
4.3. Газовые турбины . .........................................
Общее устройство и принцип действия..................... ....
Располагаемая адиабатическая работа и к. п. д. ступени. Степень
реактивности . , ............................................
План скоростей ступени. Работа и к. п. д. на окружности колеса
Анализ потерь на окружности колеса. Зависимость к. п. д. ступени
от основных факторов........................................
Изменение плана скоростей по высоте лопаток .................
Показатели многоступенчатой турбины в целом и образующих ее
ступеней .............. .......................................
Характеристики турбин	.	.........................
Стр.
151
151
151
153
156
162
171
175
181
Глава 5. Характеристики турбореактивных двигателей..............184
5.1.	Общие сведения. Установившиеся и подобные режимы работы
двигателей . .................................................. 184
5.2.	Характеристика по частоте вращения ротора................. 195
Общие сведения. Номенклатура основных режимов ................ 195
Порядок расчета характеристики...............................  204
Зависимость показателей двигателя от атмосферных условий. Фор-
мулы приведения............................................... 206
5.3.	Скоростная характеристика .	............... 210
5.4.	Высотная характеристика .	............... 220
Глава 6. Особенности рабочего процесса и характеристик турбореак-
тивных двигателей с форсажными камерами (ТРДФ)	224
6.1. Общие сведения. Особенности рабочего процесса .....	224
6.2. Характеристики .	   234
Глава 7. Рабочий процесс и характеристики турбовинтовых двигате-
лей (ТВД) ...................................................... 236
7.1.	Рабочий процесс. Основные показатели ТВД	236
Общие сведения. Особенности рабочего процесса................. 236
Эффективные показатели ......................................  239
Тяговые показатели............................................ 240
Основные данные двигателя. Эквивалентные показатели............242
Влияние основных параметров рабочего процесса на удельные по-
казатели двигателя ....	  243
Тепловой расчет.............................................   245
7.2.	Характеристики ТВД . .	. .	......................... 246
Режимная характеристика.....................................   246
Скоростная характеристика	. ........................  252
Высотная характеристика....................................... 258
7.3.	Особенности рабочего процесса и характеристик двигателей си
свободной турбиной . . ........................................ 261
7.4.	Приведение данных ТВД к стандартным атмосферным условиям 263
Глава 8. Рабочий процесс и характеристики турбореактивных двухкон-
турных двигателей (ТРДД) .	.................266
8.1.	Особенности рабочего процесса............................  266
8.2.	Влияние условий применения II контура на тяговые удельные
показатели двигателя..........................................  274
Изменение tn и сСц при const . ............................... 276
Изменение СсП и cCj при mpconst .	............. 280
Изменение сс, и tn при сС11/= const................-.......... 284
Наиболее выгодные в энергетическом отношении условия исполь-
зования II контура . ......................................... 286
8.3.	Характеристики ТРДД. Форсирование тяги.................... 288
573
Стр.
Часть II. Основные элементы конструкции и общие компоновки дви-
гателей ........................................................
Глава 9. Входные устройства	..........................
Глава 10. Осевой компрессор ..................................
10.1.	Основные элементы конструкции компрессора..............
10.2.	Конструкция ротора компрессора........................ .
10.3.	Конструкция статора компрессора . .....................
10.4.	Применяемые материалы...........................
10.5.	Расчет осевого компрессора и профилирование лопаточные
венцов ступеней . . . ......................................
Выбор формы проточной части, определение числа и нагрузки сту-
пеней ......................................................
Расчет I ступени по среднему диаметру ......................
Расчет по среднему диаметру остальных ступеней..............
Профилирование лопаточных решеток ступеней . ...............
10.6.	Расчет деталей компрессора на прочность...............
Расчет рабочих лопаток на растяжение..........................
Расчет рабочих лопаток на изгибающие моменты от газовых и цент-
робежных сил..................................................
Расчет замка лопатки типа ласточкин хвост . . ...............
Расчет резонансных режимов вибрации лопаток..................
