Текст
                    К0НСТ1‘УК|М II ПРОЧНОСТЬ ШЦН01111Ы1 ГВОТН'ННПШ ДВНГАШК1
МИНИСТЕРСТВО ГРАЖДАНСКИЙ АВИАЦИИ СССР
рГ П. ЛОЗЙЦКЙЛ А. Н. ВЕТРОВ, С. М. ДОРОШКО, В. П. ИВАНОВ, Е. А. КОНЯЕВ.
конструкция
И ПРОЧНОСТЬ
АВИАЦИОННЫ X
ГАЗОТУРБИННЫ X
ДВИГАТЕЛЕЙ
Под общей редакцией доктора технических наук,__________
профессора Л.П. ЛОЗИЦКОГО Допущено Управлением учебных заведений МГА в качестве учебника для студентов высших учебных заведений гражданской авиации
МЬСКВА «ВОЗДУШНЫЙ ТРАНСПОРТ» 1992
ББК 39.55
К65
УДК 629.735.036.02 (075.8)
Авторы: [ Л. П. Лозицкий , А. Н. Ветров, С. М, Дорошко, В. П. Иванов, ё. А. Коняев.
Рецензенты: Генеральный конструктор, академик АН СССР Н. Д. Кузнецов; начальник кафедры ИАС академии ГА, доктор технических наук, профессор Б. А. Соловьев.
Конструкция и прочность авиационных газотурбинных двигателей/[Л. П. Лозицкий , А. Н. Ветров, С. М. Дорошко и др.— М.: Воздушный транспорт, 1992.
В учебнике изложены основные принципы формирования конструкций авиационных газотурбинных двигателей, основы их прочности и динамики; дано описание систем и их агрегатов, обеспечивающих функционирование ГТД; рассмотрены вопросы надежности и контроля технического состояния двигателей в эксплуатации.
Учебник предназначен для студентов авиационных вузов, обучающихся по специальности «Эксплуатация летательных аппаратов и двигателей», а также будет полезен работникам транспортной авиации, деятельность которых связана с вопросами эксплуатации и ремонта газотурбинных двигателей.
2
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящий учебник предназначен для изучения одноименного курса в авиационных вузах эксплуатационного профиля.
Учебник имеет четыре части, каждая из которых объединяет круг однородных вопросов, представляющих интерес с точки зрения использования газотурбинных двигателей в транспортной авиации.
В первой части изложены основные принципы формирования конструкций ГТД различных типов и их узлов, дано описание наиболее важных элементов конструкций двигателей, указаны характерные неисправности элементов и причины их возникновения в эксплуатации.
Вторая часть посвящена описанию используемых методов обеспечения статической и динамической прочности ГТД (главным образом, расчетных), знание которых необходимо для анализа эксплуатационных неисправностей и отказов двигателей прочностного характера.
Часть третья содержит описание устройства и работы масляной, топливной, пусковой систем и их агрегатов, а также включает анализ возможных неисправностей данных систем.
В четвертой части рассмотрены вопросы надежности и контроля технического состояния двигателей в эксплуатации, которые могут быть полезны не только для обучения студентов, но и в практической деятельности специалистов по техническому обслуживанию и ремонту ГТД.
Главы 1, 3, 9—11, 14, 15 учебника написаны Л. П. Лозицким и А. Н. Ветровым совместно;, гл. 17—А. Н. Ветровым; гл. 2, 5, 16 и разд. 18.4—С. М. Дорошко; гл. 12 и 13— В. П. Ивановым; разд. 2.1, гл. 4, 6—8 и 18— Е. А. Коняевым.
Авторы выражают благодарность генеральному конструктору, академику АН СССР Н. Д. Кузнецову и начальнику кафедры инженерно-авиационной службы академии гражданской авиации, доктору технических наук, профессору Б. А. Соловьеву за ценные замечания и советы, сделанные при рецензировании рукописи учебника. Они искренне благодарны также специалистам ЦИАМ им. П. И. Баранова, оказавшим своими замечаниями большую квалифицированную помощь при подготовке рукописи к изданию.
3
Часть 1. КОНСТРУКЦИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ГТД
1.1.	КРАТКАЯ ИСТОРИЯ СОЗДАНИЯ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ АВИАЦИОННЫХ ГТД
Первые проекты воздушно-реактивных двигателей (ВРД) были разработаны в России еще во второй половине XIX века. Инженером И. И. Третеским в 1849 г. предложено использовать для передвижения аэростата силу реакции, возникающую при истечении сжатого воздуха. Несколько позже, в 1866 г., Н. М. Со-ковнин разработал проект компрессорного ВРД, предназначенного для дирижабля. В 1867 г. Н. Телешов изобрел двигатель «Теплородный духомет», содержащий все основные части современного ВРД.
Первый работающий турбинный двигатель создан в России в конце XIX века. В период с 1886 по 1892 гг. инженер П. Д. Кузьминский разработал, построил и провел испытания в Петербурге газопаротурбинного двигателя, в котором процесс подвода тепла к рабочему телу протекал при постоянном давлении. Двигатель П. Д. Кузьминского имел многоступенчатую радиальную турбину с концентрически расположенными сопловыми и рабочими лопатками. В 1890 г. П. Д. Кузьминский впервые предложил использовать газовую турбину в авиации.
Русским инженером В. В. Караводиным в 1906 г. запатентован «Аппарат для получения пульсирующей струи газа значительной скорости вследствие периодических взрывов горючей смеси». Во время второй мировой войны в Германии были построены пульсирующие ВРД, устанавливаемые на самолетах-снарядах (ФАУ-1) и работающие по предложенной В. В. Караводиным схеме.
В 1909 г. Н. В. Герасимов получил патент на двигатель, имеющий все основные элементы современного турбореактивного двигателя (ТРД). Схему турбовинтового двигателя (ТВД), в котором воздушный винт имел привод от газовой турбины, впервые разработал М. Н. Никольский в 1913 г. Модель этого двигателя была построена и испытана. Его предполагали использовать для самолета «Илья Муромец».
Основополагающие теоретические разработки для реактивных двигателей, использующих в качестве рабочего тела окру
4
жающую среду, принадлежат «отцу русской авиации» профессору Н. Е. Жуковскому и академику Б. С. Стечкину. В работах «О реакции втекающей и вытекающей жидкости» (1882 и 1886 гг.), «К теории судов, приводимых в движение силой реакции вытекающей воды» (1908 г.) Н. Е. Жуковский определил силу реакции и КПД реактивного двигателя. Работы Н. Е. Жуковского по вихревой теории гребных винтов и осевых вентиляторов (1912—1918 гг.) легли в основу теории лопаточных машин. Опубликованная в 1929 г. статья Б. С. Стечкина «Теория воздушных реактивных двигателей» и ряд других его работ [63] составили основу современной теории ВРД. Большой вклад Б. С. Стечкин внес и в практику отечественного авиадвигателе-строения. Трудно переоценить также педагогическую деятельность Б. С. Стечкина, создавшего крупнейшую советскую школу специалистов по теории авиационных ГТД.
В 1924 г. В. И. Базаровым разработан проект ТВД с центробежным компрессором. Для этого двигателя он предложил схему разделения воздуха в камере сгорания на два потока, которая в последующем стала основной во всех типах ВРД.
С 1926 г. в научном автомоторном институте (НАМИ) начала работу группа конструкторов под руководством Н. Р. Брил-линга, организованная с целью разработки ГТД. В дальнейшем (с 1930 г.) руководителем этой группы был назначен В. В. Уваров, который специализировался в области исследования рабочего процесса газовых турбин, а в 1932 г. разработал проект оригинального ТВД, впоследствии построенного и прошедшего испытания. Группой были созданы первые экспериментальные установки биротативной газовой турбины и центробежного компрессора с вращающимся диффузором, проведены испытания камер сгорания и топливной аппаратуры, ротора турбины с водяным охлаждением рабочих и сопловых лопаток. В 1935 г. В. В. Уваров опубликовал результаты теоретических и экспериментальных исследований газовых турбин в монографии, которая в мировой технической литературе стала одной из первых фундаментальных работ по теории газовых турбин.
В 1935 г. А. М. Люлька (воспитанник Киевского политехнического института, впоследствии известный советский авиаконструктор) разработал проект ТРД с двухступенчатым центробежным компрессором, а в 1937 г. впервые предложил и запатентовал схему турбореактивного двухконтурного двигателя (ТРДД) со смешением потоков за турбиной. Под руководством А. М. Люлька в 1939 г. был разработан, а затем построен ТРД с осевым компрессором. Нападение на нашу страну фашистской Германии не позволило завершить его испытания.
Для форсированной перестройки авиационной промышленности страны на ‘серийный выпуск газотурбинных двигателей Советское правительство в конце Великой Отечественной войны приняло решение о производстве трофейных немецких ТРД
5
ЮМО-004 и БМВ-003 (получивших обозначения РД-10 и РД-20) для истребителей Як-15 и Миг-9.
В 1949 г. создан ТРД с центробежным компрессором ВК-1 конструкции В. Я. Климова, имеющий наибольшую в мире тягу (27 кН) при минимальном удельном расходе топлива (0,104 кг/Н-ч) и удельном весе, равном 0,32. Этот двигатель был уста‘-новлен на фронтовых истребителях и бомбардировщиках взамен РД-45, а в начале 50-х годов использован на скоростном почтово-грузовом гражданском самолете Ил-20. Последующий вариант этого двигателя с форсажной камерой ВК-1Ф, созданный в 1951 г., развивал тягу на форсажном режиме 33 кН и был установлен на фронтовом истребителе МИ Г-17.
Первый отечественный ТРД с осевым компрессором ТР-1 конструкции А. М. Люлька прошел государственные испытания в 1947 г. Двигатель РД-9Б с форсажной камерой, созданный в 1952 г. под руководством С. К- Туманского, убедительно доказал преимущества ТРД с осевым компрессором перед ТРД с центробежным компрессором. Он обеспечил возможность создания первого в СССР серийного сверхзвукового истребителя МИГ-19 (1954 г.) с максимальной скоростью полета 1450 км/ч. Двухвальный ТРДФ с осевым компрессором РИФ-300 конструкции С. К. Туманского, на котором достигнута весьма высокая степень форсирования тяги, был применен на сверхзвуковых истребителях МИГ-21 (1958 г.), принятых на вооружение не только в СССР, но и в ряде других стран.
Параллельно с разработкой двигателей для сверхзвуковых истребителей советские конструкторы принимали энергичные меры по созданию новых ГТД с большой тягой и низким удельным расходом топлива для дальних бомбардировщиков и самолетов гражданской авиации. Конструкторским коллективом под руководством А. А. Микулина еще в 1946—1947 гг. создано несколько опытных двигателей большой тяги (ТКРД с тягой 37 кН, затем ТРД с тягой 47 кН), а в 1951 г. построен серийный турбореактивный двигатель АМ-3, имеющий наибольшую в мире тягу 86 кН. Двигатель АМ-3 в начале 50-х годов был установлен на дальнем бомбардировщике Ту-16, а его модифицированный вариант РД-ЗМ (максимальная стендовая тяга 95 кН) — на первом турбореактивном пассажирском самолете Ту-104, вышедшим на воздушные трассы в 1956 г.
Самолеты иностранных фирм, подобные Ту-104, вышли на авиалинии гораздо позже: «Боинг-707» (США) и «Комета» ( Англия)— в 1958 г., «Каравелла» (Франция)— в 1959 г. К этому времени Ту-104 перевез миллионы пассажиров и установил ряд мировых рекордов скорости и грузоподъемности (показательно, что ему принадлежало наибольшее количество рекордов —26). Можно без преувеличения отметить, что самолет Ту-104 открыл новую эпоху развития как отечественной, так и всей мировой гражданской авиации.
6
Наряду с турбореактивными двигателями в СССР созданы первоклассные ТВД для пассажирских и транспортных самолетов. Так, турбовинтовой двигатель НК-12МВ конструкции Н. Д. Кузнецова, работы по созданию которого были начаты еще в 1954 г., вплоть до настоящего времени не имеет себе равных в мире среди ТВД по мощности и экономичности (взлетная мощность более 11 000 кВт, удельный расход топлива 0,28 кг/кВт-ч). Двигателями НК-12МВ вначале оборудовали пассажирский самолет Ту-114, а позднее — транспортный самолет Ан-22, «Антей», на котором в октябре 1967 г. был поднят самый большой для того времени груз (более 100 т на высоту 7848 м).
ТВД АИ-20 конструкции А. Г. Ивченко, заложенный в опытное производство с 1956 г., получил широкое применение на высокоэкономичных пассажирских самолетах Ил-18 и Ан-10, которые внесли основной вклад в обеспечение рентабельности воздушных перевозок. Двигатель АИ-20 имел наибольший для своего времени межремонтный ресурс (4000 ч, а отдельные экземпляры до 6000... 8000 ч) и высокую безотказность, достигающую уровня лучших мировых образцов ГТД данного класса. На базе двигателя АИ-20 конструкторским коллективом, руководимым А. Г. Ивченко, создан ТВД АИ-24. имеющий примерно в 1,7 раза меньшую мощность и установленный на самолет Ан-24, который до настоящего времени выполняет основной объем пассажирских перевозок на местных воздушных линиях.
Первым в нашей стране серийным ТРДД был двигатель Д-20П, созданный в I960 г. под руководством И. А. Соловьева для пассажирского самолета Ту-124. В дальнейшем конструкторским коллективом, возглавляемым И. А. Соловьевым, построены ТРДД Д-30, Д-30К.П и Д-ЗОКУ, установленные на широко известные самолеты Ту-134, Ил-76 и Ил-62М.
Коллективом генерального конструктора И. Д. Кузнецова в 60-х годах разработаны и построены оригинальные ТРДД семейства НК-8, примененные на скоростных пассажирских самолетах Ил-62 и Ту-154, а позже создан ТРДДФ НК-144 для сверхзвукового пассажирского самолета Ту-144 и выпущен высоконадежный двухконтурный двигатель НК-86, работающий на первом в нашей стране аэробусе Ил-86.
Ряд совершенных ТРДД разработан в конструкторском бюро, возглавляемом В. А. Лотаревым. Одним из первых двигателей этого коллектива был ТРДД АИ-25, установленный на самолет местных авиалиний Як-40. Для пассажирского самолета Як-42 и транспортного Ан-72 под руководством В. А. Лотарева создан высокоэкономичный и легкий ТРДД с большой степенью двух-контурности Д-36, который по конструктивному совершенству и удельным параметрам находится на уровне лучших мировых образцов современных ГТД данного класса.
Двигатель Д-36 был всесторонне исследован как модель построенного позже крупного ТРДД Д-18Т с тягой 230 кН. Самый большой для своего времени самолет Ан-124, «Руслан», оснащенный четырьмя двигателями Д-18Т, в августе 1985 г. установил мировой рекорд грузоподъемности, подняв груз массой более 171 т на высоту 10 750 м. Груз, поднятый «Русланом», более чем на 60 т превышает предыдущий рекорд мира, установленный в декабре 1984 г. военно-транспортным самолетом США С-5А «Гэлакси». Всего на самолете Ан-124 зарегистрировано (за 1985 г.) 21 мировое достижение в полете.
Во второй половине 50-х и в начале 60-х годов в СССР было освоено серийное производство турбовальных двигателей для вертолетов. В 1957 г. совершил первый полет самый тяжелый для своего времени вертолет Ми-6 (грузоподъемностью более 6 т) с двигателями Д-25В конструкции П. А. Соловьева, построенными на базе газогенератора ТРДД Д-20П. Такие же двигатели были установлены позже на почти в 2 раза более грузоподъемный вертолет Ми-10 («летающий кран»). Вертолетные ГТД малой и средней мощности (ГТД-350 и ТВ2-117) созданы коллективом конструкторов, возглавляемым С. П. Изотовым, для вертолетов Ми-2 и Ми-8.
В 1981 г. на парижской международной выставке показан крупнейший в мире вертолет Ми-26 (максимальная грузоподъемность 20 т) с двигателями Д-136 конструкции В. А. Лотарева, построенными на базе газогенератора ТРДД Д-36 и имеющими рекордную по величине мощность 8100 кВт.
Основные технические данные некоторых пассажирских и транспортных воздушных судов СССР и их двигателей приведены в табл. 1.1.
Крупнейшие авиадвигателестроительные фирмы (корпорации) капиталистических стран, такие как «Роллс-Ройс» (Англия), «Дженерал Электрик» и «Пратт-Уитни» (США), SNEKMA (Франция) и другие также добились значительных успехов в создании ГТД различного назначения, для которых был найден ряд оригинальных конструктивно-технологических решений. Особенно следует отметить созданные этими фирмами в 70-х годах семейства ТРДД с большой степенью двухконтурности типа 7?В211 («Роллс-Ройс»), CF6 («Дженерал Электрик»), JT9D («Пратт-Уитни»), CFM.56 (SNEKMA— «Дженерал Электрик») и другие, предназначенные для широкофюзеляжных пассажирских самолетов-аэробусов. В последние годы за рубежом используют эффективную методологию разработки новых газотурбинных двигателей.
Плодотворная работа авиапромышленности была бы невозможной без непрерывной подготовки для нее новых квалифицированных кадров в авиационных вузах. Важнейшее значение в деле обучения специалистов имеет издание соответствующих учебников. Поэтому в процессе развития авиационной техники
8
советские ученые уделяли большое внимание созданию учебной литературы по газотурбинным двигателям.
Таблица 1.1. Основные технические данные гражданских самолетов н вертолетов с газотурбинными двигателями
Марка воздушного судна	Год выпуска	Взлет-ная масса, т	Ala кси мал ii-ная коммер ческая нагрузка		Крейсерская скорость, км/ч	Дальность полета с максимальной коммерческой нагрузкой, км	Двигатели (тип, марка, количество, тяга или мощность)
			число пассажиров	груз, т			
							ТРД
Ту-104	1955	76	100	12	800	2100	РД-ЗМ, 2X97 кН
							Турбовинтовые
Ан-10	1957	54	100	15	630	1200	АИ-20К, 4X2940 кВт
Ил-18	1957	64	122	13,5	650	3700	АИ-20М, 4X3120 кВт
Ту-114	1957	175	170	22,5	750	7000	НК-12МВ, 4ХПООО кВт
Ан-24	1959	21	50	5,5	450	650	АИ-24, 2X1875 кВт
Ан-22	1965	250	—	80	650	5000	НК-12МВ, 4Х1Ю00 кВт
							Двухконтурные
Ту-124	1960	38	56	6	840	1600	Д-20П, 2X54 кН
Ту-134	1963	47	80	8,2	850	1890	Д-30, 2X68 кН
Ил-62	1963	157,5	186	23	850	6700	НК-8-4, 2ХЮ5 кН
Як-40	1967	16	32	2,72	550	1200	АИ-25, 2X15 кН
Ту-154	1968	90	164	18	900	2450	НК-8-2, 3X95 кН
Ил-76	1971	157	—	40	850	5000	Д-ЗОКП, 4X120 кН
Ил-62М	1972	165	198	23	900	8000	Д-ЗОКУ, 4X115 кН
Як-42	1975	52	120	14,5	820	1000	Д-36, 3X65 кН
Ил-86	1976	206	350	42	950	3300	НК-86, 4X130 кН
Ан-124	1982	405	—	150	'850	4500	Д-18Т, 4X230 кН
							Вертолетные ГТД
Ми-6	1957	39	60	6,1	250	600	Д-25В, 2X4050 кВт
Ми-10	1960	43	—	12	200	250	Д-25В, 2X4050 кВт
Ми-2	1961	3,7	8	1,4	200	350	ГТД-350, 2X294 кВт
Ми-8	1962	11	28	4	210	425	ТВ2-117, 2Х1Ю0 кВт
Ми-26	1978	56	—	20	255	800	Д-136. 2X8100 кВт
В области теории лопаточных машин и ГТД в целом основу учебной литературы составили труды Б. С. Стечкина, Н. В. Иноземцева, К- В. Холщевникова, И. И. Кулагина, М. М. Масленникова, Т. М. Мелькумова, В. В. Уварова, Г. С. Жирицкого,
9
Ю. Н. Нечаева, П. К- Казанджана, Р. М. Федорова, А. Н. Говорова, А. А. Клячкина, В. И. Локая и др. Учебники по автоматическому управлению ГТД были подготовлены А. В. Штодой, А. А. Шевяковым, В. А. Боднером, Б. А. Черкасовым, П. П. Мининым, С. А. Гаевским и др. Вопросы прочности и динамики двигателей нашли отражение в учебниках Г. С. Ску-бачевского, А. В. Штоды, В. А. Секистова, В. В. Кулешова, 3. С. Паллея, В. И. Кириченко и других, которые были разработаны на базе фундаментальных исследований Р. С. Кинасошви-ли, С. В. Серенсена, И. А. Биргера, Б. Ф. Шорра и многих других ученых.
Фундаментальные учебники по курсу конструкции авиационных ГТД, обеспечивавшие подготовку инженерных кадров для промышленности, военной и гражданской авиации, разработали авторские коллективы под руководством А. В. Штоды, Я. С. Адрианова, М. М. Масленникова и 3. С. Паллея, а также Г. С. Ску-бачевский, В. А. Секистов, Н. А. Шерлыгин и В. Г. Шахвердов.
1.2.	ЭТАПЫ РАЗВИТИЯ, ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ И ПАРАМЕТРЫ ГТД
Все наиболее важные достижения авиационной техники в значительной степени стали возможными благодаря принципиальному улучшению характеристик двигателей. Например, увеличение грузоподъемности, скорости, дальности и высоты полета воздушных судов достигнуто, главным образом, за счет существенного повышения мощности или тяги двигателей при одновременном снижении их удельных параметров (т. е. параметров, отнесенных к единице мощности или тяги): удельного расхода топлива, удельного веса и удельных габаритных размеров, оказывающих влияние на аэродинамическое сопротивление силовой установки.
До конца второй мировой войны монопольное положение как в военной, так и в гражданской авиации занимали силовые установки с поршневыми двигателями, используемыми в качестве генераторов мощности, и воздушными винтами, выполняющими роль движителей. В период интенсивного развития поршневых двигателей (примерно 1910- 1945 гг.) совместными усилиями научно-исследовательских организаций и предприятий авиапромышленности их мощность удалось увеличить от 40...80 до 1500...2000 кВт, а удельную массу (отношение массы конструкции к мощности) снизить с 4...5 до 0.6...0,8 кг/кВт. Это позволило довести максимальную скорость боевых самолетов, используемых во время Великой Отечественной войны, до 600...700 км/ч при сохранении их грузоподъемности и дальности полета на приемлемых уровнях.