Расчет на прочность дисков ротора . . ,......................
Расчет осевой силы...........................................
10.7.	Примеры выполненных конструкций........................
Осевой компрессор с регулируемыми ло татками статора .....
Осевой компрессор одновального ТВД I........................
Глава 11. Центробежный компрессор . I. . . ............. .	. .
11.1.	Общая схема и конструкция отдельных элементов . . . . .
Общая схема..................................................
Ротор компрессора...............,...........................
Статор компрессора..........................................
Применяемые материалы . . . . ..............................
11.2.	Приближенный газодинамический расчет и профилирование од-
ноступенчатого центробежного компрессора......................
Определение окружных скоростей..............................
Определение основных размеров компрессора, частоты вращения и
треугольников скоростей . ..................................
ИЛ. Расчет осевой силы.......................................
11.4.	Примеры выполненных конструкций........................
Центробежный компрессор с двухсторонним рабочим колесом и ра-
*диальным подводом воздуха . . . ............................
Осецентробежный компрессор .'.............................
11.5.	Сопоставление центробежного компрессора с осевым .
Глава 12. Камеры сгорания . . . ............................
12.1. Основные камеры сгорания...........................	. .
Требования, предъявляемые к камерам сгорания . . . . !. . .
Общая компоновка и основные типы камер сгорания .....
Рабочий процесс камер сгорания .............................
Конструкция элементов камер сгорания ........................
Основные размеры камер. Применяемые материалы................
Примеры выполненных конструкций . . .........................
12.2. форсажные камеры сгорания..............................
Глава 13. Турбина . .	.................................
13.1.	Условия работы и общая конструктивная схема . . . . . .
13.2.	Конструкция ротора турбины.............................
294
294
300
301
306
319
329
330
330
332
335
336
339
339
342
346
351
352
352
355
357
357
357
359
360
362
362
363
364
367
368
368
370
373
374
374
374
377
 379|
382
384
386
388.
391
391
393
574
Стр.
Диски ,........................................................
Рабочие лопатки ............................................
13.3.	Конструкция статора турбины............................
Сопловой аппарат . . . . . . ...............................
Корпус турбины..............................................
13.4,	.Применяемые-материалы . - . , . ♦  » . - .
1375.	Газодинамический расчет if профилирование турбин . ' . . .
Порядок расчета ступени на среднем радиусе......................
Особенности расчета на среднем радиусе многоступенчатой турбины
Расчет изменения параметров ступени по радиусу. Профилирова-
ние н размеры лопаточных решеток............................
13.6.	Расчет деталей турбины на прочность...................
Расчет дисков ..............................................
Расчет на прочность рабочих лопаток . . ....................
Расчет вала турбины.........................................
Определение осевой силы.....................................
13.7.	Примеры выполненных конструкций турбин ................
Турбина двухвального ТРДД.................................
Турбина одновального ТВД....................................
Глава 14. Выходные устройства .	. ........................
14.1.	Схемы выходных устройств...............................
14.2.	Конструкция элементов выходных устройств...............
Выпускной канал..............................................
Удлинительная труба . .	................................
Сужающееся сопло.............................................
Уширяющееся (сверхзвуковое) сопло .............................
14.3.	Реверс и шумоглушение..................................
14.4.	Определение основных размеров выходных устройств ....
Выпускной канал.............................................
Сужающееся сопло.............................-..............
Уширяющееся (сверхзвуковое) сопло	............
Глава 15. Опоры . .	...................
15.1. Подшипники ............................................
15.2. Конструкция опор ....	...........,..............