Для дальнейшего наращивания скорости полета потребовалось резкое увеличение мощности силовой установки из-за
10
существенного снижения в области высоких дозвуковых скоростей аэродинамического качества самолета и КПД воздушного винта. Несмотря на то, что отечественное и зарубежное авиадви-гателестроение достигло к этому времени весьма высокой степени совершенства, при дальнейшем увеличении мощности поршневых двигателей не удавалось предотвратить сильное возрастание их удельной массы, в результате чего относительная доля силовой установки в весовом балансе самолета становилась непомерно большой. Кроме того, повышение мощности сопровождалось существенным ростом габаритных размеров двигателей, вызывающим появление дополнительных аэродинамических сопротивлений.
Главное препятствие на пути наращивания мощности поршневых двигателей состояло в характере их рабочего процесса, который не допускает возможности сильного повышения расхода воздуха, необходимого для сгорания больших количеств топлива в цилиндрах. Действительно, необходимость полной герметизации цилиндров в тактах сжатия и рабочего хода крайне ограничивает размеры проходных сечений впускных и выпускных клапанов в тактах наполнения и выхлопа. Это приводит к резкому возрастанию гидравлических сопротивлений каналов впуска и выпуска при увеличении потребного расхода воздуха (за счет роста скорости его движения) и, как следствие, к падению КПД двигателя. Стремление повысить расход воздуха увеличением рабочего объема цилиндров, максимальной скорости поршней, размеров впускных и выпускных клапанов и их максимального хода вызывало недопустимое увеличение веса двигателя, главным образом, из-за необходимости применения в его механизмах массивных деталей, обладающих достаточным сопротивлением прогрессивно возрастающим динамическим нагрузкам.
По вышеуказанным причинам поршневые двигатели не могли обеспечить дальнейшее развитие авиации вследствие неразрешимости противоречий между ограниченными возможностями по наращиванию их мощности и требованиями к увеличению скорости полета. В количественном эволюционном развитии они подошли к пределу своих возможностей, поэтому для дальнейшего совершенствования воздушных судов потребовался качественный революционный скачок в области создания авиационных силовых установок. Этот скачок произошел в конце 40-х годов, когда в авиации получили практическое применение двигатели принципиально нового типа — газотурбинные двигатели.
В первом поколении ГТД преобладающим типом был турбореактивный двигатель, который совместил в себе функции генератора мощности и движителя, отрицая воздушный винт как движитель, имеющий ограниченные скоростные возможности. Скорости истечения газа из сопла ТРД в несколько раз превышают скорости воздушных масс, отбрасываемых винтом. Его тяговый КПД непрерывно возрастает с увеличением скорости
11
полета, достигая единицы при ее приближении к скорости истечения газа, поэтому ТРД как движитель более эффективен при высоких скоростях по сравнению с воздушным винтом.
Роторы компрессора и турбины ТРД имеют осесимметричную конструкцию и при надлежащей балансировке не порождают больших неуравновешенных сил инерции. Это позволяет реализовать в его проточной части высокие скорости газовоздушного потока и существенно повысить таким путем интенсивность газодинамических процессов в единице объема рабочего тела по сравнению с поршневым двигателем. Характерный для ТРД классической схемы подвод тепла к рабочему телу при постоянном давлении обеспечивает возможность использования в рабочем процессе непрерывного потока и открытых проходных сечений проточной части, что не препятствует увеличению расхода воздуха до значений, в десятки раз превышающих достигнутые в наиболее мощных поршневых двигателях. Поскольку пропорционально расходу воздуха можно увеличивать и расход топлива, из вышеотмеченного следует, что ТРД как тепловая машина имеет весьма большие резервы для повышения мощности, причем это повышение возможно при относительно небольшом возрастании веса конструкции. Удельный вес ТРД (отношение силы тяжести сухой массы двигателя к стендовой взлетной тяге) удалось довести до значения удв=0,25...0,35.
Тяговая мощность ТРД возрастает с увеличением скорости полета до определенных величин, превышающих скорость звука, а его относительно небольшие диаметральные габариты хорошо вписываются в аэродинамические формы скоростных самолетов с тонким крылом. Поэтому двигатели данного типа наиболее выгодны для применения при сверхзвуковых скоростях. Однако низкое аэродинамическое совершенство самолетов с первыми ТРД и недостаточно малые значения удельного веса двигателей не позволили освоить оптимальные для них сверхзвуковые скорости полета. Тем не менее, ТРД обеспечили существенный скачок в приросте скорости по сравнению с поршневыми двигателями, доведя ее до околозвуковых величин (900...1000 км/ч).
В процессе эволюционного развития, протекающего, в основном, по пути увеличения температуры газа перед турбиной Г/ и степени повышения давления воздуха в компрессоре появились труднопреодолимые недостатки турбореактивных двигателей, сильно ограничившие их применение на самолетах гражданской авиации. Они обусловлены, в частности, тем, что процессы сжатия и расширения рабочего тела в лопаточных машинах происходят с большими потерями, чем в цилиндрах поршневого двигателя, из-за перетеканий воздуха и газа в зазорах между ротором и статором, повышенных потерь на трение в высокоскоростном потоке и т.п. Трудности охлаждения элементов горячей части ГТД (в основном деталей ротора турбины) намного сни
12
жают допустимую температуру газа по сравнению с достигнутой в поршневых двигателях. Все это делает рабочий процесс ТРД не столь совершенным, а КПД, соответственно, меньшим.
Весь проходящий через ТРД воздух одновременно участвует и в термодинамическом процессе, и в создании тяги, тогда как в силовой установке с поршневым двигателем тягу создает воздушный винт путем разгона до относительно невысоких скоростей дополнительной, намного большей массы воздуха, не участвующей в рабочем процессе двигателя и не подверженной потерям, связанным с преобразованием химической энергии топлива в тепло, а тепла в механическую работу. При малых скоростях полета в ТРД необходимо затратить значительно больше работы на создание одной и той же тяги путем существенного увеличения кинетической энергии воздуха за счет подвода к нему тепла, рассеиваемого затем в атмосферу струей выходящего газа.
Вследствие указанных причин, турбореактивные двигатели имеют значительно худшую топливную экономичность по сравнению с поршневыми при малых скоростях полета и особенно на старте. Первые образцы ТРД имели на старте в 3...5 раз больший расход топлива и в 15...20 раз больший расход воздуха при одинаковой тяге с поршневыми двигателями. Низкая экономичность ТРД предопределила их массовое использование только в скоростной авиации при невысокой продолжительности полета (в основном на истребителях) и не позволила широко применять на пассажирских и транспортных самолетах большой дальности полета, так как, несмотря на относительно малую массу собственной конструкции, они потребовали существенного утяжеления конструкции самолета из-за необходимости размещения большого запаса топлива на полет.
Таким образом, возникло противоречие между требованием к обеспечению большой дальности полета самолетов и ограниченной возможностью ТРД для осуществления этого требования, обусловленной их низкой топливной экономичностью. Работая над разрешением этого противоречия, конструкторы освоили производство принципиально нового типа ГТД второго поколения — турбовинтового двигателя. Как тепловая машина ТВД использует тот же рабочий процесс, что и ТРД, но не обладает функциями движителя, выполняя аналогично поршневому двигателю, в основном, роль генератора мощности для воздушного винта.
По принципу создания тяги ТВД отрицает ТРД, в результате чего происходит возврат к исходной схеме силовой установки «двигатель — воздушный винт», но на значительно более высоком уровне развития, так как турбовинтовой двигатель не имеет таких жестких весовых ограничений по мощности, как поршневой. Следовательно, спираль развития силовых установок для дозвуковых самолетов совершила полный виток, в замыкающей плоскости которого имеется качественный скачок (отрицание
13
отрицания), происшедший в результате постепенного накопления количественных изменений и их перехода в качественные.
Турбовинтовые двигатели обеспечили возможность существенного (по сравнению с поршневыми) увеличения скорости и грузоподъемности самолетов за счет избытка располагаемой мощности при малой массе конструкции и позволили достичь больших дальностей полета благодаря высокой топливной экономичности, характерной для силовых установок с воздушным винтом. Мощность ТВД удалось довести до 10 000 кВт и выше при удельной массе 0,25...0,35 кг/кВт и удельном расходе топлива на взлетном режиме 0,3...0,4 кг/кВт-ч.
При таких параметрах максимальная скорость самолетов с ТВД достигла значений 700...750 км/ч, дальность полета — 10 тыс. км и более при грузоподъемности 30...40 т. Благодаря высокой топливной экономичности ТВД заняли в конце 50-х годов лидирующее положение в силовых установках пассажирских самолетов, обеспечив для них наименьшие значения расхода топлива на единицу транспортной работы. Поэтому можно без преувеличения утверждать, что турбовинтовые двигатели положили начало развитию гражданской авиации как рентабельного вида транспорта.
Разработанные ТВД послужили основой для создания вертолетных ГТД, выполняемых, как правило, без встроенного редуктора и с расположенной на отдельном валу свободной (силовой) турбиной, используемой для привода несущего винта через выносной редуктор. Такие ГТД получили название турбовальных двигателей со свободной турбиной (ТВлД). Замена ими поршневых двигателей позволила существенно повысить мощность вертолетных силовых установок при незначительном увеличении их массы и увеличить за счет этого грузоподъемность вертолетов.
В процессе совершенствования ТВД, осуществляемого, главным образом, путем увеличения 1/, л/ и окружных скоростей в лопаточных машинах, вновь возникло противоречие между необходимостью дальнейшего повышения скорости полета и ограниченными скоростными возможностями воздушного винта, обусловленными резким падением КПД вследствие роста потерь в местных скачках уплотнения на концах лопастей. Для разрешения этого противоречия на данном этапе развития были созданы ГТД качественно нового типа — турбореактивные двухконтурные двигатели, занимающие по принципу создания тяги промежуточное положение между ТРД и ТВД. Роль движителя в двухконтурных двигателях частично стал выполнять вентилятор относительно небольшого диаметра, отрицая воздушный винт и приближая ТРДД по скоростным возможностям к ТРД. Это позволило увеличить скорость полета самолетов с ТРДД до 900...950 км/ч.
Удельный расход топлива для ТРДД первых образцов получен в пределах Суд = 0,06...0,08 кг/ч-Н на взлетном режиме, что примерно в 1,5 раза ниже по сравнению с ТРД. Такое улучшение 14
топливной экономичности достигнуто, в основном, за счет уменьшения потерь с кинетической энергией газовой струи, выходящей из двигателя.
Несмотря на увеличение диаметральных габаритов ТРДД, обусловленное наличием наружного контура, их удельный вес удалось снизить по сравнению с первыми ТРД и довести до значений удв = 0,21...0,25, главным образом за счет широкого применения в конструкции легких и прочных материалов (в частности, титановых сплавов).
Благодаря своим положительным качествам ТРДД за короткое время превратились в 60-х годах в наиболее распространенный тип ГТД третьего поколения. При их развитии были достигнуты наиболее важные результаты в области совершенствования газогенераторов, которые могут быть использованы для любых других типов ГТД. Освоены конструкции двухкаскадных компрессоров, позволившие увеличить суммарную степень повышения давления до значений Лд2= 16...20 и обеспечить расширение диапазона устойчивой работы. Созданы компактные камеры сгорания с высокой теплонапряженностью. Разработаны эффективные способы охлаждения турбин, обеспечившие повышение максимальной температуры газа до Тг= 1300...1450 К. Применены новые материалы и технологические процессы, благодаря которым удалось получить малые значения удельного веса газогенераторов, повысить их ресурс и безотказность.
Несмотря на большие успехи в области совершенствования газогенераторов, удельный расход топлива первых ТРДД не удалось значительно приблизить к уровню ТВД, в результате чего самолеты с двухконтурными двигателями, хотя и располагали повышенной транспортной производительностью (за счет прироста скорости), по топливной экономичности уступали самолетам с ТВД. Основная причина низкой экономичности ТРДД состояла в том, что конструкторы, стремясь не допустить сильного увеличения диаметральных габаритов и массы конструкции, выполняли их с малой и умеренной степенью двухконтурности (т = = 1,0...2,5), при которой доля тяги, создаваемая вентилятором, относительно невелика. Вследствие этого данные ТРДД не обеспечивали существенного (по сравнению с ТРД) снижения удельного расхода топлива при малых скоростях полета.
По мере накопления опыта проектирования ГТД появилась возможность создания газогенераторов, надежно работающих при Гг= 1500...1650 К, Лд=20...30, и высоконагруженных одноступенчатых вентиляторов со сверхзвуковым обтеканием лопаток (л*= 1,4...1,6), что позволило повысить степень двухконтурности ТРДД до т = 6...8 и снизить за счет этого удельный расход топлива до Суд=0,032...0,038 кг/ч-Н на взлетном режиме при одновременном уменьшении удельного веса (удв=0,16...0,2).
15
Столь существенное улучшение параметров достигнуто благодаря широкому применению двух- и трехвальных схем, повышению КПД узлов конструктивными мероприятиями, использованию конвективно-пленочного охлаждения лопаток турбин, дальнейшему совершенствованию материалов и технологических процессов и т. п. Высокоэкономичные ТРДД с большой степенью двух; контурности для периода 70-х и начала 80-х годов стали основным типом ГТД четвертого поколения для дозвуковых транспортных самолетов. Сохранив скорость полета на уровне, характерном для предыдущего поколения ТРДД с умеренной степенью двухконтурности, они обеспечили перевозки с расходом топлива на единицу транспортной работы, свойственным для самолетов с ТВД и более низким.
В процессе развития ТРДД с большой степенью двухконтурности для них помимо задач повышения интенсивности рабочего процесса, КПД узлов и снижения веса конструкции были решены важные задачи экологического характера — снижены уровни шума и эмиссии токсичных веществ, а также существенно увеличен ресурс при сохранении высокой безотказности, уменьшены затраты на техническое обслуживание и ремонт за счет повышения контролепригодности, ремонтопригодности и внедрения прогрессивной системы обслуживания по техническому состоянию.
Дальнейшее развитие ГТД для самолетов гражданской авиации протекает, в основном, по пути улучшения их топливной экономичности. Резервы для этого есть, в частности потому, что существующие ТРДД с большой степенью двухконтурности еще не достигли-уровня ТВД по удельному расходу топлива. Радикальным средством уменьшения удельного расхода топлива ТРДД является дальнейшее увеличение степени двухконтурности, которое, однако, в рамках их схемы может привести к значительному возрастанию удельного веса, что недопустимо. Поэтому в настоящее время созданы и проходят опытную доводку ГТД качественно нового типа — винтовентиляторные двигатели (ТВВД), в которых движителем является винтовентилятор (ВВ), представляющий собой малогабаритный высоконагруженный многолопастной воздушный винт изменяемого шага. Диаметр ВВ примерно на 40% меньше диаметра обычного винта, поэтому он может допустить большую скорость полета (до 850 км/ч) при сохранении КПД на премлемом уровне.
Удельный расход топлива винтовентиляторных двигателей должен быть ниже, чем у ТВД классической схемы, так как их газогенераторы имеют (в соответствии с достигнутым уровнем развития) значительно более высокие параметры цикла (Т*г, Лд) и эффективный КПД. За счет прироста скорости полета ТВВД могут обеспечить для самолетов уменьшение расхода топлива на единицу транспортной работы примерно на одну треть по сравнению с лучшими ТВД.
16
Таким образом, с появлением ТВВД произошел вторичный возврат к схеме силовой установки с воздушным винтом. В этой схеме винтовентилятор отрицает воздушный винт исходного типа, приближая ТВВД по скоростным возможностям к ТРДД и улучшая топливную экономичность ТВД. С освоением данной схемы будет завершен второй виток спирали развития силовых установок дозвуковых самолетов, утверждающий их на новом, значительно более высоком техническом уровне в полном соответствии с основными законами диалектического материализма.
Развитие ГТД для сверхзвуковых самолетов было основано на другом подходе, предусматривающем получение максимально возможной тяги при минимальной массе и аэродинамическом сопротивлении силовой установки. Реализацию такого подхода можно было бы осуществить путем значительного повышения температуры газа перед турбиной турбореактивного двигателя с целью увеличения скорости истечения газовой струи, т.е. удельной тяги ТРД. Однако высокие температуры газа перед турбиной были недопустимы для первых образцов ТРД по условиям прочности деталей ротора турбины (главным образом, рабочих лопаток первой ступени).
Возникшее противоречие между необходимостью повышения температуры газа и ограниченными прочностными возможностями турбины было разрешено созданием на основе ТРД нового типа газотурбинного двигателя (ТРДФ) с подогревом газа путем сжигания дополнительного количества топлива в специальной камере сгорания (форсажной камере), расположенной между турбиной и реактивным соплом.
Использование форсажной камеры позволило поднять стартовую тягу ТРД на 30...40% при относительно небольшом (18...20%) утяжелении его конструкции и значительно улучшить за счет этого взлетные характеристики самолета. При достаточно больших сверхзвуковых скоростях полета (Afw=2,0...3,5) с помощью форсажной камеры достигнуто увеличение тяги двигателя в несколько раз, что обеспечило снижение удельного веса ТРДФ в 3...4 раза по сравнению с первыми образцами ТРД [46, 56]. Благодаря такому скачку в тяговой эффективности ТРДФ стали основным типом ГТД второго поколения для скоростных самолетов.
Сгорание топлива в форсажной камере происходит недостаточно полно (из-за недостатка кислорода и высоких скоростей газового потока) и при более низком давлении, чем в основной камере. Это приводит к худшему преобразованию химической энергии топлива в полезную тяговую работу и сильному сии-, жению топливной экономичности ТРДФ, особенно на старте и при малых скоростях полета, когда тяговый /КТ1Д двигателя близок к нулю.„Включение форсажной камер^'-Сбйровождается, по указанным причинам, увеличением удельн^^^/рщдода топлива на старте примерно в два раза.
2 Зак. 4527
17
Повышенный расход топлива ТРДФ сильно ограничивал дальность полета сверхзвуковых самолетов, поэтому на следующем этапе развития (в третьем поколении ГТД) получили применение более экономичные двигатели (ТРДДФ), созданные на базе ТРДД с малой степенью двухконтурности (т=0,5...1,0).
В четвертом поколении ГТД ТРДДФ заняли ведущее положение в сверхзвуковой авиации благодаря лучшей (по сравнению с ТРДФ) топливной экономичности, достигнутой за счет высоких параметров цикла (Тг= 1550...1650 К, Лд=20...25) и некоторого увеличения степени двухконтурности (до т=2). Современные ТРДДФ имеют удельный расход топлива на старте 0,2...0,22 кг/ч • Н и примерно в три раза меньше в полете при Л1//=2,0...2,5. Их стартовый удельный вес составляет удв= = 0,12...0,14. Основная сфера применения ТРДДФ — военная авиация. Для пассажирских сверхзвуковых самолетов их использование (так же, как и ТРДФ) оказалось несвоевременным в связи с низкой топливной экономичностью и обусловленной этим нерентабельностью перевозок.
Краткая характеристика поколений ГТД, соответствующая рекомендациям ЦИАМ [64], приведена в табл. 1.2. В этой таблице подчеркнуты типы двигателей, занимающие в своих поколениях ведущее положение.
Различные поколения ГТД характеризуются преимущественным назначением, типами двигателей, уровнями параметров цикла, конструктивным совершенством компрессора и турбины, а также применяемыми материалами и технологическими процессами. Для каждого поколения свойственно качественное (скачкообразное) изменение комплекса признаков, поэтому даже очень удачные образцы двигателей предшествующих поколений, несмотря на долгую эксплуатацию и существенное улучшение параметров в их последующих модификациях, уступают по эффективности образцам новых поколений.
Значения удельных параметров ГТД различных поколений приведены в табл. 1.3. В этой таблице даны величины удельной тяги Рул и мощности АгуЛ, определяемые отношениями абсолютных значений тяги и мощности к расходу воздуха. Удельные расходы топлива, вычисленные как отношения часовых расходов к тяге (СУд) или эквивалентной мощности (Сэ), соответствуют взлетному режиму на старте (индекс «взл») и в отдельных случаях крейсерскому режиму в полете (индекс «кр»). Для ТВД и ТВлД в качестве показателя конструктивного совершенства принята удельная масса m (отношение сухой массы к взлетной эквивалентной или эффективной мощности), а для ТРД и ТРДД — удельный вес удв, определяемый как отношение силы тяжести сухой массы к взлетной тяге.
В табл. 1.3 цифрами в скобках даны значения удельных параметров для ТРДФ и ТРДДФ на нефорсированном макси-
18
Таблица 1.2. Поколения газотурбинных двигателей
Поколения	Типы и марки выполненных ГТД	мн	т	Компрессор	Турбина
1 с 1943 — 1945 гг. по 1949-И 952 гг.	ТРД: ЮМО-004, БМВ-003 (РД-10, РД-20) —Германия (СССР); «Дервент», «Нин» (Англия); ВК-1, АЛ-5 (СССР); /35, /47 (США) ТВД: «Мамба». «Дарт», «Протей» (Англия)	<1 <1	—	Однокаскадный осевой или центробежный л$=3—5,5	Осевая неохлаждаё-мая, 7'f-=1000— 1150 К
II с 1950 — 1953 гг. по 1958—1960 гг.	ТРД: РД-ЗМ (СССР); «Эвон» (Англия); /57, /75, JT3C (США) ТРДФ: РД-9Б, РИФ-300, АЛ-7Ф X (СССР); /79 (США) ТВД: НК-12, АИ-20, АИ-24 (СССР); «Тайн» (Англия) ТВлД: Д-25В (СССР); Т58, 764 (США)	<1 2,0—2,3 < 1 <1.	—	Осевой, однокаскадный с регулируемыми направляющими аппаратами или двухкаскадный л *,=7-13	Осевая с охлаждаемыми лопатками первого соплового аппарата 77=1 150— 1250 К
Ill с 1958 -1960 гг. по 1967—1970 гг.	ТРДФ: /85 (США); «Олимп» 593 (Англия — Франция) ТРДД: Д-20П, Д-30, НК-8, АИ-25 (СССР); «Конуэй», «Спей» 25, «Пегас» (Англия); 1ТЗД, 1Т8Д, TF33, TF41 (США); «Ларзак» (Франция) ТРДДФ: НК-144 (СССР); «Спей» 25/? (Англия), TF30 (США) ТВлД: ТВ2-117 (СССР); Аллисон 250 (США)	2,0—3.0 < 1 <2,5 < 1	0,5—2,5 0,7—1,5	Осевой двухкаскадный или однокаскадный л?-=10—15 (ТРДФ, ТВлД), л^ = 16-20 (ТРДД, ТРДДФ)	Осевая с внутренним конвективным охлаждением лопаток, 7^=1300-1450 К
8
Поколения	Типы и марки выполненных ГТД	
IV с 1967— 1970 гг. до середины 1980 г.	ТРДД: Д-36, Д-18Т (СССР); ЯВ.211 (Англия); CF6, /ТЭД, ТГ39, TF34 (США); CFM.56 (Франция — США)	<
	ТРДДФ: F100, Г101, F404 (США); ВВ.199 (Англия — ФРГ — Италия)	2,2-
	ТВлД: Д-136 (СССР); 7700, PLT27 (США)	<
Окончание табл. 1.2
	т	Компрессор		Турбина
;1 -2,5 ;1	5—8 0,4—2,0	Осевой двухкаскадный или трехкаскадный, л^у=20—30	Осевая с конвективно-пленочным охлаждением лопаток Гг= 1500—1650 К	
Таблица 1.3. Удельные параметры ГТД различных поколений
По-ко-ле-ния	Тип двигателя	Р уд» Н-С	А^уд, кВт - с	/"«ВЗЛ ьуд » КГ	/•кр Ьуд, КГ	сг, кг	CF, кг	Тдв	/Иуд, кг
		КГ	КГ	ч-Н	ч-Н	ч-кВт	ч-кВт		кВт
I	ТРД	400—600		0,08—0,12				0,32—0,4	
	ТВД		100—140			0,37—0,47	0,35—0,43		0,4-0,5
II	ТРД	600—750		0,08—0,1				0,28—0,32	
	ТРДФ	900—1000 (600—700)		0,18—0,2 (0,08—0,09)				0,19—0,23	
	ТВД		170—240			0,27—0,4	0,25—0,35		0,22—0,33
III	ТРДД	400—600		0,06—0,08	0,08—0,1			0,21—0,25	
	ТРДДФ	950—1050 (500—600) .		0,15—0,2 (0,065—0,085)				0,15—0,18 (0,22—0,26)	
	ТВлД		140—220			0,3—0,38	0,37—0,43		0,15—0,28
IV	ТРДД	250—350		0,032— 0,038	0,06—0,068			0,16—0,2	
	ТРДДФ	850—1100 (500—650)		0,2—0,22 (0,055—0,075)				0,125 -0,135 (0,21—0,24)	
	ТВлД		200—250			0,27—0,29	0,29—0,32		0,11—0,17
мальном режиме, а основной ряд цифр соответствует режиму максимального форсажа при взлете.
Из табл. 1.3 видно, что при переходе от одного поколения к другому даже для однотипных двигателей происходит резкое изменение удельных параметров, отражающее качественные скачки в их развитии.
Наивыгоднейшие области применения ГТД различных типов по скоростям и высотам полета показаны в компактном виде [46] на рис. 1.1. Для вертолетных ГТД и ТВД характерны малые
Рис. 1.1. Области применения ГТД:
I — линия ограничения по подъемной силе; II — линия ограничения по скоростному напору; /— вертолетные ГТД; 2 — ТВД; 3 - ТРДД; 4 - ТРД; 5 — ТРДФ, ТРДДФ
и умеренные дозвуковые скорости полета. При больших дозвуковых и околозвуковых скоростях целесообразно применять ТРДД. Высокотемпературные ТРД могут обеспечить малые сверхзвуковые скорости (до Мл=2,0) при высотах полета около 20 км. Полеты при скоростях, соответствующих Мл= =2,0...3,5, на высотах до 30 км освоены с помощью ТРДФ и ТРДДФ. Дальнейший переход к большим сверхзвуковым и гиперзвуковым скоростям (М//=6...8) возможен с применением турбопрямоточных и других комбинированных двигателей.
1.3.	ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Определяющими факторами перспективного развития транспортной авиации, по мнению специалистов, будут социальнопсихологический и экономический факторы.
Социально-психологический фактор объединяет такие требования, как гарантия безопасности полетов, сокращение времени передвижения, комфорт, минимальное воздействие на окружающую среду и др.
22
Экономический фактор содержит в себе стремление к снижению себестоимости перевозок, росту эффективности использования воздушных судов, уменьшению эксплуатационных затрат и т. п. Роль двигателей здесь весьма велика, так как, например, доля расходов на эксплуатацию современных широкофюзеляжных самолетов, связанная с двигателями, составляет 40—50%. Особенно велико значение двигателей для проблемы повышения эффективности использования топлива, на которую наибольшее влияние оказывает удельный расход топлива на крейсерском режиме полета. Уменьшение крейсерского удельного расхода топлива приводит не только к непосредственному уменьшению потребного на полет запаса топлива, но и к его дополнительному снижению за счет применения для облегченного самолета двигателей меньшей тяги.
Указанные факторы выдвигают конкретные требования к газотурбинным двигателям и определяют направления их дальнейшего развития, основными из которых являются:
—	интенсификация рабочего процесса, в основном, путем увеличения температуры газа перед турбиной и степени повышения давления воздуха в компрессоре с оптимизацией параметров цикла по удельной тяге и удельному расходу топлива;
—	оптимизация конструкций ГТД по удельному весу и показателям надежности на основе совершенствования методов проектирования, применения новых высокопрочных и легких материалов, а также использования высокоэффективных технологических процессов при производстве двигателей;
—	разработка принципиально новых схем двигателей, качественно улучшающих топливную экономичность воздушных судов и имеющих низкие уровни вредного воздействия на окружающую среду;
—	оснащение двигателей эффективными средствами контроля технического состояния и совершенствование на этой основе методов их технической эксплуатации с целью повышения безопасности полетов и минимизации эксплуатационных затрат;
—	применение в системах автоматического управления ГТД микропроцессорной вычислительной техники, обеспечивающей расширение диапазона устойчивой работы узлов двигателей и оптимизацию режимов полета по расходу топлива;
—	применение новых энергоемких и экологически чистых топлив, например жидкого водорода или метана.
Известно, что работа и КПД используемого для ГТД термодинамического цикла Брайтона (с подводом тепла при постоянном давлении) возрастают при увеличении максимальной температуры газа и степени повышения давления.
Максимально возможного значения температура газа в ГТД может достигнуть в результате горения стехиометрической топливовоздушной смеси, т. е. смеси, соответствующей коэффициенту избытка воздуха а—1. Для авиационных керосинов
23
стехиометрическая температура достигает величин 2500...2800 К-При такой температуре максимум удельной тяги двигателя (ТРДД с большой степенью двухконтурности, 10) и минимум его удельного расхода топлива могут быть получены при очень высоких значениях степени повышения давления воздуха (лк>80) [42].
Несмотря на устойчивую тенденцию к повышению параметров Т*г и (за последние годы средний темп роста Т*г составил 20...25 К в год, а лк—7...8 единиц в 10 лет [64]) в ближайшей перспективе (до 1995...2000 гг.) трудно ожидать создания традиционными методами газогенераторов, работающих при температурах газа, близких к стехиометрическим. Это можно объяснить, прежде всего, прогрессивно возрастающими трудностями обеспечения достаточной прочности и надежности элементов горячей части ГТД и, главным образом, узла турбины. Используемое в настоящее время воздушное охлаждение турбин для стехиометрических двигателей будет малоэффективно, так как при больших л’л (более 60) подогрев воздуха в компрессоре за счет сжатия происходит до весьма высоких температур (до 1000 К и выше).
Кардинальное решение проблемы охлаждения стехиометрических ГТД возможно, по-видимому, двумя путями: с одной стороны, разработкой и применением для деталей турбин не требующих охлаждения высокопрочных керамических материалов, а с другой — использованием для охлаждения деталей криогенных топлив (жидкого водорода или метана), имеющих большой хладоресурс.
Не менее сложной является проблема создания для указанных двигателей высоконапорных компрессоров с относительно небольшим числом ступеней (а следовательно, и малого веса), обладающих достаточной газодинамической устойчивостью и высоким КПД.
Напорность осевого компрессора можно повысить дальнейшим увеличением окружных скоростей ротора, осевых и переносных скоростей потока, т. е. повышением подвода энергии к потоку в ступени. Основным препятствием на этом пути является увеличение гидравлических потерь, снижающих КПД ступени. Для снижения потерь необходимо оптимизировать формы профилей сверхзвуковых лопаток, создавая наиболее благоприятное расположение скачков уплотнения в межлопаточных каналах. Для дозвуковых ступеней осевых компрессоров уже в настоящее время проводят исследования по применению оптимизированных (так называемых «суперкритических») профилей лопаток малого удлинения с улучшенными аэродинамическими характеристиками.
С повышением напорности возрастает роль концевых потерь и в наибольшей степени для последних ступеней осевых компрес
24
соров. Существенного снижения этих потерь можно достичь путем активного управления радиальными зазорами между концами рабочих лопаток и корпусом, например, изменением тепловых деформаций корпуса или применением подвижных элементов уплотнений. При лк>40 возможно преимущественное использование осецентробежных компрессоров с последней центробежной ступенью, заменяющей малоэффективные из-за концевых потерь при коротких лопатках осевые ступени. В случае применения осецентробежного компрессора целесообразно применять расположённую над турбиной противоточную камеру сгорания, что позволит значительно сократить длину и уменьшить массу двигателя.
Камеры сгорания перспективных ГТД должны быть еще более компактными. При их создании возможно дальнейшее снижение гидравлических потерь (в основном, путем совершенствования входного диффузора), а также уменьшение окружной неравномерности распределения температуры газа на выходе. С увеличением температуры газа и приближением ее к стехиометрической необходима разработка простых и надежных способов управления подачей первичного воздуха в зону горения в зависимости от режимов работы двигателя.
При создании камер сгорания следует продолжать работы по ликвидации дымления и эмиссии вредных веществ, главным образом, путем рассредоточения зон горения по объему жаровых труб и поддержания в этих зонах повышенных значений локальных коэффициентов избытка воздуха (а>1,25 вместо а<С1), что будет приводить к снижению максимальных температур факела пламени и уменьшению эмиссии окислов азота. Снижение максимальных температур в зоне горения может быть достигнуто также впрыском в нее воды. Исследования показывают, что впрыск воды в количестве 1...2% от расхода воздуха уменьшает выделение окислов азота в несколько раз. Возможно существенное снижение эмиссии окислов азота и канцерогенных веществ путем подвода в камеру сгорания небольшого количества водорода (до 10% от расхода воздуха).
Важной проблемой для высокотемпературных камер сгорания является охлаждение стенок жаровых труб. С приближением к стехиометрической температуре эффективность воздушного охлаждения (как было отмечено) падает, что вынуждает вести поиск других способов охлаждения, и в частности жидкостного. Исследования показывают, например, что ограждение внутренних стенок жаровой трубы тонкой водяной пленкой обеспечивает существенный эффект охлаждения при небольших расходах воды. Рассматривают также возможность охлаждения стенок выпотеванием:' Наибольший эффект может обеспечить, по-видимому, разработка и применение для жаровых труб высокожаропрочных керамических материалов, не требующих охлаждения.
25
Создание стехиометрических газогенераторов с высоким эффективным КПД (т),о(),Б) позволит уменьшить удельный расход топлива ГТД различных типов примерно на одну треть и существенно снизить удельный вес двигателей. В стехиометрических ТРД отпадает целесообразность (и необходимость) применения форсажных камер сгорания, которые в современных, ТРДФ используют для увеличения удельной тяги. При этом произойдет возврат к исходной схеме ТРД (отрицание отрицания), но на более высоком уровне развития, при котором, в частности, применение сверхзвуковых пассажирских самолетов станет экономически целесообразным.
В ближайшей перспективе (на 5... 10 лет) для дозвуковых самолетов гражданской авиации (Л1Л=0,8; Н= 11 км) ведущим типом ГТД, по-видимому, останется двух- или трехвальный ТРДД с повышенной температурой газа ( 7'/= 1700... 1750 К) и степенью двухконтурности т=7...8, оборудованный одноступенчатым сверхзвуковым вентилятором (со степенью повышения давления л* = 1,6...1,8 и окружной скоростью на наружном диаметре (7Л=450...500 м/с), высоконапорным осевым или осецентробежным компрессором (л,ЛХ=35...45), высоконагружен-ной турбиной газогенератора, имеющей удельную работу расширения в ступени 400...450 кДж/кг. Несмотря на высокую степень двухконтурности, для перспективного ТРДД признают целесообразным применение камеры смешения потоков контуров при, условии значительного снижения потерь в смесителе.
Относительно длинные лопатки вентилятора данного двигателя не будут иметь антивибрационных полок, что позволит значительно снизить гидравлические потери. Для обеспечения достаточной жесткости лопаток их предполагают выполнять широкими и пустотелыми с размещением во внутренних полостях сотовых наполнителей, демпфирующих колебания. Кроме этого, в перспективном ТРДД будут реализованы другие усовершенствования, в частности, применены лопатки компрессора малого удлинения с оптимизированными профилями, использованы двухзонные малоэмиссионные камеры сгорания с параллельным или последовательным расположением зон горения, осуществлено активное управление радиальными зазорами в турбине и последних ступенях компрессора. Для деталей компрессора еще более широкое применение получат титановые сплавы, а для турбины — сплавы на никелевой и кобальтовой основах. Предполагается внедрение композиционных металлических и неметаллических материалов, жаропрочных сплавов с направленной кристаллизацией, монокристаллических деталей для турбины (в первую очередь рабочих лопаток), а также использование новых технологических процессов, например изотермического прессования дисков турбины из порошковых материалов, высоко
26
температурной пайки, плазменного напыления, лазерной технологии и т. д.
Основными целями создания перспективного ТРДД классической схемы считают: снижение удельного расхода топлива на 14... 15% по сравнению с существующими ТРДД большой степени двухконтурности; - стабилизацию характеристик двигателя по наработке; удовлетворение требованиям более жестких норм на уровень шума и эмиссию вредных веществ; уменьшение затрат на техническое обслуживание и т. п.
Для рассмотренного перспективного ТРДД значительные трудности будут связаны с проблемой снижения уровня шума, поскольку его вентилятор должен работать при большой окружной скорости и степени повышения давления, что вызывает появление шума высокой интенсивности. Поэтому специалисты предлагают ряд схем малошумных ТРДД с большой степенью двухконтурности (т=10...15), в которых снижение шума может быть достигнуто уменьшением окружной скорости вентилятора до (/Л~250 м/с и реализацией умеренной степени повышения давления (л*^1,3). При малых окружных скоростях хвостовики рабочих лопаток вентилятора могут быть размещены в подшипниковых опорах и выполнены поворотными. Привод вентилятора с поворотными лопатками (ВПЛ) предлагают осуществлять через редуктор, имеющий относительно небольшое передаточное число.
Разрабатывают также различные варианты малошумного трехконтурного двигателя (ТРТД) с ВПЛ, в котором для оптимизации режимов работы по скорости полета предусматривают возможность перераспределения работы между контурами путем изменения расхода воздуха через промежуточный контур с помощью створок [74].
Наиболее существенного снижения расхода топлива на дозвуковых транспортных самолетах нового поколения следует ожидать в результате применения винтовентиляторного двигателя. ТВВД с газогенератором, выполненным на одинаковом уровне технического совершенства с перспективным ТРДД, может иметь удельный расход топлива на крейсерском режиме на 15...20% меньше, чем последний, благодаря значительно более высокой степени двухконтурности (т>40).
Успех создания перспективного ТВВД зависит, в основном, от разработки винтовентилятора, который должен иметь КПД не ниже 0,8 при Мн=0,8 и степень повышения давления лвв= 1,05... 1,1 (обычный воздушный винт имеет лвв<1,02.). Оптимальной формой для лопастей винтовентилятора считают саблевидную с большой хордой, обратной стреловидностью в корневой части и прямой — в концевых сечениях. Для удовлетворения норм на уровень шума окружная скорость винтовентилятора на концах лопастей не должна превышать 250 м/с.
27
Специалисты предлагают различные схемы ТВВД, среди которых простейшей является схема одноконтурного двигателя с передним расположением винтовентилятора и его приводом через редуктор. Разработан проект ТВВД с расположенными на биротативной турбине соосными винтовентиляторами противоположного вращения и безредукторного привода. Предлагают, также схему двухконтурного ТВВД, имеющего муфту сцепления, которая при больших скоростях полета (Л1л>0,85) отключает винтовентилятор и передает всю свободную мощность турбины на размещенный перед входом в компрессор вентилятор с поворотными рабочими лопатками.
Для сверхзвуковых пассажирских самолетов разрабатывают проекты ГТД изменяемого рабочего процесса, обеспечивающие высокую взлетную тягу при низком уровне шума, хорошую топливную экономичность на дозвуковых скоростях, форсированную тягу для трансзвукового разгона, большую удельную тягу и малое внешнее сопротивление на сверхзвуковом крейсерском режиме полета. В качестве перспективного двигателя для сверхзвуковых самолетов предлагают ТРДДФ с изменяемой степенью двухконтурности, который фактически представляет собой трехконтурный двигатель с изменяемым расходом воздуха через промежуточный контур. Расчеты показывают, что данный двигатель будет иметь удельный расход топлива при дозвуковом полете примерно на 25% меньше, чем ТРДДФ классической схемы, а при сверхзвуковом — ниже примерно на 10%.
При гиперзвуковых скоростях полета (Л4л=5...6 и выше) целесообразно применять турбопрямоточные двигатели, представляющие собой сочетание ТРД или ТРДД с прямоточным двигателем. Разгон самолета до сверхзвуковых скоростей обеспечивают с помощью ТРД или ТРДД. С увеличением скорости до Л4Н = 3...3,5 их отключают, так как они перестают создавать тягу и включают в работу прямоточный двигатель, эффективность которого возрастает при дальнейшем увеличении скорости.
Глава 2. КОНСТРУКТИВНЫЕ И СИЛОВЫЕ СХЕМЫ ГТД
2.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
Конструктивная схема дает возможность получить общее представление о компоновке и силовой схеме двигателя, т. е. о взаимном расположении и связях его узлов, а также выявить наиболее характерные особенности конструкции основных элементов двигателя.
Конструктивные схемы современных двигателей чрезвычайно разнообразны и определяются, с одной стороны, типом ГТД, а с другой — его целевым назначением. Наиболее распространена
28
так называемая последовательная схема расположения основных узлов: входного устройства, компрессора, камеры сгорания, газовой турбины и выходного устройства. При такой компоновке движение потока в проточной части ГТД совершается с наименьшими потерями, практически все узлы двигателя имеют осесимметричную структуру, упрощающую технологию их изготовления. Двигатель при этом ориентирован в осевом направлении, что облегчает его размещение на воздушном судне с минимальным лобовым сопротивлением. Последнее обстоятельство имеет определяющее значение прежде всего для маршевых ГТД: ТРД, ТРДД, ТВД.
Изменение целевого назначения двигателя меняет требования к его компоновке; соответственно трансформируется и конструктивная схема. Так, для подъемного ГТД одним из основных требований является уменьшение осевого габарита, определяемого размерами фюзеляжа или мотогондол. Для ТВД (особенно ТВД со свободной турбиной) в ряде случаев лучшие характеристики могут быть получены в конструктивных схемах, где трансмиссия винта располагается или параллельно оси турбокомпрессора, или двигатель имеет компоновку, обратную описанной ранее последовательной схеме.
Наибольшее разнообразие конструктивных схем наблюдается у газотурбинных двигателей вспомогательных силовых установок (ВСУ). Это связано с требованием компактности (расположением в ограниченных по размерам отсеках летательного аппарата), а также назначением ВСУ.
Процесс разработки конструктивной схемы при проектировании двигателя начинается еще на этапе газодинамического расчета. На основании целевого назначения ГТД, анализа состояния и перспектив развития авиадвигателестроения, а также опыта, имеющегося у конструкторского бюро, составляется первоначальная схема. Затем начинается проработка основных узлов конструкции, по результатам которой производится уточнение и окончательная отработка конструктивной схемы. Данный процесс достаточно сложен и ответственен, поскольку неудачные решения задерживают выход двигателя в эксплуатацию.
Широкое распространение при проектировании получила практика создания модифицированных ГТД, связанная с тем, что надежность такого двигателя при прочих равных условиях всегда значительно выше, чем нового, а время на его создание существенно уменьшается. Подобный подход позволяет унифицировать ряд элементов ГТД, упрощающих и удешевляющих не только производство, но также ремонт и эксплуатацию авиатехники. Одним из направлений создания модификаций является моделирование доведенных конструкций на другую размерность, что позволяет сократить время доводки двигателей на несколько лет.
29
В последнее время находит применение другое направление, заключающееся в создании базового газогенератора и развития на его основе семейства двигателей. В этом случае к конструктивной схеме базового газогенератора предъявляются повышенные требования с точки зрения надежности и возможности компоновки в двигателях различного целевого назначения.
Конструктивная схема ГТД чрезвычайно важна для изучения’ его конструкции и понимания особенностей эксплуатации. Это обусловлено тем, что многие конструктивные решения взаимосвязаны. Так, например, применение кольцевой камеры сгорания практически исключает возможность подхода через нее к узлам соединения роторов турбины и компрессора при монтаже; рассоединение роторов в этом случае обычно обеспечивается путем разборки ротора компрессора (турбины) или специальными приспособлениями, которые вставляют в центральные отверстия ротора. Другим примером является наличие наружного контура в ТРДД, затрудняющего контроль компрессора высокого давления (КВД), турбины и камеры сгорания.
Требования эксплуатационной технологичности и ремонтопригодности часто являются определяющими для конструкции отдельных узлов двигателя. К ним относятся доступность и легкосъе.мность, контролепригодность, модульность, взаимозаменяемость, восстанавливаемость. В частности, для обеспечения взаимозаменяемости отдельных модулей роторы отдельных каскадов выполняют возможно более короткими и, следовательно, жесткими, что обеспечивает стабильность радиальных зазоров между ротором и корпусом. Соединения отдельных модулей выполняют таким образом, чтобы исключить необходимость дополнительной балансировки и обеспечить легкосъем-ность при их замене. Учет таких особенностей конструкции способствует более полному изучению двигателя и его систем.
Характерными типами ГТД являются турбореактивные одноконтурные, турбовальные (в том числе турбовинтовые) и турбореактивные двухконтурные двигатели. Последние занимают промежуточное положение между двумя первыми типами и являются наиболее распространенными в гражданской авиации. Кроме того, на воздушных судах широкое применение нашли ВСУ, представляющие собой малогабаритные ГТД различного назначения.