393
397
405
405
411
414
'414
415
417
418
422
422
432
436
439
440
440
443
445
445
448
448
451
451
454
457
461
461
461
462
462
462
466
Глава 16. Общая компоновка двигателей . .	............ 473
U16.1. Конструктивные схемы ТРД.................................. 474
Конструктивная схема однокаскадного ТРД ....................  474
Конструктивная схема двухкаскадного ТРДФ..................... 476
16.2. Конструктивные схемы ТРДД............................... 480
Конструктивная схема ТРДДФ с небольшой степенью двухкон-
турности ...................................................   481
Конструктивная схема ТРДД с большой степенью двухконтурности 482
Конструктивная схема ТРДД небольшой тяги..................... 485
16.3. Конструктивные схемы турбовинтовых и турбовальных двига-
телей ...................................................    s	487
Конструктивная схема однокаскадного ТВД...................... 488
Конструктивная схема турбовальиого двигателя со свободной тур-
биной . ...........................................'.......... 488
Часть III. Системы двигателя . ............................. .	.	491
Глава 17. f истемы смазки двигателей.............................  491
17.1. Назначение н схемы систем смазки......................... 491
17.2. Конструкция и характеристики агрегатов систем смазки . . . 496
Масляные насосы.............................................. 496
Фильтры...................................................... 500
Воздухоотделители ........................................... 503'
Центробежные суфлеры .	........................... 504
575
Стр.
Устройства для контроля за наличием в масле стружки	504
Глава 18. Системы топливопитания.............................. .	506
18.1.*Назначение и общая схема систем топливопитания............506
18.2. Основные элементы топливной системы . . ................. 509
Подкачивающие топливные насосы . . *........................... 509
Основные топливные насосы...................................... 511
Форсунки.................. .	.............................. 514
Глава 19. Система регулирования двигателя . ....................519
19.1.	Назначение системы регулирования. Программы регулирования
двигателей....................................................   519
19.2.	Устройство элементов систем регулирования..................525
Регуляторы частоты вращения . . . .............................. 525
Регуляторы постоянства подачн топлива........................... 532
Автоматы приемистости........................................... 536
Клапан минимального давления топлива . . ....................... 540
19.3.	Пример выполнения системы регулирования................... 541
Глава 20. Системы запуска двигателя	................... 546
20.1.	Общие сведения . ....................................... 546
20.2.	Стартеры (пусковые устройства) ......................... 549
Электрические стартеры ...	.................. 549
Газотурбинный стартер . ....................................  554
Воздушные стартеры........................................... 555
20.3.	Агрегаты подачи топлива в камеру сгорания и его воспламе-
нения при запуске............................................. 557
Топливный автомат зап^гка . . . .	.................. 557
Агрегаты зажигания . |	  558
Воспламенители . . . I. . . . ..............................  560
Приложение...............I....................................... 562
Список литературы . .	  567
Предметный указатель	...........;.	568
Михаил Михайлович Масленников,
Юрий Исарович Шальман
АВИАЦИОННЫЕ ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Редактор издательства. Г. И. Салатник
Технич. редактор И. А. Юдина
Художник Л. С. Вендров
Корректор В. Е. Блохина
Сдано в набор 31/1—1975 г.	Подписано к печй.ч I5/IV—1975 г.	Т—07408
Формат бОХЭС/и Бумага № 2
Печ. л. 36.5, в т. ч. бандероль вклеек.	Уч. изд. л. 35,43
Тираж 7500 экз.	Заказ 2667	Цена 1 р. 43 коп.
Издательство «Машиностроение». Москва, Б-78, 1-Й Басманный пер., 3
Московская типография № 8 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
Хохловский пер., 7. Тип. зак. 2563
Авторские исправления
Стр.
166
171
175
186
309
324
411
419
477
567
Строка
Напечатано
Должно быть
7 сверху
1 сверху
19 сверху
7 сверху
Рис. 10.9, а
6 сверху
7 снизу
9 сверху
13 снизу
20 сверху
с2и=0
малые
25000—28000
Рг ~ °вх ~ PfinKQK.cr
Выносные линии позиции 1 должны быть
продолжены до поверхности вала
10.23,а
13Да
с1к = const
створками 24.
Бехли Ю. И.
малая
250000—280000
Рг = QBiPfinKaK .сг
10.23. в
13.5,6
не читать
створками.
Бехли Ю. Г.
Заказ 2563/2667