Турбореактивные одноконтурные двигатели
Конструктивные схемы ТРД определяются прежде всего числом роторов. Одновальные ТРД, широко применявшиеся на начальном этапе развития реактивной авиации, в настоящее время используются крайне редко (в основном в качестве силовых установок спортивных и тренировочных самолетов, а также в качестве бустерных двигателей). Большее применение получили двухвальные ТРД, имеющие более широкий диапазон
30
устойчивой работы, меньшую мощность пусковых устройств, а также позволяющие лучше использовать возможности каскада высокого давления за счет повышения частоты вращения его ротора.
Двухконтурные двигатели (ТРДД)
ТРДД — наиболее распространенный тип ГТД в гражданской авиации. Конструктивные схемы ТРДД весьма разнообразны, но широкое применение нашли лишь некоторые из них.
Как и. в случае ТРД, конструктивная схема определена прежде всего числом роторов. Двигатели со средней степенью двухконтурности (m—2...3), как правило, выполняют двухвальными (рис. 2.1, 2.2). Ротор ВД — двух- или трехопорный, ротор НД — трех- или четырехопорный, причем по меньшей мере одна из опор выполняется межвальной. Между КНД и КВД располагается переходный корпус компрессора, служащий для размещения элементов опор, агрегатов и приводов к ним. КНД является обычно общим для обоих контуров; КВД располагается во внутреннем контуре (см. рис. 2.1). В ряде случаев для оптимизации параметров ТРДД часть ступеней КНД размещается во внутреннем контуре (см. рис. 2.2). Наружный контур концентри-чен внутреннему и расположен вокруг КВД, камеры сгорания и турбины. В зависимости от вида выходного устройства возможны две основные схемы ТРДД: с раздельным выходом потоков и со смешением потоков. Камера смещения несколько улучшает удельные параметры двигателя, позволяет упростить компоновку реверсивных устройств. По этой причине для ТРДД рассматриваемого класса характерно использование смесительных устройств. Реактивное сопло у подобных ТРДД нерегулируемое.
В двигателях с большой степенью двухконтурности (т=5...8 и более) применяются как двух-, так и трехвальные схемы. Первые обладают более простой конструкцией, но требуют мощной механизации компрессора для обеспечения необходимой газодинамической устойчивости. Трехвальная схема более сложна, но такие ТРДД обладают лучшими эксплуатационными характеристиками. Применение двухопорных роторов для всех каскадов (рис. 2.3) упрощает компоновку двигателя. ГТД подобного типа имеют, как правило, укороченный наружный контур, т. е. относятся к ТРДД с раздельным выходом потоков. Это связано с тем, что преимущества схемы с нерегулируемым смешением потоков не всегда оправдываются усложнением конструкции и увеличением массы ГТД. Раздельный выход потоков дает также возможность создать «холодное» реверсивное устройство в наружном контуре.
Особенностью ТРДД с большой степенью двухконтурности является то, что из-за ограничения частоты вращения ротора вентилятора диаметр и число ступеней его турбины приходится увеличивать. Это приводит к росту массы и габаритов двигателя.
31
Согласование режимов работы вентилятора и турбины может быть достигнуто постановкой редуктора. Как правило, применяется нли многопоточный простой редуктор, обеспечивающий соосность входного и выходного валов (рис. 2.4), или планетарный механизм с одновенечным сателлитом.
Конструктивные схемы ТРДД с большой степенью двухконтурности отличаются рядом характерных особенностей. Первая из них — наличие одноступенчатого вентилятора, имеющего иногда поворотные лопатки. В ТРДД двухвальной схемы на одном валу с ним обычно расположены ступени КНД внутреннего контура (подпорные ступени), приводимые во вращение многоступенчатой турбиной. В двигателях трехвальной схемы эти ступени выделены в каскад среднего давления (КСД) и приводятся во вращение своей турбиной. Ротор ВД обычно двухопорный с одно- или двухступенчатой турбиной. Поскольку высота пера рабочих лопаток последних ступеней компрессора при высокой степени повышения давления оказывается чрезвычайно малой, то альтернативой является использование осецентробежного КВД (см. рис. 2.4). Камера сгорания подобного двигателя, как правило, кольцевая с широким использованием мероприятий по уменьшению ее осевых размеров.
Как уже указывалось ранее, ТРДД является промежуточным типом ГТД между ТРД и ТВД. Увеличение степени двухконтурности приближает их к ТВД. Об этом можно судить по приведенной на рис. 2.4 схеме двухвального ТРДД. Дальнейшее увеличение степени двухконтурности приводит к двигателям, получившим название винтовентиляторных. По всей вероятности конструктивные схемы таких ГТД будут подобны (во всяком случае на первых этапах разработки) схемам двух- или трехвальных ТРДД.
Одним из возможных вариантов компоновки ТРДД являются двигатели с задней турбовентиляторной приставкой. Подобные схемы в основном применялись на начальном этапе развития ТРДД, поскольку позволяли в короткие сроки создать двухконтурные двигатели на базе хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации ТРД. Основной особенностью подобного ТРДД является наличие турбовентилятора: рабочие лопатки его турбины, расположенные во внутреннем контуре, несут на себе лопатки вентилятора. Данная схема в настоящее время практически не применяется из-за малой надежности и низкого КПД турбовентилятора.
Для сверхзвуковых скоростей полета может быть использован ТРДД с форсажной камерой сгорания (ТРДДФ). Здесь возможны две основные схемы: при наличии камеры смешения ГТД имеет общую форсажную камеру для двух контуров; при раздельном выходе потока в каждом контуре может быть своя форсажная камера. Двигатели подобного типа имеют регулируемые реактивные сопла.
32
Рис. 2.1. Двухконтурный ТРД:
1 — передний корпус компрессора; 2 — КНД; 3 — переходный корпус; 4 — КВД; 5 — задний корпус компрессора; 6 — корпус подвесок; 7 — силовые стойки; 8 — трубчато-кольцевая камера сгорания; 9 — силовое кольцо; 10 — ТВД; 11 — ТНД; 12 — корпус задней опоры турбины; 13 — смеситель
Изд. № 147 Вклейка № 1 (б/оборота)
Рис. 2.2. Двухконтурный ТРД:
1 — передний корпус компрессора; 2 — КНД; 3 — переходный корпус; 4 — КВД; 5 — кольцевая камера сгорания; 6 — ТВД; 7 — ТНД; 8 — корпус опоры турбины; 9 — смеситель; Ю — реверсивное устройство
Согласование режимов работы вентилятора и турбины может быть достигнуто постановкой редуктора. Как правило, применяется или многопоточный простой редуктор, обеспечивающий соосность входного и выходного валов (рис. 2.4), или планетарный механизм с одновенечным сателлитом.
Конструктивные схемы ТРДД с большой степенью двухконтурности отличаются рядом характерных особенностей. Первая из них — наличие одноступенчатого вентилятора, имеющего иногда поворотные лопатки. В ТРДД двухвальной схемы на одном валу с ним обычно расположены ступени КНД внутреннего контура (подпорные ступени), приводимые во вращение многоступенчатой турбиной. В двигателях трехвальной схемы эти ступени выделены в каскад среднего давления (КСД) и приводятся во вращение своей турбиной. Ротор ВД обычно двухопорный с одно- или двухступенчатой турбиной. Поскольку высота пера рабочих лопаток последних ступеней компрессора при высокой степени повышения давления оказывается чрезвычайно малой, то альтернативой является использование осецентробежного КВД (см. рис. 2.4). Камера сгорания подобного двигателя, как правило, кольцевая с широким использованием мероприятий по уменьшению ее осевых размеров.
Как уже указывалось ранее, ТРДД является промежуточным типом ГТД между ТРД и ТВД. Увеличение степени двухконтурности приближает их к ТВД. Об этом можно судить по приведенной на рис. 2.4 схеме двухвального ТРДД. Дальнейшее увеличение степени двухконтурности приводит к двигателям, получившим название винтовентиляторных. По всей вероятности конструктивные схемы таких ГТД будут подобны (во всяком случае на первых этапах разработки) схемам двух- или трехвальных ТРДД.
Одним из возможных вариантов компоновки ТРДД являются двигатели с задней турбовентиляторной приставкой. Подобные схемы в основном применялись на начальном этапе развития ТРДД, поскольку позволяли в короткие сроки создать двухконтурные двигатели на базе хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации ТРД. Основной особенностью подобного ТРДД является наличие турбовентилятора: рабочие лопатки его турбины, расположенные во внутреннем контуре, несут на себе лопатки вентилятора. Данная схема в настоящее время практически не применяется из-за малой надежности и низкого КПД турбовентилятора.
Для сверхзвуковых скоростей полета может быть использован ТРДД с форсажной камерой сгорания (ТРДДФ). Здесь возможны две основные схемы: при наличии камеры смешения ГТД имеет общую форсажную камеру для двух контуров; при раздельном выходе потока в каждом контуре может быть своя форсажная камера. Двигатели подобного типа имеют регулируемые реактивные сопла.
32
з Зак. 4527
Рис. 2.3. Трехвальный ТРДД:
1 — вентилятор; 2 — передний корпус компрессора; 3 — КСД; 4 — переходный корпус; 5 — КВД; 6 — кольцевая камера сгорания; 7—ТВД; 8 — стержни корпуса опоры турбины; 9 — ТСД; 10— турбина вентилятора; 11 — корпус задней опоры турбины
Рис. 2.4. Перспективный ТРДД:
1 — вентилятор; 2 — КНД (подпорные ступени); 3— переходный корпус; 4 — осецентробежный КВД; 5 — кольцевая камера сгорания;
6— ТВД; 7 — турбина вентилятора и КНД; 8 — регулируемый смеситель; 9 — корпус опор турбины; 10 — редуктор
1 — редуктор; 2 — лобовой картер; 3 —
Рис. 2.5. Одновальный ТВД:
компрессор; 4 — силовые стойки корпуса камеры сгорания; 5 — кольцевая камера сгорания; 6J — турбина
Изд. № 147 Вкле1	>борота)
Рис. 2.6. ТурбовальныЙ двигатель со свобоДной турбиной:
1 — передний корпус компрессора; 2 — компрессор; 3 — задний корпус компрессЬра: 4 — кольцевая камера сгорания; 5 — турбина компрессора; 6, 8 — силовые стойки корпусов опор турбины; 7 — свободная турбина
Рис. 2.7|. Малогабаритный ТВД:
1 — осецентробежный компрессор; 2 — редактор; 3 — свободная Турбина (турбина винта); 4 — турбина компрессора; 5 — камера сгорания
Широко применяются ТРДД и на летательных аппаратах укороченного и вертикального взлета и посадки. В подъемных ТРДД конструктивная схема, как и для подъемных ТРД, подчинена требованиям минимальной удельной массы при ограничениях осевых габаритов. Основной тип такого двигателя — двухроторный ТРДД с передним или задним размещением вентилятора.
Подъемно-маршевый ТРДД отличается наличием поворотных сопел, обеспечивающих создание тяги как в осевом, так и в вертикальном направлениях. Конструктивная схема двигателя выполняется обычно по схеме раздельного выхода потоков, т. е. имеются поворотные сопла как в наружном, так и внутреннем контурах.
Турбовальные двигатели и вспомогательные силовые установки
Турбовальные двигатели представляют собой ГТД, в которых преобладающая доля энергии сгорания топлива преобразуется в работу на выходном валу, используемую в вертолетных ГТД для привода несущих, а в турбовинтовых двигателях — тянущих воздушных винтов. Таким образом, кроме элементов, характерных для всех типов ГТД, турбовальные двигатели включают редуктор и воздушный винт. Расположение последних относительно турбокомпрессора и определяет особенности конструктивных схем этих типов двигателей. Простейшую конструкцию имеет одновальный ТВД с одним воздушным винтом (рис. 2.5). Его конструктивная схема отличается от схемы ТРД увеличенным числом ступеней турбины и более простым выходным устройством, так как оно служит в ТВД лишь для отвода газов в атмосферу без существенного преобразования энергии.
Передача мощности от турбины к винту осуществляется через редуктор. Наиболее распространена схема встроенного редуктора. Он располагается обычно в передней части двигателя и составляет с ним единое целое в силовом отношении. Двигатель имеет в этом случае специальный узел — лобовой картер, в котором располагаются каналы входного устройства (одновременно он используется для размещения агрегатов и приводов к ним). Редуктор крепится к передней части лобового картера. В качестве редукторов применяются в основном планетарные механизмы с двухвенечными сателлитами или замкнутые планетарные передачи. Реже используются двухступенчатые простые редукторы.
Поскольку в рассмотренном случае из-за большой кривизны канала входного устройства возрастают потери полного давления, то для их снижения иногда применяют конструктивную схему с выносным редуктором, соединенным с двигателем трансмиссионным валом. Однако в такой компоновке трудно обеспечить соосность выходного вала ГТД и входного вала
34
редуктора, а также надежную работу высокоскоростного соединительного вала.
Разновидностью одновального ТВД большой мощности (>4000 кВт) является двигатель с двумя соосными винтами. Наиболее компактна в этом случае конструктивная схема дифференциального редуктора. Поскольку винты вращаются в противоположных направлениях, то в такой схеме уменьшаются моментные нагрузки, передаваемые на узлы подвески двигателя к самолету (см. разд. 2.2).
Общим недостатком одновальных ТВД является высокая потребная мощность пусковых устройств вследствие инерционности воздушного винта большого диаметра и ходовой части редуктора.
Данный недостаток устраняется в турбовальном двигателе со свободной турбиной. Последняя кинематически не связана с ротором турбокомпрессора и частота ее вращения выбирается обычно меньшей, чем у ротора турбокомпрессора, для снижения передаточного числа редуктора, а следовательно, его габаритов и массы.
Схема турбовального двигателя со свободной турбиной (рис. 2.6) наиболее широкое распространение находит в вертолетных силовых установках. К ее особенностям относится наличие выносного редуктора, приводимого во вращение двумя двигателями. Редуктор имеет механизм, суммирующий мощности двух ГТД, коническое зацепление, обеспечивающие поворот вектора угловой скорости, а также зубчатые передачи для получения оптимальных частот вращения несущего и хвостового винтов.
Двигатели со свободной турбиной используются и в маршевой силовой установке самолета. Здесь возможны конструктивные схемы, характерные для многовальных ТРДД. В ТВД небольших мощностей распространение находят схемы с параллельным размещением трансмиссии винта. Двигатель имеет в этом случае встроенный редуктор простой схемы, расположенный в районе свободной турбины и основной редуктор, размещенный над передним корпусом компрессора. Оба редуктора соединены валом, ось которого параллельна оси ГТД. Такая схема упрощает конструкцию силовой установки, так как размещение соединительного вала внутри ротора турбокомпрессора при малых диаметральных размерах последнего представляет чрезвычайно сложную задачу; кроме того, улучшаются условия работы входного устройства.
Малогабаритные турбовальные двигатели со свободной турбиной имеют весьма разнообразные конструктивные компоновки. Если наиболее характерными для большинства ранее рассмотренных конструктивных схем ГТД было применение осевых компрессоров и турбин и прямоточных камер сгорания, то в малогабаритных двигателях широко используются осецентробежные
3*
35
и центробежные компрессоры, противоточные камеры сгорания, петлевое движение газовоздушного потока в проточной части и т. д. Представление о некоторых из указанных особенностей дает конструктивная схема, приведенная на рис. 2.7.
Так же разнообразны и конструктивные схемы ВСУ. Во-первых, они определены их целевым назначением. ВСУ используется в качестве турбокомпрессорного стартера, генератора сжатого воздуха или турбогенераторной установки. В последнее время (особенно при большом числе двигателей) на самолетах используются многоцелевые ВСУ, обеспечивающие не только запуск основных двигателей, но и кондиционирование пассажирских кабин на стоянке, питание электросистем воздушного судна как на земле, так и в полете, а иногда и некоторые другие функции.
Характерные особенности силовых схем ВСУ рассмотрим на примере схемы, представленной на рис. 2.8.
Рис. 2.8. Вспомогательная силовая установка:
/ — кольцевая противоточная камера сгорания; 2 — центростремительная турбина; 3 — центробежный компрессор; 4 — редуктор
ГТД имеет центробежный компрессор, центростремительную газовую турбину и противоточную камеру сгорания. Выходное устройство выполняет роль простейшего теплообменника. Роторы турбины и компрессора соединены валом-рессорой и расположены в жестком кольцевом корпусе, образующем силовой каркас ГТД. В ВСУ предусмотрены отбор сжатого воздуха из полости между компрессором и камерой сгорания (для запуска маршевых ГТД и кондиционирования) и отбор мощности на генератор, обеспечивающий питание электросистемы самолета.
2.2. УСИЛИЯ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
На узлы ГТД действуют различные нагрузки, обусловленные как работой самого двигателя, так и эволюциями воздушного судна. По физической природе различают газовые и инерционные нагрузки, а также усилия, обусловленные возникновением температурных деформаций и наличием механического взаимодействия элементов (к последним относятся силы трения и контактные усилия в подшипниках, зубчатых передачах, шлицевых соединениях и других элементах).
36
Нагрузки, уравновешивающиеся в пределах конструкции двигателя называют внутренними; нагрузки, передаваемые на узлы подвески к воздушному судну — свободными.
По направлению действия различают силы: осевые (направлены по оси двигателя или параллельно ей); радиальные (нормальны к оси двигателя); окружные (действуют в плоскости вращения).
Указанные усилия вызывают появление крутящих и изгибающих моментов в различных плоскостях. Нагрузки, не зависящие от времени, носят название статических. Если величина, направление или точка приложения силы меняется, то она обычно называется динамической.
Действующие нагрузки приводят к появлению в деталях ГТД деформаций растяжения (сжатия), изгиба и кручения (которые обуславливают возникновение соответствующих напряжений), а также напряжений среза и смятия.
Газовые нагрузки
Возникновение газовых нагрузок связано с работой ГТД как тепловой машины. Они проявляются в результате действия газового потока на все элементы двигателя. Особый интерес представляет формирование усилий в проточной части ГТД.
Формирование тяги двигателя. Уравнение количества движения в проекции на ось двигателя позволяет определить осевую составляющую силы Ра, действующей на участок проточной части (рис. 2.9 ) со стороны газрвого потока:
^г(^2й—Ga)+P2^2o P\F\a>	(21)
где GT — расход газа, кг/с; С,а, С2а проекции на ось «а» скоростей газа в сечениях 1 — 1 (С1о) и 2—2 (С2„), м/с; р,, р2— давление газа в указанных сечениях, Па; Flo, F2a— проекции площадей указанных сечений на плоскость, перпендикулярную оси «а», м2. Здесь Gr(C2a— С1а)—реактивная, a (p2F2a— PiFia) — активная составляющие осевой газовой силы.
В соответствии с выражением (2.1) могут быть определены осевые силы, действующие на все элементы двигателя. Рассмотрим данную задачу на примере схемы дозвукового ТРД, представленной на рис. 2.10, а.
На входное устройство (сюда включены и элементы переднего корпуса компрессора) действует осевая сила (за положительное принято направление силы тяги):
Pbx=Gb (Сво —Сна) -\-ръ~^Р>ъ—^вт.в)Т"
+ Ра^(ДвТ.в-^)-Рн^-П2,	(2.2)
где GB — расход воздуха, а индексами здесь и далее обозначены скорости С, давления р и диаметры D, d в соответствующих сечениях или полостях.
37
Осевая сила, действующая на элементы проточной части компрессора между сечениями В и К, равна:
Рт = GB(CKa - Сва) + pK^D2K - DLk) -
п JL(d2 — D2 1
—	тЛивЛ
(2-3) .
Сила Рт воспринимается как корпусом, так и ротором компрессора. Кроме того, на ротор действуют давления в полостях А и Б, а на корпус — давление рпк в подкапотном пространстве, создающее дополнительные нагрузки. Для расчетов на прочность необходимо знать силы, действующие на ротор Ррк и корпус Ркк компрессора.
а
Рис. 2.9. Определение осевой составляющей газовой силы
Точный подсчет усилий требует определения осевых сил в каждой ступени и затем их суммирования отдельно на статорных и роторных элементах. Учитывая, что осевая скорость потока меняется по длине компрессора монотонно, можно считать, что реактивная составляющая силы Рпч делится практически поровну между элементами проточной части, относящимися к ротору и статору. Доля активной составляющей, приходящейся на ротор, может быть приближенно найдена через значение средней реактивности р ступеней компрессора. Из вышесказанного следует, что осевое усилие, действующее на элементы проточной части ротора компрессора, можно найти как
Ртр = ~2^Ска—Сво) +Рв{[б(Лк— 1)+	^вт.Л')
--14DJ-DL,)}
(2.4)
38
(здесь лк=рА/рв), а на весь ротор компрессора
PfK=Ртр + Рб-^Ч^б — db) ~ Pk-^D2x — ^а)
На статор компрессора действует сила
(2.5)
(2.6)
Рис. 2.10. Баланс нагрузок в ТРД:
Р — схема ТРД; б — эпюра осевых сил на роторе; в — формирование тяги; г — эпюры крутящих моментов
Усилие, приложенное к узлу камеры сгорания (включая корпусы опор, присоединенные к корпусу камеры сгорания), опреде-. лится выражением:
Р*с—GrCra— G вСка-|- pr-^-(Dp — £>вт.г) — Рк~^~(Вк Рвт.к)~\~
+ Ре-^Ч^вт.г ~ ^е) — Рб-^Ч^вт.к — <^б) — Рпк-^Ч^г Dk)- (2-7)
39
Осевые силы, действующие на ротор Ррт и статор Ркт турбины, айдем суммированием усилий в каждой ступени. В этом случае
=c,[(cv - с,„) +(С„- с,)]+pTi^d;2 - 4)+DJ-~Р<7<Л -	- 4)-pT^Dl -4).	(2.8)
₽.,= C,[(C,,.- C,.) + (c^ - r-')] +/>,,v("’1 - D-4 ) +
+ P-.t(D1 -D’^-P^D’r-D’^-P,,^.
£)?).	(2-9)
Осевая сила, действующая на реактивное сопло:
Рс= Gr(Cco - Сто) + pc^-Dl-p^D^-p^Dl - £>2т) (2.10)
Процесс формирования тяги отличается рядом особенностей. Рассмотрим первоначально баланс осевых сил на роторе турбокомпрессора (см. рис. 2.10, б); при этом положительные усилия при построении эпюр будем направлять вверх. Осевые усилия, возникающие на роторе компрессора Ррк и турбины Ррт направлены в противоположные стороны. Поскольку роторы компрессора и турбины обычно соединены в осевом направлении, то на упорный (шариковый) подшипник ротора действует осевое усилие Рпо = Ррк —Ррт.
Для уменьшения этого усилия используют разгрузочные полости: при этом в передней разгрузочной полости (А) поддерживается повышенное, а в задней (Б)—пониженное давление. Последнее в ТРДД обычно практически равно давлению в наружном контуре.
Формирование осевой силы на статоре зависит от расположения основных узлов подвески. Равнодействующая осевых газовых усилий, приложенных ко всем элементам двигателя, представляет собой силу тяги R. Представление о примерном соотношении между усилиями, действующими на отдельные узлы, дает эпюра, представленная на рис. 2.10, в.
Формирование силы тяги в ТВД отличается тем, что она в основном определяется силой тяги воздушного винта, ротор которого не связан в осевом отношении с ротором турбокомпрессора и имеет свой упорный подшипник. Кроме того, основные узлы подвески в ТВД обычно расположены на лобовом картере.
Радиальные газовые нагрузки обусловлены избыточным давлением, которое вызывает в деталях возникновение напряжений растяжения (сжатия) и изгиба. Кроме того, этот вид нагрузки может привести к потере устойчивости тонкостенных деталей. Радиальные газовые нагрузки самоуравновешиваются, т. е. являются внутренними, и на узлы подвески не передаются.
40
Баланс крутящих моментов. Окружные газовые силы вызывают появление крутящих моментов. Они возникают вследствие изменения окружной составляющей скорости АС„ в каналах как между рабочими лопатками компрессора и турбины, так и между лопатками направляющих, спрямляющих и сопловых аппаратов и могут быть найдены из уравнения момента количества движения.
При рассмотрении баланса крутящих моментов примем за положительное направление действия момента в сторону вращения ротора и при построении эпюр будем откладывать его вектор вверх.
Крутящий момент Л4рт на роторе турбины (рис. 2.10, г) равен сумме моментов рабочих колес и имеет положительное направление. Момент сопротивления Мрк ротора компрессора равен соответственно сумме моментов сопротивления рабочих колес и имеет отрицательное направление. В ТРД эти моменты по абсолютной величине практически одинаковы, т.е. Л1рт~ | Л1рк|, так как отбор мощности на привод агрегатов не превышает (0,1...0,6) % от мощности, развиваемой турбиной.
Поскольку вход и выход воздуха в компрессоре близок к осевому, то крутящий момент Л4КК, действующий на статор компрессора, можно считать равным по абсолютной величине моменту 7Ирк и направленным в противоположную сторону; т. е. Мкк= — Мрк. То же самое верно и для турбины, если отнести к моменту Л1кт крутящий момент, возникающий при раскрутке газового потока стойками выходного устройства, т.е. Мп=—Мрт. Таким образом, для ТРД Мкг = — Мкт. Поскольку крутящие моменты на корпусе ТРД уравновешены, то на узлы подвески самолета они не должны были бы передаваться (реактивный момент Л1й=0). В действительности, так как подвеска ТРД (как и большинства ГТД) к воздушному судну осуществляется в двух плоскостях, подмоторная рама или соответствующие детали конструкции самолета образуют вместе с корпусом ГТД статически неопределимую систему. В этом случае элементы подвески двигателя нагружаются крутящими моментами в соответствии с соотношением их жесткостей и жесткости корпуса двигателя.
Баланс моментов в ТВД (рис. 2.11) имеет свои особенности, связанные с наличием момента сопротивления воздушного винта Мв. В этом случае крутящие моменты на роторе турбокомпрессора не уравновешиваются и часть момента, развиваемого турбиной, подводится к редуктору. Уравнение баланса моментов на роторе турбокомпрессора имеет вид:
Л1р=Л1рт —Мрк, где Мр — крутящий момент, потребляемый редуктором (рис. 2.11, б).
41
Крутящий момент, подведенный к редуктору, увеличивается им в i раз, где i — отношение частоты вращения ротора турбокомпрессора к частоте вращения воздушного винта (передаточное число редуктора винта), т. е.

В соответствии с этим выражением к корпусу редуктора независимо от схемы редуктора (см. рис. 2.11, в) будет приложен крутящий момент Л1кр, равный:
MKp=MK-Mp=(i-l)Mp
(если направления вращения ротора турбокомпрессора и вин1а совпадают) и направленный против вращения винта.
Рис. 2.11. Баланс крутящих моментов в ТВД:
а — Схема ТВД; б — эпюра крутящих моментов на роторе; ,е — эпюра крутящих моментов на корпусе
При, наличии соосных винтов, вращающихся в противоположные стороны с одинаковыми частотами, величины момен
42
тов, потребляемых передним (Л1ПВ) и задним (Л4ЗВ) винтами, могут быть найдены из системы уравнений
Mm-M3B=Mf, 1 Мпв+Л4зв=/Л1р, J
откуда Л4пв=-^±1мр; Мзв==~-Мр.
Таким образом, в этом случае момент, потребляемый передним винтом, всегда больше момента, потребляемого задним винтом, в i-|- 1//—1 раз. Особенностью данной схемы является то, что Мкр=0 и, следовательно, здесь может быть применен дифференциальный редуктор без неподвижных звеньев (отметим еще раз, что указанные выводы справедливы лишь при равенстве частот противоположно вращающихся винтов).
Эпюра крутящих моментов на корпусе ТВД с одиночным винтом представлена на рис. 2.11, в (при условии, что крутящий момент полностью снимается с двигателя узлами, расположенными на лобовом картере). Для данного двигателя к узлам его подвески приложен крутящий момент MR, равный по величине Мв и направленный в сторону, противоположную вращению винта.
Двухвинтовая схема при указанных выше условиях существенно снижает величину MR — по абсолютной величине он оказывается равным моменту Мр, подводимому к редуктору.
Формирование тяги и баланс моментов в ТРДД не имеет принципиальных отличий от рассмотренных выше особенностей, характерных для ТРД и ТВД.
Инерционные нагрузки
Данный вид нагрузок обусловлен тем, что каждый элемент ГТД обладает массой и массовым моментом инерции. Изменение величины и направления скорости движения приводит к возникновению инерционных сил и моментов.
К инерционным нагрузкам относится сила тяжести; ее направление определяется положением воздушного судна относительно Земли. При эволюциях самолета в воздухе, его разгоне и торможении, взлете и посадке возникают инерционные силы, имеющие в общем случае осевую и поперечные составляющие в двух плоскостях. Эти силы направлены в сторону, противоположную соответствующей составляющей ускорения.
Инерционные силы Pj определяются как
Р = — mj=mgn3,
где т — масса рассматриваемого узла; j — ускорение; g — ускорение свободного падения; п3 — расчетный коэффициент эксплуатационной перегрузки (п^,ах=2,5...5,0).
43
Инерционные силы приводят к возникновению изгибающих моментов. Так, например, сила тяжести вызывает появление изгибающих моментов в роторах и корпусах в вертикальной полости.
При выполнении воздушным судном эволюций в воздухе, кроме инерционных сил, возникает гироскопический момент
Afr=/p(Dfisin6,
где /р — массовый полярный момент инерции ротора, вращающегося с угловой скоростью (о, кгм2; Й — угловая скорость вращения самолета, рад/с; 0 — угол между векторами угловых скоростей (О и й.
Гироскопический момент действует на ротор так, что стремится кратчайшим путем совместить вектор ш с вектором й. При выходе, например, самолета из планирования (рис. 2.12, а) момент Мг действует в горизонтальной плоскости; при вираже (см. рис. 2.12, б) —в вертикальной плоскости. В ТВД наибольших значений достигает гироскопический момент, создаваемый винтом, так как массовый полярный момент инерции последнего в 30... 100 раз превосходит момент инерции ротора турбокомпрессора, в то время как частота вращения винта меньше частоты вращения ротора турбокомпрессора примерно на порядок.
Рис. 2.12. Определение направления гироскопического момента: а — выход из планирования; б — вираж
Гироскопический момент вызывает изгиб ротора в соответствующей плоскости. При расчетах роторов иа прочность необходимо суммировать изгибающий момент, вызываемый инерционными силами, с гироскопическим моментом с учетом направления их действий.
Следующий вид инерционной нагрузки — центробежные силы Рц, возникающие во всех вращающихся деталях двигателя. Рабочая лопатка, например, при вращении развивает центробежную силу
Рц—ГПдГцЫ ,
44
где тп — масса лопатки; гц — расстояние от оси вращения до центра масс лопатки.
В случае идеально уравновешенного ротора центробежные силы, действующие на его элементы, являются внутренними. Однако из-за ограниченной точности балансировки роторов в производстве во вращающемся роторе возникают неуравновешенные силы Рп и моменты. Неуравновешенная сила Р„ = 6ш2, где 6 — дисбаланс ротора, равный 5...50 г-см после балансировки в заводских условиях. В процессе сборки двигателя и особенно в условиях эксплуатации величина последнего может значительно превысить указанное значение; в этом случае неуравновешенные центробежные силы могут превосходить силу тяжести. Наибольшую опасность представляет динамический характер неуравновешенных сил и моментов, так как их векторы вращаются с частотой вращения ротора.
Нагрузки, обусловленные температурными деформациями
Указанный вид нагрузок возникает из-за стеснения температурных деформаций. Наиболее распространенным является случай неравномерного нагрева. При этом менее нагретые части детали или узла препятствуют температурным деформациям более нагретых частей. Результатом является появление температурных растягивающих напряжений в менее нагретых и сжимающих — в более нагретых частях. Более подробно данный вопрос будет рассмотрен при анализе напряженного состояния лопаток и дисков.
Температурные напряжения могут возникнуть и при равномерном нагреве или охлаждении в тех случаях, когда не обеспечивается свобода температурных деформаций. Это приводит к появлению нагрузок, действующих на элементы, препятствующие температурным деформациям. Подобные же нагрузки возникают и в соединениях деталей, выполненных из материалов с различными коэффициентами температурного линейного расширения а.
Особенность температурных напряжений заключается в независимости их от площади поперечного сечения детали. Действительно, при нагреве, например, стержня (рис. 2.13) на величину АТ его свободное температурное удлинение AlT=la АТ, а относительная температурная деформация еТ=аАТ. Если стержень закрепить и нижней частью в абсолютно жестком корпусе, то его длина при нагреве останется неизменной, но в нем появятся температурные напряжения сжатия от= — Еет—— ЕаАТ (здесь Е — модуль упругости материала стержня), не зависящие от площади поперечного сечения стержня F. Величина же усилия PT=uTF, действующего со стороны корпуса на стержень и со стороны стержня на корпус, увеличивается с ростом F.
45
Рис. 2.13. Схема возникновения температурных напряжений
Динамические нагрузки
Рассмотренные выше газовые нагрузки и усилия, обусловленные температурными деформациями, практически неизменны по величине и направлению при работе двигателя на установившихся режимах. Особенностью же инерционных нагрузок является их зависимость от ускорения. Возникающие, например, при эволюциях воздушного судна инерционные силы и моменты существуют в течении ограниченного времени (времени взлета, посадки и т. д.) и, следовательно, являются нестационарными. Особое место занимают силы, возникающие при вращении ротора двигателя. Центробежные силы, приложенные, например, к рабочей лопатке или диску по отношению к этим элементам являются стационарными при работе двигателя на установившемся режиме. Векторы же неуравновешенных центробежных сил и моментов в первом приближении можно считать неизменными по модулю, но их направление меняется с частотой вращения ротора; поэтому по отношению к опорам и корпусу двигателя они являются динамическими. Эти силы и моменты, как указывалось выше, вызывают вибрацию двигателя.
К динамическим нагрузкам, кроме неуравновешенных центробежных сил и моментов, относятся также переменные силы, возникающие при работе любой лопаточной машины. Действительно, конечное число лопаток вызывает пульсацию давления и скорости, приводящие к возникновению переменных аэро- и газодинамических сил, возбуждающих колебания лопаток, дисков, других элементов и всего двигателя в целом. Очевидно, что причиной возбуждения колебаний будет любая окружная и радиальная неравномерность газового потока. В камере сгорания она может возникнуть из-за особенностей процесса горения (например, конечного числа зон горения или особенностей процесса смешения продуктов сгорания и смесительного воздуха), в компрессоре — из-за отбора воздуха при работе противопом-
46
пажных систем перепуска и местном отборе воздуха на нужды самолета и двигателя, во входном устройстве — из-за косого обдува, действия бокового ветра и т. д. Более подробно вопросы возникновения динамических сил будут рассмотрены ниже в главах, посвященных колебаниям ГТД.
Нестационарными являются нагрузки на переходных режимах работы двигателя: при запуске, приемистости, сбросе газа, выключении и т. д. Изменение во времени газовых сил обычно не приводит к опасным последствиям за исключением редких случаев (например, при запуске возможно смятие центрального тела реактивного сопла из-за быстрого роста давления за турбиной; для исключения подобных случаев предусматриваются или суфлирование внутренней полости центрального тела с помощью достаточного числа отверстий или постановка специальных ребер жесткости).
Нестационарность температурных полей приводит к возникновению значительных температурных напряжений, определяющих ресурсные свойства конструкции. Так, например, перепад температур между кромкой лопатки и ее средней частью при запуске в 5... 10 раз больше перепада на установившихся режимах и возникающие при этом напряжения могут вызвать коробление лопаток. Термоциклические нагружения при последовательных запуске-выключении двигателя приводят к появлению термоусталостных трещин.
2.3. СИЛОВЫЕ СХЕМЫ РОТОРОВ И КОРПУСОВ ГТД.
УЗЛЫ КРЕПЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ К ВОЗДУШНОМУ СУДНУ
Силовые схемы роторов
В современных ГТД, как показано при анализе конструктивных схем, имеется от одного до трех механически не связанных между собой роторов. Роторы турбокомпрессоров состоят из рабочих колес компрессора и турбины, соединенных валом; роторы свободных турбин включают систему валов, соединяющих турбины с ходовой частью редуктора. В зависимости от компоновки ГТД применяются схемы с коаксиальными валами или раздельным расположением соединительных валов.
В силовой схеме ротора анализируются количество и место расположения опор, а также способы его осевой фиксации в зависимости от силовой связи роторов компрессора и турбины. Число опор и их расположение определяются массой и изгибной жесткостью ротора и должны обеспечить минимальные радиальные зазоры между ротором и корпусом на всех рабочих режимах, исключить задевание ротора о корпус, снизить уровень вибрации, генерируемой вращающимся ротором. Указанные требования необходимо реализовать при минимальном числе опор, поскольку увеличение их числа существенно усложняет конструкцию ГТД.
47
Силовая связь между роторами компрессора и турбины должна обеспечивать надежную и, по возможности, простую передачу действующих нагрузок: крутящего момента, а в случае необходимости — радиальных и осевых сил.
Общей особенностью силовых схем роторов является то, что осевая фиксация в корпусе каждого ротора осуществляется с помощью одного радиально-упорного подшипника (если роторы компрессора и турбины имеют осевую связь, то используют один радиально-упорный подшипник для обоих роторов). На остальных опорах устанавливаются радиально-опорные подшипники, обеспечивающие возможность осевого перемещения ротора относительно статора. Такая схема исключает стеснение температурных и силовых деформаций при запуске двигателя и изменении режима его работы. Местоположение радиально-упорного подшипника выбирают обычно таким образом, чтобы обеспечить его надежное охлаждение и уменьшить, если это возможно, изменение осевых зазоров в турбине. Другая особенность заключается в том, что в опорах применяют обычно подшипники качения.
В зависимости от числа опор различают двух-, трех- и четырехопорные роторы.
Двухопорные роторы (рис. 2.14) применяют обычно в'качестве роторов ВД подъемных двигателей, ВСУ и других случаях, когда число ступеней у турбины и компрессора, а также расстояние между ними невелики (см. также конструктивные схемы ГТД на рис. 2.2 и 2.3).
Рис. 2.14. Схема двухопорных роторов с передним (а) и задним (б, в) расположением подшипника турбины
Роторы турбины и компрессора соединяются в двухопорной схеме жестко. Во всех схемах радиально-упорный подшипник расположен в передней части ротора, т. е. в зоне более низких температур, что обеспечивает лучшие условия работы подшипника. В качестве второй опоры используют обычно роликовый подшипник (иногда шариковый подшипник с наружной обоймой, не закрепленной относительно корпуса в осевом направлении). Вторая опора расположена перед (см. рис. 2.14, а) или за тур
48
биной (см. рис. 2.14, б). В первом случае изгибная жесткость ротора ограничена, так как минимальный диаметр соединительного вала определен размерами подшипника; возникают дополнительные трудности в организации силовой связи подшипника с наружным корпусом; усложняется разборка ГТД, но расстояние между опорами меньше, чем во втором случае. При расположении второй опоры за турбиной роторы соединяются валом большого диаметра (что повышает изгибную жесткость ротора); район камеры сгорания освобожден от деталей опоры, что упрощает компоновку двигателя. Для уменьшения расстояния между опорами в этой схеме передний подшипник смешают иногда в сторону турбины.
В конструкции, представленной на рис. 2.3, двухопорные схемы применяются в роторах среднего давления и вентилятора, т. е. при достаточно большом расстоянии между турбиной и компрессором (вентилятором). Работоспособность такой конструкции достигается расположением подшипников практически в центрах масс соответствующих узлов, соединением роторов турбины и компрессора (вентилятора) гибкими валами, а также применением упругих опор с демпферами. Отличительной особенностью двухопорной схемы ротора вентилятора в данном случае является постановка ограничителя прогибов (см. рис. 2.14, в). При нормальных условиях работы в ограничителе имеется гарантированный радиальный зазор; при обрыве лопатки ограничитель работает как дополнительный подшипник скольжения.
Схема трехопорных роторов (рис. 2.15) получила более широкое распространение. В этом случае ротор компрессора установлен на два, а ротор турбины — на один подшипник (вторым своим концом он опирается на ротор компрессора). Соединение роторов турбины и компрессора осуществляется соединительной муфтой, обеспечивающей передачу крутящего момента, а также осевой и радиальной сил в условиях несоосности роторов. Подвижное соединение существенно упрощает технологию производства, так как отпадает необходимость в точном центрировании и совместной обработке посадочных поверхностей в корпусах под подшипники, обеспечивает возможность поузловой сборки и раздельной балансировки роторов копрессора и турбины.
Радиально-упорный подшипник в трехопорной схеме обычно располагается за компрессором (см. рис. 2.15 а). Это дает возможность уменьшить изменение осевых зазоров в турбине и снизить радиальную нагрузку на шариковый подшипник при консольном расположении дисков турбины. В то же время такое расположение радиально-упорного подшипника усложняет конструкцию ГТД и затрудняет его разборку. При стяжке ротора компрессора центральным болтом шариковый подшипник иногда располагают в передней части компрессора (см. рис. 2.15, б), куда передается осевая сила от ротора турбины. Это дает возможность несколько упростить разборку двигателя. Однако в
4 Зак. 4527
49
Рис. 2.15. Схемы трехопорных роторов с передним (а, б) и задним (в) расположением подшипника турбины
такой схеме необходимо предусматривать большие осевые зазоры в турбине.
Задняя опора ротора может располагаться как перед, так и за дисками турбины. В последнем случае из-за увеличения расстояния между средней и задней опорами изгибная жесткость ротора турбины снижается. Для ее повышения вал турбины выполняют коническим (см. рис. 2.15, в).
Четырехопорные роторы применяют при значительном расстоянии между роторами турбины и компрессора и большом числе их ступеней. Каждый ротор, т. е. как ротор турбины, так и ротор компрессора, располагают на двух опорах.
Осевая фиксация роторов может быть раздельной, т. е. радиально-упорные подшипники располагают на роторе турбины и на роторе компрессора. В этом случае соединение роторов обеспечивает передачу только крутящего момента. Подобная схема применяется редко, например в роторах ВСУ (см. рис. 2.8), так как в конструкциях ГТД большой тяги (мощности) практически невозможно обеспечить работоспособность шариковых подшипников из-за значительных уровней осевых нагрузок.
Более распространенной является схема с общим для роторов турбины и компрессора шариковым подшипником. Располагается он обычно за компрессором (рис. 2.16). Недостатком четырехопорного ротора является неравномерное распределение нагрузки между опорами.
50
Для уменьшения несоосности роторов и улучшения их динамических характеристик во всех схемах применяют упругие
Силовые схемы двух- и трехвальиых ГТД выполняют по рассмотренным выше схемам одновальных двигателей. Ротор ВД обычно двух- или трехопорный, ротор НД трех- или четырехопорный.
Особенностью многовальных ГТД является наличие межвальных подшипников, одна из обойм которых связана с одним, а другая — со вторым ротором. Межвальные подшипники располагаются обычно внутри вала турбины или ротора КВД. При их компоновке возникают значительные трудности, связанные с подводом масла и охлаждением.
Другая особенность расположения подшипников в двух- и трехвальных ГТД заключается в компоновке их таким образом, чтобы уменьшить число корпусов опор. Это упрощает конструкцию двигателя, уменьшая его массу и осевые габариты.
Силовые схемы корпусов
Силовая схема корпуса представляет собой систему связанных неподвижных узлов, которая воспринимает нагрузки, действующие в двигателе, и передает их равнодействующие через узлы подвески на воздушное судно. Силовой корпус двигателя состоит из нескольких корпусов опор (на которые передаются нагрузки от подшипников роторов), соединенных между собой корпусами компрессоров, камеры сгорания, турбины и наружного контура (в ТРДД). К нему присоединяются элементы входного и выходного устройств (если они не выполнены в виде отдельных узлов со своими элементами крепления к воздушному судну), а также коробки приводов и агрегаты.
Корпус двигателя должен обладать необходимой прочностью и жесткостью при минимальных габаритах и массе.
Классификацию силовых схем корпусов можно провести в зависимости от способов силовой .связи между турбиной и компрессором.
Схема с внутренней силовой связью (рис. 2.17, а) характеризуется тем, что соединение корпусов турбины и компрессора осуществляется с помощью внутренней стенки корпуса камеры сгорания. Такая схема обычно применяется при трубчатых ка
4*
51
мерах сгорания, что обеспечивает возможность их замены в процессе эксплуатации, а также удобный доступ к соединениям роторов турбины и компрессора. В связи с тем, что при исполь-
Рис. 2.17. Схемы силовых корпусов ГТД с внутренней связью (а), с внешней связью (6), с двойной незамкнутой связью (в), с двойной замкнутой связью (г):
1—передний корпус компрессора; 2— корпус направляющих аппаратов компрессора; 3— задний корпус компрессора; 4— внутренний корпус камеры сгорания; 5 — наружный корпус камеры сгорания; 6 — радиальные силовые элементы корпуса передней опоры турбины; 7 — корпус турбины; 8 — корпус задней опоры турбины
зовании такой схемы для обеспечения необходимой жесткости корпуса (из-за малых диаметров соединительных силовых элементов в районе камеры сгорания) необходимо утолщать их стенки и, следовательно, увеличивать массу корпуса, она применяется в настоящее время обычно только в ВСУ (см. рис. 2.8).
52
Схема с внешней силовой связью (см. рис. 2.17, б) отличается тем, что соединение корпусов компрессора и турбины осуществляется наружным корпусом камеры сгорания. Последний, благодаря большему диаметру, оказывается достаточно жестким при сравнительно малой массе и более простой конструкции.
Особенностью любой схемы двигателя является то, что силовые элементы, осуществляющие передачу нагрузок от подшипников ротора к наружным силовым элементам ГТД пересекают газовый поток. Особенно трудно выполнить силовую связь в горячей части двигателя, т. е. в районе соединения корпусов камеры сгорания и турбины. Поэтому схема с внешней силовой связью предпочтительна при расположении задней опоры ротора за турбиной.
Схема с двойной незамкнутой силовой связью (см. рис. 2.17, в) отличается тем, что соединение корпусов турбины и компрессора, как и в предыдущей схеме, осуществляется наружным корпусом камеры сгорания, но в силовую схему включен и внутренний ее корпус, обеспечивающий передачу нагрузок от опоры, расположенной перед дисками турбины, к радиальным силовым элементам в передней части камеры сгорания или к заднему корпусу компрессора. Часто этот внутренний силовой элемент выполняется в виде конической кольцевой балки (см. рис. 2.5).
Таким образом, в данной схеме отсутствуют силовые элементы, пересекающие газовый поток перед турбиной двигателя. Такая схема применяется преимущественно в двигателях с кольцевой камерой сгорания.
Схема с двойной замкнутой силовой связью (рис. 2.17, г) отличается наиболее полным использованием несущей способности корпусов камеры сгорания, так как корпусы турбины и компрессора соединены как внутренним, так и наружным корпусами камеры сгорания. В районе камеры сгорания образуется мощная пространственная кольцевая силовая рама, обладающая высокой жесткостью и прочностью. Схема широко применяется в различных типах ГТД (см., например, рис. 2.1).
Силовые схемы ТРДД имеют ряд особенностей, связанных с вариантами компоновки вентилятора и возможностью использования несущей способностью корпусов, образующих наружный контур. В схеме двухвального ТРДД, представленной на рис. 2.1, внутренняя часть корпуса двигателя выполнена по рассмотренной выше силовой схеме с двойной замкнутой силовой связью. Она включает корпус КВД, наружный и внутренний корпусы камеры сгорания, корпус турбины и корпус задней опоры. Внутренний и наружный корпусы камеры сгорания соединены силовыми связями в ее передней и задней части. Наружную часть силовой схемы составляют корпус передней опоры, корпус направляющих аппаратов КНД, переходный корпус и корпусы, образующие наружный контур. Обе части соединены между собой силовыми стойками в районе камеры сгорания. Кро
53
ме того, корпус КВД опирается на переходный корпус (здесь передаются только радиальные нагрузки — осевая связь между корпусами отсутствует). Таким образом, в конструкции корпуса ГТД имеются три силовых контура: внутренний (внутренний кор пус камеры сгорания), средний, включающий корпусы КВД и турбины и наружый корпус камеры сгорания, и внешний, образованный корпусом КНД и оболочками наружного контура ТРДД. Все три соединены между собой радиальными силовыми связями.
Основу схемы силового корпуса трехвального ТРДД (см. рис. 2.3) составляет переходный корпус. Спереди к его наружному фланцу крепится корпус вентилятора, а к внутреннему — корпус передних опор с корпусом КСД. Сзади к переходному корпусу присоединяются корпусы КВД, камеры сгорания и турбины.
Корпусы опор. Соединение внутренней, средней и внешней частей силовой схемы осуществляется, как уже указывалось выше, с помощью радиальных силовых элементов, пересекающих проточную часть ГТД. Они являются, как правило, частью корпусов опор, которые представляют собой кольцевые силовые рамы, расположенные в плоскостях подшипников ротора двигателя и узлов подвески (или вблизи них). Силовая рама состоит из внутреннего и наружного колец, соединенных радиальными силовыми элементами; она обладает повышенной несущей способностью и практически равномерной жесткостью по окружности.
Роль силовых элементов в корпусах передних опор компрессоров выполняют стойки или лопатки входного направляющего аппарата (см. рис. 2.1). Использование в качестве силовых элементов лопаток входного направляющего аппарата позволяет уменьшить осевые габариты и массу двигателя, а также снизить гидравлические потери; в этом случае передний корпус представляет отдельный от остальных частей статора компрессора узел. В тех случаях, когда передний или переходный корпус используется для размещения зубчатых передач, предназначенных для привода агрегатов от валов ГТД, он выполняется обычно литым с силовыми стойками (см. рис. 2.1). В остальных случаях применяется сварная или разборная конструкция.
Корпусы опор в районе соединения корпусов компрессора и камеры сгорания также имеют в качестве радиальных силовых элементов лопатки направляющего аппарата или стойки. При использовании силовых лопаток последнего направляющего аппарата компрессора (см. рис. 2.1) он выполняется также в виде отдельного от остального корпуса компрессора узла (заднего корпуса компрессора). Силовые стойки включаются обычно в конструкцию корпуса камеры сгорания, который выполняется в этом случае сварным (см. рис. 2.5).
Наиболее сложно осуществить связь между силовыми контурами в горячей части двигателя, поскольку в этих случаях необходимо обеспечить эффективное охлаждение радиальных сило
54
вых элементов. Использование трубчато-кольцевой камеры сгорания позволяет выполнить соединение с помощью стоек, расположенных между жаровыми трубами (см. рис. 2.1). Их Охлаждение осуществляется смесительным воздухом камеры сгорания. При наличии корпуса опор за турбиной силовые стойки защищают специальными обтекателями: во внутреннюю полость стойки, а также в пространство между стойкой и обтекателем подводят охлаждающий воздух (в ТРДД для этой цели обычно используется воздух из наружного контура).
При кольцевой камере сгорания, а также при расположении корпуса опор между турбинами различных каскадов (см. рис. 2.3) радиальные силовые элементы выполняют в виде шпилек, болтов или стержней и размещают внутри охлаждаемых сопловых лопаток. Следует иметь в виду, что подобная конструкция приводит к увеличению относительной толщины профиля лопатки и снижает КПД турбины.
Корпусы опор, воспринимающие значительные осевые нагрузки (например, при передаче осевых усилий с шарикового подшипника ротора), имеют иногда конструктивные элементы, выполненные в виде силового треугольника в продольном разрезе, что обеспечивает увеличение жесткости корпуса в осевом направлении. Другим вариантом повышения осевой жесткости конструкции является, как указывалось выше, применение схемы с двойной замкнутой силовой связью.
Подвеска двигателя к воздушному судну
Подвеска двигателя осуществляется с помощью специальных узлов, монтируемых на корпусе двигателя, и подмоторных рам, относящихся к конструкции воздушного судна. Узлы крепления двигателя нагружаются силой тяги, силами инерции и другими свободными силами и моментами. В ТВД к ним относятся прежде всего моменты, обусловленные реакцией воздушного винта.
Двигатель крепится к воздушному судну, как правило, в двух плоскостях. Плоскость, в которой осуществляется передача силы тяги, носит название основной. Вторая плоскость подвески соответственно называется дополнительной или вспомогательной. В обеих плоскостях крепления необходимо обеспечить свободные температурные расширения корпуса ГТД в радиальном направлении, а во вспомогательной плоскости — дополнительно и в осевом направлении.
Основная плоскость подвески обычно располагается возможно ближе к центру масс двигателя, дополнительная — как можно дальше от первой. Такое размещение плоскостей подвески позволяет получить меньшие величины реакций в узлах крепления от инерционных сил и моментов. Желательно также, чтобы расположение узлов подвески вызывало минимальное влияние деформаций корпуса на радиальные зазоры в компрессоре и тур
55
бине. В связи с этим они размещаются на корпусах двигателя, выполненных в виде кольцевых силовых рам.
В ТРД и ТРДД малой и средней степени двухконтурности выполнение этих требований наиболее полно достигается при расположении основной плоскости крепления в районе соединения корпусов компрессора и камеры сгорания, а дополнительной — в плоскости переднего корпуса компрессора или задней опоры турбины. В ТВД основные узлы подвески, как правило, монтируют на лобовом картере. С учетом массы воздушного винта эта плоскость близка к центру масс, кроме того, такое расположение узлов крепления дает возможность разгрузить корпус двигателя от действия силы тяги и реактивного момента винта. Дополнительные узлы подвески располагаются в этом случае в месте соединения корпусов камеры сгорания и компрессора.
В ТРДД большой степени двухконтурности в наружном контуре может создаваться большая часть тяги; кроме того, наибольшей жесткостью в такой конструкции обладает переходный корпус. Поэтому плоскость основных узлов подвески совмещается с плоскостью последнего, а дополнительные узлы подвески связаны в этой схеме обычно с корпусом задней опоры двигателя.
В двигателях большой длины (например, в ТРДФ), применяется и третья дополнительная плоскость подвески, располагаемая в задней части ФК- Как и в любой дополнительной плоскости крепления, в ней обеспечивается свободное температурное расширение корпуса двигателя относительно самолета как в осевом, так и радиальном направлениях.
Число узлов крепления выбирают минимально необходимым. При их размещении стремятся обеспечить свободный доступ к ним для облегчения монтажа и демонтажа двигателя при замене. В ряде случаев предусматривают несколько вариантов крепления двигателя, что расширяет возможность его использования на различных самолетах (универсальная подвеска). Соединение узлов подвески с силовой конструкцией воздушного судна осуществляется обычно с помощью шарниров, обеспечивающих свободные температурные расширения корпуса двигателя и исключающих его нагружение при деформациях самолета. В конструкции узлов подвески часто предусматривают амортизирующие устройства, обеспечивающие виброизоляцию ГТД.
Кроме узлов крепления двигателя к воздушному судну на силовых корпусах предусматриваются также транспортировочные узлы и такелажные кронштейны для съема и установки ГТД.
56
Глава 3. КОМПРЕССОРЫ
Компрессор, являясь одним из основных узлов ГТД, во многом определяет конструктивное совершенство двигателя в целом, его экономичность и надежность.
Компрессор должен обеспечивать заданные значения степени повышения давления л^ и расхода воздуха GB при высоком КПД, достаточных запасах газодинамической устойчивости, малых габаритах и массе конструкции, высокой безотказности в пределах ресурса. Конструкция компрессора современных ГТД должна быть блочной (модульной) и обеспечивать его контролепригодность в эксплуатации.
Как известно из теории авиационных двигателей [31], по направлению движения воздуха в проточной части компрессоры делятся на центробежные, осевые и диагональные. Применяют также комбинированные схемы компрессоров, например, осецентробежные, диагонально-осевые и др.
3.1.	КОНСТРУКТИВНЫЕ КОМПОНОВКИ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Конструктивные компоновки компрессоров зависят от типа ГТД, потребной степени повышения давления, степени двухкон-турности и других параметров. Они характеризуются числом роторов и ступеней, формой проточной части, числом и расположением опор, конструктивными типами роторов и статоров.
Для ТРД и ТВД малых тяг и мощностей, имеющих низкие параметры рабочего процесса (л^—6...8, Т*г— 1150... 1250 К), применяют однокаскадные компрессоры (рис. 3.1, а), в которых число ступеней не превышает 8... 10. Роторы таких компрессоров обычно выполняют по двухопорной схеме. Проточную часть используют с постоянным наружным диаметром, при котором корпус имеет простую в изготовлении цилиндрическую форму, а последние ступени, благодаря возрастанию среднего -диаметра, обладают достаточно высокой напорностью.
В ГТД с умеренными (л^=10...15, Т*г—1250... 1350 К) и относительно высокими (л^=15...25, 7^= 1450... 1550 К) параметрами рабочего процесса применяют двухкаскадные компрессоры с независимыми приводами от отдельных турбин, обладающие повышенными по сравнению с однокаскадными схемами запасами газодинамической устойчивости. В указанных типах ГТД КНД имеют от четырех до шести ступеней, а число ступеней КВД достигает 6...8 и более.
Основное применение двухкаскадные компрессоры получили в ТРДД (см. рис. 3.1, б, в). Для ТРДД с умеренной степенью двухконтурности (т=1...3) число ступеней КНД находится в пределах 3...5, а в КВД может достигать 10... 14 и более в зависимости от величины л^. В рассматриваемых ТРДД вентилятор
57
a
г
Рис. 3.1. Конструктивные компоновки осевых компрессоров:
а — одновального ТВД; б, в — двухвальных ТРДД; г трехвального ТРДД; 1—корпус передней опоры (лобовой картер); 2—ротор; 3—корпус направляющих аппаратов; 4 — корпус задней опоры; 5 — ВНА; 6 — вентилятор; 7—подпорные ступени КНД; 8'—переходный корпус; 9—КВД; 10—КНД (вентилятор); 11 рабочее колесо вентилятора; 12— панель шумоглушения;
13 — спрямляющий аппарат вентилятора; 14 — КСД
58
и КНД нередко выполняют с одинаковым числом ступеней (см. рис. 3.1, в) или снабжают КНД дополнительными (подпорными) ступенями (см. рис. 3.1, б), компенсирующими во. внутреннем контуре недостаточный напор корневых частей рабочих лопаток вентиляторных ступеней. Характерным элементом конструкции двухкаскадных компрессоров ТРДД является переходный корпус 8, располагаемый за вентилятором и КНД, который направляет поток воздуха во внутренний и наружный контуры, одновременно выполняя роль корпуса задней опоры КНД и передней опоры КВД.
Трехкаскадные компрессоры (см. рис. 3.1, г) используют в ТРДД с большой степенью двухконтурности (т=4...8) при л^=20...30 и выше. Вентиляторы таких ТРДД обычно выполняют одноступенчатыми сверхзвуковыми со степенью повышения давления Лв=1,4...1,6 (до 1,8). Компрессоры среднего давления (КСД) и КВД применяют с числом ступеней 6...8. Подшипники роторов вентилятора, КСД и КВД размещают в их средней части по одному на каждый ротор, выполняя корпусы опор по консольным схемам. Это позволяет существенно уменьшить осевые габариты компрессора (и его массу), что нетрудно заметить, сравнивая компоновку компрессора, приведенную на рис. 3.1, г, с другими компоновками.
Для высоконапорных компрессоров ТРДД проточную часть КВД наиболее часто профилируют с постоянным наружным диаметром (см. рис. 3.1, в, г), величину которого стремятся уменьшить до предельно возможных значений. Это приводит к необходимости использования криволинейного канала подвода воздуха в КВД, имеющего повышенные потери полного давления. Однако при такой компоновке лопатки последних ступеней КВД за счет малого наружного диаметра получаются не слишком короткими и сохраняют достаточную напорность из-за увеличения окружной скорости, обусловленного возрастанием среднего диаметра. Достигаемое при этом уменьшение относительных радиальных зазоров в проточной части способствует сохранению приемлемого КПД компрессора, что в некоторой степени компенсирует потери кинетической энергии воздуха во входном канале. Кроме того, уменьшение наружного диаметра КВД существенно снижает массу его конструкции.
Проточные части вентиляторов ТРДД выполняют по различным схемам (см. рис. 3.1). Однако предпочтительными для них следует признать схемы с постоянным внутренним или постоянным средним диаметрами, при которых появляется возможность несколько уменьшить наружный диаметр массивного переходного корпуса и разместить на нем коробки приводов с агрегатами при менее существенном увеличении миделя.
Для КНД и КСД целесообразно применять проточную часть с постоянным внутренним диаметром, что позволит уменьшить
59
кривизну канала подвода воздуха в КВД. Обычно для КСД трехвальных ТРДД (см. рис. 3.1, г) используют комбинированную схему проточной части: в первых ступенях с постоянным средним диаметром, а в последних — с постоянным внутренним.
3.2.	РОТОРЫ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Ротор — это вращающаяся часть компрессора. Он включает в себя следующие элементы: рабочие лопатки; диски (или барабан), на которых закреплены рабочие лопатки; вал или цапфы, с помощью которых ротор опирается через подшипники на силовой корпус двигателя; элементы крепления дисков между собой и дисков с валом или цапфами.
3.2.1.	КОНСТРУКТИВНЫЕ ТИПЫ РОТОРОВ
В настоящее время различают три конструктивных типа роторов: барабанные, дисковые и смешанные (барабанно-дисковые). Простейшие схемы указанных типов роторов приведены на рис. 3.2.
Барабанный ротор (см. рис. 3.2, а) имеет барабан 2, на наружной поверхности которого закреплены рабочие лопатки. С барабаном соединены передняя 1 и задняя 3 цапфы, используемые для фиксации ротора в корпусе с помощью установленных на них подшипников опор.
Рис. 3.2. Типы роторов осевых компрессоров:
а — барабанный; б — дисковый; в — барабанно-дисковый; 1, 3 — передняя и задняя цапфы; 2 — барабан; 4 — диски; 5 — вал; 6 — барабанный участок ротора
Барабан представляет собой цилиндрическую или коническую тонкостенную оболочку, имеющую обычно в зонах размещения рабочих лопаток внутренние кольцевые ребра жесткости (рис. 3.3, а). На наружной поверхности барабана в плоскостях крепления лопаток выполняют обычно кольцевые выступы (ободы) с пазами профиля «ласточкин хвост» и окнами для последовательного монтажа лопаток. Ободы барабана совместно с ребрами жесткости существенно повышают прочность барабана на разрыв от центробежных сил и радиальную жесткость.
Следует отметить, что иа барабане можно выполнить и продольные пазы для крепления рабочих лопаток. Однако такие пазы будут снижать его прочность за счет ослабления поперечных сечений и концентрации окружных напряжений.
В существующих конструкциях роторов барабанного типа в качестве передней и задней цапф обычно используют диски первой и последней ступеней (см. рис. 3.3, а), имеющие цилиндрические хвостовики, на которых установлены подшипники опор. Диски соединяют с барабаном призонными болтами 4, передающими крутящий момент и осевые усилия. (При передаче крутящего момента
60
призониые болты работают на срез и смятие, а при передаче осевого усилия — на растяжение). Взаимное центрирование дисков и барабана осуществляют с помощью плотной посадки барабана на цилиндрические бурты дисков и запрессовкой призонных болтов. Здесь следует отметить, что силы трения, возникающие в местах плотной посадки барабана и дисков, принимают некоторое участие в передаче крутящх моментов и осевых усилий.
Рис. 3.3. Роторы компрессоров ГТД:
а — барабанный; б — дисковый; в — сварной барабанно-дисковый; 1,3 — передний и задний диски с цапфами; 2 — барабан; 4 — призон-ный болт; 5, 12 — отгибные замки; 6—вал; 7 — диск; 8 — промежуточное кольцо; 9, 11 — осевые штифты; 10 — гайка
Достоинством ротора барабанного типа является высокая из-гибная жесткость, обусловленная тем, что стенка барабана расположена на больших радиусах и имеет высокий момент сопротивления изгибу. Для ротора с гладким барабаном (см. схему на рис. 3.2, а) характерна простая технология изготовления. Однако в реальных конструкциях применяют барабаны с ребрами жесткости (см. рис. 3.3, а), выполнение которых весьма трудоемко и требует большого выхода металла в стружку.
Основными недостатками барабанного ротора являются низкая прочность на разрыв и малая радиальная жесткость, которая может привести к задеванию рабочих лопаток за корпус и закли
61
ниванию ротора за счет больших его радиальных деформаций. Вследствие этого окружную скорость на наружной поверхности барабана допускают не более 200 м/с, что не позволяет получить высокую напорность ступеней компрессора и приводит к необходимости увеличения их числа.
Указанные недостатки резко ограничивают практическое применение барабанных роторов. Их иногда используют в низконапорных компрессорах малоразмерных ГТД. Барабаны роторов изготавливают из титановых сплавов, которые благодаря высокой удельной прочности позволяют увеличить предельные окружные скорости. Цапфы ротора или выполняющие их роль передний и задний диски изготавливают из легированных сталей, имеющих высокую твердость и сопротивление большим контактным нагрузкам от подшипников.
Дисковый ротор (см. рис. 3.2, б) состоит из отдельных облопаченных дисков 4, соединенных своими ступицами с общим валом 5, который служит для передачи крутящего момента на диски и размещения подшипников опор. Каждый диск имеет наружный обод для крепления лопаток, центральную утолщенную часть — ступицу для соединения с валом и среднюю тонкую часть — полотно.
Достоинством дискового ротора является высокая прочность на разрыв, обусловленная тем, что утолщенные ступицы, эффективно воспринимая центробежные силы от периферийных частей дисков и лопаток, не создают больших центробежных нагрузок собственных масс, так как расположены на малых радиусах. Поэтому дисковые роторы способны работать при высоких окружных скоростях (до 400 м/с на внешнем радиусе обода).
Существенным недостатком дискового ротора является его низкая изгибная жесткость, определяемая жесткостью вала относительно небольшого диаметра. Вследствие этого ротор имеет низкую критическую частоту вращения. Большие прогибы вала при поперечных колебаниях ротора могут привести к задеванию рабочих лопаток за корпус и их разрушению. Кроме того, диски, имея полотна малой толщины, обладают недостаточной осевой жесткостью, что облегчает развитие их колебаний.
Из-за отмеченных недостатков дисковые роторы «в чистом виде» практического применения не получили. Для повышения их изгибной и осевой жесткости между обедами дисков устанавливают с натягом по цилиндрическим проточкам промежуточные кольца 8 (см. рис. 3.3, б), которые фиксируют от возможного проворачивания осевыми штифтами 9, но не нагружают крутящим моментом, передавая его от вала 6 на диски шлицами.
В соединениях дисков с валом применяют эвольвентные, прямоугольные или трапециевидные шлицы с боковыми рабочими гранями, расположенными вдоль радиуса. Шлицы последнего типа могут быть использованы не только для передачи крутящего момента, но и для эффективного центрирования дисков в рабочих условиях. В таком шлицевом соединении даже при значительных тепловых и силовых деформациях дисков сохраняется предварительно созданный плотный контакт по рабочим боковым граням шлицев вала и дисков.
Осевое положение дисков на валу фиксируют обычно с двух сторон гайками 10 (см. рис. 3.3, б), законтренными осевыми штифтами И. Между ступицами дисков
62
предусматривают небольшие осевые зазоры, которые выбираются в процессе сборки под действием усилий затяжки гаек 10. В результате этого диски принимают «веерообразное» расположение относительно вала, при котором осевые составляющие центробежных сил масс дисков и лопаток увеличивают плотность осевого контакта между обедами дисков и промежуточными кольцами 8, повышая жескость ротора.
Как следует из вышеприведенного описания, роторы дискового типа имеют большее число элементов, чем барабанные роторы, поэтому они более трудоемки в изготовлении.
Барабанно-дисковый ротор (см. рис. 3.2, в) состоит из отдельных облопаченных дисков 4, соединенных между собой на периферийных радиусах с помощью специальных кольцевых элементов 6 (барабанных участков), которые образуют силовую стенку барабана. Данный ротор имеет также переднюю 1 и заднюю 3 цапфы, на которых установлены подшипники опор, или выполняющие роль цапф передний и задний диски.
В качестве барабанных участков рассматриваемого ротора могут быть использованы развитые кольцевые бурты дисков (выполненные с ними за одно целое) или отдельные промежуточные кольца (проставки). Барабанные участки наиболее часто размещают вблизи обода дисков для обеспечения высокой изгиб-ной жесткости ротора, повышения несущей способности стенки барабана и надежности центрирования дисков. Однако такие барабанные участки имеют низкую радиальную жесткость, вследствие чего они нагружают диски дополнительными напряжениями. Поэтому иногда барабанные участки располагают ближе к оси ротора на оптимальном радиусе (примерно на половине радиуса обода диска), при котором их радиальные деформации равны деформациям дисков, что обеспечивает взаимную разгрузку соединяемых элементов.
Барабанно-дисковые роторы сочетают в себе достоинства барабанных и дисковых конструкций. Они имеют высокую жесткость во всех направлениях (в том числе изгибную жесткость) и хорошо сопротивляются действию центробежных сил при больших окружных скоростях. Благодаря этому роторы данного типа получили основное применение в авиационных ГТД.
Здесь следует отметить, что современные конструкции барабанных и дисковых роторов, по существу, близки к роторам смешанного типа. Действительно, ребра жесткости барабанного ротора (см. рис. 3.3, а) можно рассматривать как короткие диски, а промежуточные кольца дискового ротора (см. рис. 3.3, б) напоминают по форме барабанные участки и выполняют часть их функций. Вместе с гем для указанных роторов характерны особые отличительные признаки. Главным признаком барабанного ротора является наличие цельиоизготовленного барабана с кольцевыми пазами для рабочих лопаток. Характерным элементом конструкции дискового ротора является вал, передающий крутящий момент на диски.
При формировании конструкции барабанно-дискового ротора существенное внимание уделяют способам соединения между собой его отдельных элементов. Эти способы должны обеспечивать надежное центрирование элементов, передачу крутящего
63
момента и осевых усилий, а также гарантировать достаточную плотность стыков независимо от действия всех эксплуатационных нагрузок и температур. В настоящее время для роторов смешанного типа применяют различные способы соединения элементов: сваркой, радиальными штифтами, призонными болтами, осевой стяжкой дисков и др. В зависимости от реализованного способа роторы бывают неразборными и разборными.
Наиболее надежным и технологичным способом соединения является сварка секций ротора (см. рис. 3.3, в). Каждая секция представляет собой диск с широкими кольцевыми буртами, выполненными вблизи обода диска. Центрирование секций производят перед сваркой путем их взаимной плотной посадки по цилиндрическим посадочным поясам. Сварку выполняют по наружной поверхности буртов дисков в месте их стыка. Обычно применяют аргонно-дуговую или электронно-лучевую сварку в вакууме. Последний вид сварки характерен для роторов, изготавливаемых из титановых сплавов. После сварки поверхность сварного шва механически обрабатывают до заданной чистоты. (Условное обозначение сварного шва, приведенное на рис. 3.3, в, показывает в соответствии с ГОСТ 2.313—68, что шов выполнен по замкнутой линии после монтажа, поверхность шва обработана с параметром шероховатости 20 мкм). В сварных роторах предусматривают ремонтные припуски на поверхности свариваемых деталей, которые снимают при ремонте, заменяя поврежденную секцию и вновь выполняя сварку по той же технологии.
Неразборная конструкция сварного ротора требует применения усложненного корпуса направляющих аппаратов с разъемами (обычно продольными) для обеспечения монтажа и демонтажа компрессора.
В соединениях секций ротора смешанного типа радиальными штифтами (рис. 3.4, а) посадочный цилиндрический пояс барабанного участка секции запрессовывают в расточку соседнего диска, что обеспечивает их надежное центрирование. С целью повышения натяга охватывающий диск нагревают до 100...150 °C. (Для дисков, изготовленных из алюминиевых сплавов, температуру нагрева повышают до 200...250 °C). После прессового сочленения секции в пазах обода диска 1, предусмотренных для хвостовиков рабочих лопаток, выполняют отверстия под запрессовку радиальных штифтов 2. Расположение этих штифтов под хвостовиками лопаток предохраняет их от выпадения под действием центробежных сил. Радиальные штифты в рассматриваемом соединении передают совместно с силами трения крутящий момент и осевые силы, работая при этом на срез и смятие, а также способствуют сохранению центровки секций в случае ослабления натяга при нагреве ротора.
Ротор, сформированный соединением секций радиальными штифтами (так же как и сварной), является неразборным, что требует выполнения для корпуса направляющих аппаратов компрессора монтажных разъемов. При ремонте такого ротора для отстыковки поврежденной секции радиальные штифты высверливают, вновь обрабатывая для них отверстия после замены секции. Как следует из вышеизложенного, рассмотренный ротор по сравнению со сварным сложнее в изготовлении, поэтому в современных ГТД он имеет ограниченное применение. Однако в ГТД первых выпусков (когда еще не была освоена достаточно надежная технология сварки) такую конструкцию ротора применяли часто благодаря высокой стабильности ее свойств в эксплуатации.
64
Рис. 3.4. Барабаино-дисковые роторы:
а - соединение секций радиальными штифтами; б — фланцевые болтовые соединения; в, г, д — осевая стяжка дисков; / — диск; 2, 3, 21 — радиальные штифты; 4 — отгибной замок; 5, 8 — промежуточные кольца; 6—призонный болт; 7—внецентренный стяжной болт; 9 — распорная втулка; 10—передняя цапфа; 11 — центральная стяжная штанга; 12. 18 — гайки; 13 — контровочные болты; 14 •— упорная пята; 15 — сферические кольца; 16 — задняя цапфа; 17—центральный стяжной болт; 19— контргайка; 20—шлицевой замок;
22 — рабочее колесо с центробежной ступени
5 Зак. 4527
65
Многие роторы смешанного типа выполняют разборными для упрощения технологии монтажа и демонтажа. По сравнению с неразборными роторами они, как правило, более трудоемки в изготовлении и требуют повышенного внимания к вопросам обеспечения стабильности конструктивных свойств (сохранения центровки, достаточной плотности стыков и т. п.). При формировании конструкции разборных роторов барабанно-дискового типа нередко применяют фланцевые болтовые соединения их частей, а также осевую стяжку дисков центральными и внецентренными стяжными элементами.
Для разборных роторов с фланцевыми болтовыми соединениями элементов в качестве барабанных участков используют обычно промежуточные кольца 5 (см. рис. 3.4, б), которые соединяют с дисками нризонными болтами 6. Центрирование элементов такого ротора производят предварительно плотной посадкой промежуточных колец иа посадочные бурты дисков, а затем с помощью призонных болтов (поз. II на рис. 3.4, б), или только за счет запрессовки призониых болтов (поз. III, рис. 3.4, б). В последнем случае точное центрирование выполнить значительно труднее, особенно по мере износа кондукторов, используемых при сверлении отверстий под призонные болты. В обоих типах фланцевых соединений крутящий момент передают призонные болты 6, работая при этом на срез и смятие. (Силы трения, возникающие в стыках, также участвуют в передаче крутящего момента). При передаче осевых усилий призонные болты работают на растяжение.
В разборных роторах с осевой стяжкой дисков применяют несколько внецентренных стяжных болтов, равномерно расположенных по окружности на радиусе фланцев барабанных участков (см. рис. 3.4, в), или центральные стяжные элементы (см. рис. 3.4, г, д).
Виецентренные стяжные болты 7 (см. рис. 3.4, в) выполняют с призонными проточками, передающими крутящий момент с одного диска на другой через распорные втулки 9 и промежуточные кольца 8, используемые в качестве барабанных участков ротора. Распорные втулки служат для повышения осевой жесткости промежуточных колец. Центрирование элементов рассматриваемого ротора осуществляют плотной посадкой промежуточных колец 8 в цилиндрические расточки посадочных буртов дисков. Усилие затяжки болтов 7 контролируют при сборке по величине их удлинения, измеряемого индикаторами часового типа.
В соединениях секций ротора центральными стяжными элементами крутящий момент передают с помощью торцовых треугольных шлицев (см. рис. 3.4, г) или за счет сил трения, создаваемых на стыках секций предварительной затяжкой болта (см. рис. 3.4, д). Центрирование секций в первом случае осуществляют торцовыми шлицами (по их боковым поверхностям), а во втором — плотной посадкой буртов в цилиндрические расточки ободов дисков.
Для обеспечения надежного центрирования секций торцовыми шлицами и компенсации дополнительных усилий, раскрывающих стыки под действием крутящего, изгибающего моментов и температурных деформаций, потребное усилие затяжки центрального стяжного элемента должно быть очень большим. Поэтому в данном типе ротора применяют мощную центральную стяжную штаигу 11 (см. рис. 3.4, г) и усиленную гайку 12. Чтобы исключить изгиб стяжной штанги, под упорные поверхности ее головки и гайки устанавливают сферические кольца 15. Упорную пяту 14 для стяжиой штаиги 11 крепят на резьбе в централь
66
ной расточке задней цапфы 16 и фиксируют от самоотворачивання контровочным болтом 13. Следует отметить, что задняя цапфа даииого ротора выполнена фасонной с целью повышения ее упругой податливости и снижения за счет этого потребного усилия затяжки гайки. Кроме того, массы наклонной части фасонной цапфы создают момент центробежных сил относительно ее ступицы, увеличивающий плотность стыка цапфы с буртом диска последней ступени.
Соединение элементов ротора центральным стяжным болтом с передачей крутящего момента силами трения, возникающими в стыках секций (см. рис. 3.4, д), применяют обычно для малоразмерных ГТД, имеющих небольшие крутящие моменты иа роторе. Усилие затяжки гайки 18 в этом роторе контролируют по удлинению стяжного болта 17. Для фиксации гайки 18 от самоотвора-чивания применены контргайка 19 и шлицевой замок 20, входящий своими выступами в совмещенные монтажные пазы обеих гаек. В свою очередь шлицевой замок зафиксирован разрезным стопорным кольцом.
Конструкционные материалы роторов. Диски компрессоров изготавливают ковкой или штамповкой с последующей механической обработкой. При температурах до 250 °C для дисков применяют алюминиевые сплавы ВД17, АК4-1, АК4-2. При относительно высоких температурах (до 450...550 °C) и больших окружных скоростях используют титановые сплавы ВТЗ-1, ВТ8, ВТ10 и легированные стали 18ХНВА, 40ХНМА, Х12Н2М, 14Х17Н2. Для дисков последних ступеней высоконапорных компрессоров, испытывающих существенный нагрев, необходимо применять жаропрочные стали или сплавы на никелевой основе, используемые в роторах газовых турбин.
Барабаны роторов компрессоров обычно выполняют из титановых сплавов ВТ8, ВТ10.
Валы, цапфы или выполняющие роль цапф передний и задний диски ротора изготавливают из легированных сталей марок 18ХНВА, ЗОХГСА, 40ХНМА, 12Х2Н4А и др.
3.2.2.	РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ И ИХ КРЕПЛЕНИЕ
Рабочие лопатки являются главными элементами ротора компрессора. В межлопаточных каналах рабочих колес происходит преобразование работы вращения ротора в кинетическую энергию движения воздуха и одновременно в потенциальную энергию его давления. Все остальные элементы конструкции ротора служат только для передачи механической энергии к рабочим лопаткам с целью сообщения им окружного перемещения в проточной части с заданной скоростью.
В простейшем случае рабочая лопатка (ГОСТ 23537—79) состоит из профилированной части — пера (рис. 3.5, а) и хвостовика, предназначенного для крепления лопатки в диске или барабане. Во многих случаях лопатки имеют также полки хвостовиков (см. рис. 3.5, в, г, д), используемые для формирования внутренней поверхности проточной части рабочего колеса.
Для повышения КПД ступени перо лопатки тщательно профилируют в процессе проектирования и изготовления. Линейные и угловые размеры выдерживают с большой степенью точности.
5:
67
Поверхность пера обрабатывают до высокой чистоты с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения усталостной прочности лопатки. Переходы от пера к. хвостовику или его полке выполняют с плавными скруглениями для снижения концентрации напряжений.
Рис. 3.5. Рабочие лопатки компрессоров и их крепления: а — крепление в продольных пазах дисков профиля типа «ласточкин хвост»; б — фиксаторы хвостовиков лопаток; в — крепление в кольцевых пазах барабана с помощью хвостовиков типа «ласточкин хвост»; г — крепление хвостовиком типа «проушина»; д — рабочая лопатка вентилятора ТРДД; 1 — перо лопатки; 2, 9 — хвостовики типа «ласточкин хвост»; 3 — внутренний выступ хвостовика; 4 — отгибные замки; 5 — радиальный штифт; 6 — осевой штифт; 7 — разрезное стопорное кольцо; 8 — полка хвостовика; 10 — монтажное окно; И — хвостовик типа «проушина»; 12 — шайба; 13 — палец; 14 — заклепка; 15 — анти вибрационные полки; 16 — хвостовик елочного типа
Существенным способом повышения статической прочности лопаток является профилирование пера с уменьшением площа
68
дей профильных сечений от корневого сечения к концевому. Площадь профиля пера можно охарактеризовать его максимальной относительной толщиной Cemax=Cmax/e, где Стах— максимальная толщина; в — хорда профиля. Величину Свп1ах стремятся выполнить по возможности наименьшей для снижения массы лопаток и улучшения аэродинамических характеристик ступени. В современных рабочих лопатках максимальная относительная толщина профиля для корневых сечений составляет 0,07...0,08, а для концевых — Сегоах=0,025...0,03. Из приведенных значений СвП1ах следует, что площадь профиля пера в концевом сечении может быть уменьшена в 2,5...3,0 раза по сравнению с корневым (при неизменной по высоте хорде).
Хорда профиля в общем случае не постоянна по высоте лопатки. Поскольку шаг профилей по высоте увеличивается, их хорды также стремятся увеличивать к концевому сечению с целью сохранения густоты решетки вдоль радиуса проточной части. Однйко при этом жесткость концевых сечений пера существенно уменьшается, что может привести к возбуждению сложных форм их колебаний. В таких случаях хорду сохраняют постоянной или даже уменьшают по высоте лопатки. Величина парусности лопаток, представляющей отношение хорды профиля концевого сечения к хорде корневого, в выполненных конструкциях находится в пределах 0,85...1,3.
Входную и выходную кромки компрессорных профилей закругляют для уменьшения концентрации напряжений. Профили рабочих лопаток сверхзвуковых ступеней выполняют с клиновидными кромками.
Для облегчения балансировки ротора массы лопаток одного рабочего колеса должны быть по возможности одинаковыми. Различие в массе лопаток не должно превышать 5...6 г.
Крепление рабочих лопаток наиболее часто осуществляют с помощью хвостовиков типа «ласточкин хвост» (см. рис. 3.5, а), устанавливаемых в продольные трапециевидные пазы ободов дисков. Для увеличения площади контакта хвостовика лопатки с диском и уменьшения напряженности соединения пазы в ободе диска выполняют с боковым наклоном к его оси под углом, примерно совпадающим с углом установки профиля в корневом сечении. Хвостовики лопаток обычно устанавливают в пазы дисков с небольшими зазорами (0,01...0,05 мм), что позволяет легко заменять лопатки при переборке и обеспечивает некоторое демпфирование их колебаний за счет трения в соединениях. Иногда применяют плотную посадку хвостовиков с умеренным натягом (до 0,03 мм), что уменьшает разброс частот собственных колебаний лопаток и упрощает частотную отстройку рабочего колеса.
При работе компрессора на лопатки действуют существенные по величине осевые силы, которые могут вызвать перемещение
69
хвостовиков в пазах дисков. Осевые газодинамические силы направлены в сторону входа в компрессор (вперед), а составляющая центробежных сил, на ось хвостовика, возникающая за счет его радиального наклона к оси диска, действует в противоположную сторону (назад). Для фиксации хвостовиков лопаток в пазах дисков применяют специальные фиксаторы, основные типы которых приведены на рис. 3.5, б.
Фиксаторы могут быть общими для всех лопаток или индивидуальными. Чаще используют индивидуальные фиксаторы, которые обеспечивают возможность легкой замены каждой лопатки. При большом радиальном наклоне хвостовиков лопатки фиксируют от перемещения назад упором внутреннего выступа хвостовика 3 в обод диска или упором хвостовика в радиальный штифт 5. От перемещения вперед хвостовики фиксируют отгиб-ными замками 4. Другие разновидности фиксаторов рассмотренного типа приведены на рис. 3.3, в, 3.4, а.
Фиксацию хвостовиков в обоих направлениях одновременно можно обеспечить отгибными замками с центральными круглыми (см. рис. 3.5, б) или прямоугольными (см. рис. 3.3, а, поз. П) выступами. Такие замки устанавливают в соответствующие прорези, выполненные на дне паза диска (см., например, рис. 3.5, а), и отгибают на хвостовики лопаток. В качестве фиксаторов используют также осевые штифты 6 (см. рис. 3.5, б) или радиальные штифты 21 (см. рис. 3.4, д), запрессовываемые одновременно в обод диска и хвостовик лопатки. При извлечении лопаток из дисков в последних случаях необходимо высверливать штифты или срезать их, выбивая лопатки из пазов.
В качестве общего фиксатора всех лопаток в диске иногда используют разрезное стопорное кольцо 7 (см. рис. 3.5, б), которое одновременно входит в прорези гребней дисков и хвостовиков лопаток, занимая образованную указанными прорезями кольцевую проточку под действием сил упругости и центробежных сил собственной массы. После установки стопорного кольца в месте его разреза крепят к диску (например, винтами) небольшой кольцевой сектор, фиксирующий кольцо от проворачивания. Общая фиксация лопаток в продольных пазах профиля «ласточкин хвост» может быть выполнена также лабиринтными или упорными кольцами, закрепленными к торцам обода диска таким образом, чтобы они одновременно перекрывали торцы хвостовиков всех лопаток. В дисковых роторах хвостовики лопаток обычно фиксируют по указанному способу промежуточными кольцами 8 (см. рис. 3.3, б).
Для барабанных роторов хвостовики лопаток профиля «ласточкин хвост» обычно выполняют не в продольном, а в поперечном направлении. Барабан изготавливают с кольцевыми пазами (см. рис. 3.5, в), в которые последовательно заводят лопатки хвостовиками. 9 через монтажные окна 10. После установки всех лопаток в монтажное окно, имеющее трапециевидный про
70
филь, устанавливают замыкающую лопатку с продольным хвостовиком типа «ласточкин хвост», которую фиксируют в осевом направлении каким-либо способом, например, отгибным замком. Чтобы разгрузить хвостовик замыкающей лопатки от больших окружных усилий, передаваемых всеми лопатками рабочего колеса, некоторые из них (обычно 3...4 лопатки) дополнительно фиксируют в кольцевом пазу отгибными замками.
В первых ступенях компрессоров часто применяют шарнирное крепление лопаток с помощью хвостовиков типа «проушина» (см. рис. 3.5, г). Проушины такого хвостовика устанавливают в два кольцевых паза обода диска между тремя его ребордами и фиксируют запрессованным в реборды пальцем 13, который, в свою очередь, крепят к ободу стопорной шайбой 12 и заклепкой 14. Посадку проушин на палец выполняют с зазором, в результате чего лопатка имеет возможность свободного поворота вокруг оси пальца в пределах небольшого угла ограничиваемого полкой хвостовика 8 и ребордами. Благодаря этому на оси шарнира обеспечивается практически полная компенсация действующих в окружном направлении изгибающих моментов от газовых сил моментами центробежных сил масс лопатки.
При колебаниях лопатки в шарнире возникают значительные силы трения, которые способствуют интенсивному демпфированию колебаний. Для уменьшения износа элементов данного соединения поверхности трения покрывают твердой смазкой на основе двусернистого молибдена. Недостатком шарнирного крепления лопаток с помощью хвостовиков типа «проушина» является его невысокая прочность, что приводит к необходимости увеличения размеров хвостовика и его массы. Поэтому рабочие лопатки с хвостовиком данного типа обычно изготавливают из легких материалов: алюминиевых или титановых сплавов.
Массивные лопатки вентиляторов ТРДД иногда крепят в продольных пазах ободов дисков с помощью хвостовиков елочного типа (см. рис. 3.5, д). Такое крепление обладает повышенной, по сравнению с другими типами креплений, несущей способностью и позволяет разместить на ободе большее число лопаток. Однако оно более сложно и трудоемко в изготовлении. Его целесообразно применять для стальных лопаток и дисков (в крайнем случае, титановых), обладающих достаточно высокой поверхностной твердостью и контактной прочностью.
Для повышения жесткости длинных лопаток вентиляторов ТРДД и демпфирования их колебаний на профильной части лопаток выполняют антивибрационные полки 15, между которыми в рабочем колесе осуществляют плотный контакт. Демпфирование колебаний обеспечивается силами трения, возникающими в зонах контакта полок. В некоторых случаях на концевых сечениях рабочих лопаток вентиляторов выполняют бандажные полки, обеспечивающие кроме демпфиро
71
вания колебаний уплотнение радиального зазора между лопатками и корпусом.
Наличие антивибрационных (или бандажных) полок существенно усложняет технологию изготовления лопаток, снижает их прочность и приводит к большим гидравлическим сопротивлениям в проточной части вентилятора. Поэтому в перспективных конструкциях вентиляторов ТРДД рабочие лопатки предполагают применять без каких-либо полок. Ведут разработки широких пустотелых лопаток, обладающих достаточно высокой собственной жесткостью. Для демпфирования колебаний предусматривают размещение во внутренних полостях лопаток полимерных или других сотовых заполнителей.
Рабочие лопатки осевых компрессоров обычно изготавливают штамповкой, чеканкой, холодной вальцовкой из деформируемых высокопластичных материалов. В некоторых случаях их выполняют точным литьем. Окончательную обработку производят фрезерованием, шлифовкой, механическим или электрохимическим полированием.
При относительно низких температурах, имеющих место в первых ступенях, для лопаток можно применять алюминиевые сплавы марок ВД17, АК4-1. Однако указанные сплавы имеют низкую эрозионную стойкость и сопротивляемость ударам попадающих в компрессор посторонних предметов (камней, града, птиц и т. п.). Поэтому лопатки первых ступеней компрессоров двигателей, наиболее подверженных воздействию посторонних предметов (вертолетных ГТД, двигателей самолетов МВД и др.), изготавливают из сталей с высокой твердостью и эрозионной стойкостью, например сталей марок ЗОХГСА, 40ХНМА. Перспективными материалами для лопаток первых ступеней являются стеклопластики, обладающие хорошей сопротивляемостью ударам, коррозионной стойкостью и высокой удельной прочностью. Они имеют декремент колебаний примерно в 4 раза больше, чем стали, что обеспечивает эффективное демпфирование колебаний за счет внутреннего трения.
При температурах до 450...550 °C для рабочих лопаток применяют титановые сплавы ВТ8, ВТ10 и стали различных марок, например Х17Н2, 13Х14Н2М, ЗОХГСА, 40ХНМА и др. Лопатки последних ступеней высоконапорных компрессоров, подверженные действию больших температур (до 600 °C и выше); изготавливают из жаропрочных сталей и сплавов, применяемых в газовых турбинах.
Для защиты лопаток от коррозии на их поверхность наносят диффузионные или плазменные покрытия, алюминиевые лопатки анодируют. Усталостную прочность лопаток повышают методами поверхностного пластического деформирования: гидродробе-струйной обработкой, ультразвуковым упрочнением микрошариками и т. п.
72
3.3.	СТАТОРЫ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Статор — это неподвижная часть компрессора. В его состав входят следующие основные элементы: направляющие аппараты; корпус компрессора, состоящий из корпусов направляющих аппаратов и корпусов опор; входные направляющие и спрямляющие аппараты; различные оболочковые конструкции, например кок двигателя, оболочки наружного контура и проч.
Конструктивные компоновки статоров зависят от компоновок компрессоров и типов силовых корпусов двигателей. Их можно различить, главным образом, по числу отдельно выполненных и в определенной последовательности соединенных между собой корпусов опор и корпусов направляющих аппаратов. По этому признаку можно выделить двух-, трех- и многокорпусные статоры.
В однокаскадных компрессорах с большим числом ступеней широкое применение получили трехкорпусные статоры (рис. 3.6, а). При таком статоре корпус компрессора состоит из
Рис. 3.6. Конструктивные компоновки статоров осевых компрессоров:
а — трехкорпусный статор; б, в — двухкорпусные; г — четырехкорпусный статор двухкаскадного компрессора ТРДД; 1 — кок двигателя; 2 — корпус передней опоры;
3 — ВНА; 4 — корпус направляющих аппаратов; 5 — корпус задней опоры; 6 — спрямляющий аппарат; 7 — внутреннее кольцо корпуса передней опоры; 8 — внутренние кольцевые элементы корпуса средней опоры; 9 — регулируемый ВНА; 10 — корпус НА КНД; 11 — переходный корпус; 12 — оболочка наружного контура; 13 — корпус НА КВД; 14 — ВНА КВД.
корпуса передней опоры 2, корпуса направляющих аппаратов 4 и корпуса задней опоры 5, в состав которого на данной схеме включены направляющий аппарат последней ступени и спрямляющий аппарат 6. (Для простоты указанные элементы корпуса компрессора называют передним, средним и задним корпусами).
В компрессорах с небольшим числом ступеней, а также в КВД или КСД многих ТРДД применяют двухкорпусные статоры
73
(см. рис. 3.6, б, в). Корпус такого компрессора состоит из корпуса передней (элементы 3 и 7 на рис. 3.6, б) или средней опоры (элементы 3 и 8 на рис. 3.6, в) и корпуса направляющих аппаратов 4. Статоры рассмотренного типа характерны для двигателей, силовые корпусы которых выполнены с внешней силовой связью.
Двух- и трехкаскадные компрессоры ТРДД имеют многокорпусные статоры (четырех- и пятикорпусные) с объединенными корпусами опор. Роль объединенного корпуса опор в таких статорах наиболее часто выполняет переходный корпус 11 (см. рис. 3.6, г), который одновременно является корпусом задней опоры КНД и передней опоры КВД.
3.3.1.	НАПРАВЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ
Направляющие аппараты (НА) устанавливают за рабочими колесами для частичной раскрутки потока воздуха и дальнейшего повышения его давления в диффузорных межлопаточных каналах за счет снижения скорости потока в абсолютном движении.
В общем случае НА состоит из направляющих лопаток, закрепленных к наружному и внутреннему бандажным кольцам (бандажам). Наружные бандажи служат для крепления НА к оболочке корпуса, а внутренние, — главным образом, для повышения жесткости их конструкции. Иногда внутренние бандажи не применяют, используя аппараты консольного типа. Возможны также конструкции НА без наружных бандажей, в которых лопатки крепят непосредственно к корпусу с помощью хвостовиков.
Главными элементами конструкции НА являются направляющие лопатки, которые в общем случае могут иметь следующие части: профилированную часть — перо 1 (рис. 3. 7, а); хвостовики 2, 4 и 7, необходимые для крепления лопаток к наружным бандажам или оболочке корпуса НА; полки хвостовиков 2, 5 и внутренние полки 3, образующие наружную и внутреннюю поверхности проточной части НА; внутренние хвостовики или цапфы, с помощью которых лопатки крепят к внутренним бандажам.
Профили пера направляющих лопаток выполняют естественно закрученными, но слабоизогнутыми с максимальной относительной толщиной Cemax=0,03...0,04. Площади сечений и хорду профилей обычно для простоты изготовления оставляют постоянными по высоте лопаток.
Основное применение в компрессорах получили НА двух типов: консольные и рамные. Наиболее распространенные конструкции НА этих типов приведены на рис. 3.7, б. В консольном НА (см. рис. 3.7, б, слева) направляющие лопатки со свободными внутренними профилями своими хвостовиками типа «ласточкин
74
хвост» установлены в ответные продольные пазы наружного бандажного кольца 9, которое должно быть закреплено к оболочке корпуса. Возможно также непосредственное крепление хвостовиков лопаток к корпусу, однако при этом будет усложнен процесс сборки компрессора. Достоинствами консольных НА являются простота конструкции и малый вес. К недостаткам, существенно ограничивающим их применение, относятся склонность лопаток к низкочастотным колебаниям, обусловленная низкой изгибной жесткостью, и трудность создания эффективных уплотнений радиальных зазоров между внутренними профилями лопаток и элементами ротора.
а
S
Рис. 3.7. Направляющие лопатки (а) и направляющие аппараты (б):
1 — перо лопатки; 2 — хвостовик типа «полка»; 3 — внутренняя полка с хвостовиком; 4 — хвостовик типа «цапфа»;
5 — полка хвостовика; 6 — внутренняя цапфа; 7 — профильные хвостовики; 8 — направляющие лопатки; 9, 10 — наружное и внутреннее бандажные кольца; 11— уплотнительное кольцо с мягким покрытием
В рамных НА (см. рис. 3.7, б, справа) лопатки крепят к наружному 9 и внутреннему 10 бандажам. Широко распространены иеразборные конструкции НА данного типа, при изготовлении которых лопатки своими профильными хвостовиками 7 (см. рис. 3.7, а) устанавливают в аналогичные просечки бандажей и соединяют сваркой, пайкой или электроклепкой. Для обеспечения монтажа и демонтажа компрессора рассмотренные НА выполняют с продольными разъемами.
Рамные НА соединяют с оболочкой корпуса обычно наружными бандажными кольцами. В некоторых компрессорах для уменьшения веса НА их лопатки хвостовиками (например, типа 4, рис. 3.7, а) непосредственно крепят к оболочке корпуса, а на внутренние хвостовики или цапфы (типа, например, 6) устанавливают бандажные кольца.
Внутренние бандажи в рамных НА существенно повышают их жесткость, а также позволяют создать межступенчатые лабиринтные уплотнения, например путем приварки к бандажу уплотнительного кольца 11 (рис. 3. 7, б) со слоем мягкого покрытия, нанесенного для приработки лабиринтных гребешков ротора.
Лопатки НА изготавливают из тех же материалов и такими же способами, что и рабочие лопатки. В связи с меньшей нагруженностью для них чаще применяют титановые сплавы и стеклопластики, используя также менее прочные материалы, например алюминиевый сплав Д1. Бандажные кольца НА выполняют из титановых сплавов и сталей обычно штамповкой с последующей механической обработкой.
3.3.2.	КОРПУСЫ НАПРАВЛЯЮЩИХ АППАРАТОВ
Корпус НА служит для крепления направляющих аппаратов и обеспечения силовой связи между корпусами опор.
75
Корпус НА должен быть технологичным, обладать высокой прочностью и жесткостью при малом весе. Его конструкция должна обеспечивать простоту и удобство монтажа и демонтажа компрессора, а также возможность осмотра элементов проточной части в эксплуатации.
В общем случае корпус НА представляет собой сборную конструкцию, составленную из оболочки корпуса, наружных бандажей НА и рабочих колец, расположенных между бандажами. В некоторых конструкциях компрессоров рабочие кольца и бандажи НА отсутствуют. В таких конструкциях корпус НА состоит только из оболочки.
Применяют разъемные и неразъемные корпусы НА. Разъемные корпусы могут иметь монтажные, технологические и смешанные разъемы. По своей форме разъемы корпусов бывают продольными и поперечными. Продольные разъемы выполняют в горизонтальной или вертикальной плоскости. По технологическому признаку оболочки корпусов НА можно разделить на сварные, литые и штампованные.
Схемы различных типов корпусов НА приведены на рис. 3.8.
В сварном корпусе НА с продольным горизонтальным разъемом (см. рис. 3.8, а) оболочка корпуса 1 сварена из тонколистовой стали или титанового листа (толщина листов обычно составляет 1,0...2,5 мм). К оболочке приварено два продольных и два поперечных фланца (передний и задний). Обработку посадочных поясов поперечных фланцев и внутренней поверхности оболочки производят после ее сборки по продольному разъему.
Направляющие аппараты для данного корпуса также выполнены с продольными горизонтальными разъемами. Лопатки консольных НА 3 хвостовиками 4 установлены в наружные бандажные полукольца 2, которые болтами закреплены к оболочке корпуса. Болты передают от НА крутящий момент. Между бандажными полукольцами 2 установлены неразъемные рабочие кольца 6, также закрепленные к оболочке корпуса болтами. На внутреннюю поверхность рабочих колец нанесен уплотнительный слой 5, по которому происходит приработка концевых профилей рабочих лопаток.
При сборке компрессора обе половины оболочки рассматриваемого корпуса с закрепленными на них половинами направляющих аппаратов заводят сверху и снизу на собранный ротор, после чего крепят к оболочке рабочие кольца 6 и соединяют корпус по продольным фланцам болтами 12. Центрирование частей корпуса производят призонными болтами или штифтами. Для обеспечения герметичности корпуса в плоскости его разъема устанавливают уплотнительные прокладки и наносят уплотняющую пасту или лак. Расстояния между болтами 12 уменьшают в сторону выхода из компрессора для сохранения одинаковой плотности стыка независимо от повышения внутреннего давления.
Оболочку сварного корпуса с продольным вертикальным разъемом (см. рис. 3.8, б) выполняют способом, аналогичным вышеописанному. В данном корпусе применены разъемные НА 18 рамного типа, в которых направляющие лопатки приварены к бандажным полукольцам 2 и 16. Наружные бандажные полукольца 2 отцентрированы относительно приваренных к оболочке корпуса 1 полукольцевых бандажей 17 и закреплены к оболочке болтами, передающими на нее от НА крутящий момент. Между бандажными полукольцами НА установлены неразъемные рабочие кольца 6, зафиксированные от проворачивания стопорами 19.
Сборку компрессора с корпусом НА рассматриваемого типа выполняют так же, как и в предыдущем случае. После сборки наружные бандажные полукольца совместно с рабочими кольцами образуют внутреннюю силовую стенку корпуса НА, существенно повышающую его изгибную жесткость при незначительном увеличении массы конструкции. Изгибную жесткость данного корпуса НА в
76
Рис. 3.8. Корпусы направляющих аппаратов:
а — корпус НА с продольным горизонтальным разъемом; б — с продольным вертикальным разъемом; в — с поперечными разъемами; г — литой разъемный корпус НА с продольными и поперечными ребрами жесткости; д — неразъемный корпус; / — оболочка корпуса НА; 2 — наружное бандажное полукольцо; 3 — лопатка НА; 4 — хвостовик типа «ласточкин хвост»; 5 — уплотнительный слой; 6 — рабочее кольцо; 7 — лопатка НА последней ступени; 8 — лопатка СпА; 9 — внутренняя полка лопатки; 10, 11 — внутреннее и наружное силовые кольца корпуса задней опоры; 12 — призонный болт; 13 — передний корпус компрессора; 14 — хвостовик типа «полка»; 15 — лопатка ВНА; 16 — внутреннее бандажное кольцо или полукольцо; 17 — кольцевой бандаж; 18 — НА с продольным разъемом; 19 — стопор; 20 — кольцевой отсек корпуса НА;
21 — штифт; 22 — проточка для ленты припоя
77
вертикальной плоскости повышают также верхние и нижние продольные фланцы его оболочки.
Корпус НА с поперечными разъемами (см. рис. 3.8, в) выполняют из отдельных штампованных кольцевых отсеков 20, соединяемых друг с другом болтами *по фланцам. Для центрирования отсеков используют несколько призонных болтов или осуществляют взаимную напрессовку отсеков по цилиндрическим посадочным поясам фланцев. Расточки в отсеках, по которым центрируются направляющие лопатки 3 своими хвостовиками 14, а также канавки под уплотнительные слои 5 выполняют одновременно для всех ступеней после предварительной сборки корпуса. В рассматриваемом корпусе применены НА рамного типа, лопатки которых зафиксированы в радиальном и осевом направлениях защемлением хвостовиков 14 между кольцевыми отсеками. В окружном направлении они могут быть зафиксированы осевыми нли радиальными штифтами, запрессованными в совместно выполненные отверстия отсеков и хвостовиков лопаток.
Сборку и разборку компрессора с корпусом НА данного типа необходимо производить последовательно, от ступени к ступени, в связи с чем эти операции для него сложнее, чем для корпусов с продольными разъемами. Однако такой корпус, в сравнении с противопоставленными, имеет более высокую радиальную жесткость за счет поперечных фланцев и благодаря осевой симметрии не подвержен искажению формы (например, овализации) под действием температурных и силовых деформаций.
В некоторых случаях применяют корпусы НА, изготовленные литьем из легких сплавов (см. рис. 3.8, г). Литье несколько упрощает производство корпуса и позволяет выполнить на нем ребра жесткости, продольные и поперечные фланцы за один технологический прием. В связи с большой толщиной оболочки такого корпуса отпадает необходимость в применении рабочих колец. Уплотнительный слой для рабочих лопаток 5 наносят в кольцевую расточку, выполненную на внутренней поверхности корпуса между направляющими аппаратами. Для повышения прочности сцепления слоя с корпусом на дне расточки нарезают мелкую треугольную резьбу. Наружные бандажные полукольца 2 разъемных НА 18 устанавливают в кольцевые расточки корпуса и крепят к нему болтами по способу, изображенному, например, на рис. 3.8, б).
Литой корпус обладает весьма высокой прочностью и жесткостью. Однако масса его конструкции всегда получается больше, чем других корпусов, так как для обеспечения высокого качества литья в нем необходимо предусматривать стенки увеличенной толщины.
Неразъемные корпусы НА (см. рис. 3.8, д) легче разъемных благодаря отсутствию фланцев. Радиальные деформации таких корпусов не приводят к искажению правильной круговой формы. Для повышения изгибной жесткости их выполняют двухстеночной конструкции. Внешняя стенка образована неразъемной оболочкой 1, выполненной сваркой из тонколистовой стали или титановых сплавов. Прочность и жесткость оболочки повышают приваркой к ее внутренней поверхности кольцевых бандажей 17. Внутренняя стенка корпуса сформирована наружными бандажными полукольцами НА 2 и рабочими кольцами 6, взаимно напрессованными по цилиндрическим поясам и плотно посаженными на внутренние поверхности кольцевых бандажей. Для последовательной передачи крутящего момента от наружных бандажных полуколец на рабочие кольца, а затем на корпус задней опоры 11, применены осевые штифты 21, число которых должно возрастать от ступени к ступени в сторону выхода из компрессора по мере увеличения крутящего момента. При таком формировании корпуса НА его оболочка получается разгруженной от крутящего момента, что позволяет довести ее толщину до минимально возможных значений (до 0,5 мм).
При сборке компрессора вначале формируют внутреннюю стенку корпуса из разъемных НА и неразъемных рабочих колец, а затем напрессовывают на нее цельную оболочку. Несмотря на сложность монтажа н демонтажа компрессора с данным типом корпуса НА, в настоящее время он получил широкое распространение благодаря вышеотмеченным положительным качествам.
Сварные и штампованные корпусы НА выполняют из нержавеющих сталей типа 12Х18Н10Т, стали 20, а также из титановых
78
сплавов марок ОТ4-1, ВТЗ-1 и др. Литые корпусы изготавливают из магниевых типа МЛ5 или, чаще, из алюминиевых сплавов типа АЛ5.
3.3.3.	ВХОДНЫЕ НАПРАВЛЯЮЩИЕ И СПРЯМЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ
Входные направляющие аппараты (ВНА) устанавливают перед рабочими колесами первых ступеней для предварительной закрутки воздуха обычно по направлению вращения ротора с целью снижения относительной скорости потока в рабочем колесе. Межлопаточные каналы ВНА профилируют конфузорными. В них происходит увеличение абсолютной скорости потока и его кинетической энергии. Вентиляторы ТРДД с большой степенью двухконтурности обычно применяют без ВНА (см. рис. 3.1, г) с целью снижения уровня шума.
В компрессорах используют двухопорные ВНА, консольные и рамного типа.
Двухопорные ВНА наиболее выгодны в прочностном отношении. Их целесообразно применять в случае литой конструкции переднего корпуса компрессора. В качестве опор для лопаток таких ВНА обычно используют закрепленные к переднему корпусу наружный и внутренний кольцевые бандажи, в которые устанавливают соответствующие цапфы лопаток. Возможно также формирование внешней опоры лопаток ВНА 15 (см. рис. 3.8, б) путем крепления их хвостовиков 14 в расточке наружного кольца корпуса 13, а внутренней опоры — путем установки цилиндрических цапф лопаток в отверстия внутреннего бандажного кольца 16 с последующим его креплением к переднему корпусу шпильками.
Консольные ВНА аналогичны по конструкции консольным НА и обладают теми же недостатками, главным из которых является низкая изгибная жесткость лопаток. Поэтому ВНА данного типа используют при относительно коротких лопатках, что характерно для КВД. Регулируемые ВНА КВД также иногда выполняют консольными (см. рис. 3.6, в) с целью упрощения их конструкции.
ВНА рамного типа обычно применяют в качестве силовых элементов корпуса передней опоры компрессора (см. рис. 3.6, б, г). Лопатки таких ВНА жестко соединяют с наружным и внутренним силовыми кольцами, например, болтами или сваркой. Во внутреннее кольцо 7 (или набор колец) устанавливают подшипник опоры ротора, а внешнее соединяют с корпусом НА. Таким образом, в рассмотренных компоновках ВНА их лопатки 3 используют не только по своему прямому назначению, но и для передачи усилий от подшипников на силовой корпус двигателя.
Лопатки ВНА часто выполняют с обогреваемыми входными кромками, во внутренние полости которых подводят горячий воздух от последних ступеней компрессора для предотвращения обледенения кромок. Применяют также для этой цели пустотелые лопатки со вставными дефлекторами, обеспечивающими эффективный подогрев лопаток при небольших расходах воздуха.
Спрямляющие аппараты (СпА) устанавливают в некоторых компрессорах за направляющими аппаратами последних ступеней с целью полной раскрутки воздушного потока. Профильные части лопаток НА последней ступени 7 (см. рис. 3.8, а) и СпА 8 располагают по схеме «предкрылок — крыло». При этом поток воздуха, проходящий через щели между лопатками НА и СпА, улучшает обтекание корыта пера лопаток СпА.
79
Лопатки СпА совместно с лопатками НА последней ступени нередко включают в состав корпуса задней опоры компрессора (см. рис. 3.6, а), жестко закрепляя их к наружному и внутреннему силовым кольцам заднего корпуса.
В одном из вариантов конструкции СпА (см. рис. 3. 8, а) лопатки 7 и 8 своими хвостовиками 4 зафиксированы в продольных пазах ответного профиля, выполненных в наружном силовом кольце 11. Внутренние' полки 9 с прямоугольными хвостовиками образуют фланец, с помощью которого лопатки закреплены к внутреннему силовому кольцу 10 болтами. В другом варианте формирования заднего корпуса (см. рис. 3. 8, д) хвостовики лопаток 14 типа «полка» н внутренние их полки 9 припаяны к наружному кольцу 11 и внутреннему бандажу 16, соединенному с кольцом 10. В кольце 11 и бандаже 16 выполнены проточки 22 для размещения лент припоя.
3.3.4.	КОРПУСЫ ОПОР КОМПРЕССОРОВ
В корпусе любой опоры компрессора (равно как и турбины) можно выделить три характерных группы элементов: внутреннее кольцо 3 (рис. 3. 9), в котором размещен узел подшипника 4-, наружное кольцо 1, необходимое для соединения корпуса опоры с другими частями силового корпуса двигателя; радиальные силовые элементы 2, соединяющие между собой вышеназванные кольца, в результате чего образуется жесткая осесимметричная кольцевая рама. Радиальные силовые элементы 2 передают нагрузки от подшипника на внешнее кольцо 1, находясь в проточной части компрессора, поэтому они должны иметь хорошо обтекаемую форму, чтобы не создавать больших сопротивлений движению воздуха. Функции внутреннего 3 и наружного I силовых колец корпуса опоры могут выполнять целые наборы кольцевых элементов сложной конфигурации.
Рис. 3.9. Схемы отдельного (а) и объединенного (б) корпусов опор компрессора:
1 — внешнее силовое кольцо; 2 — радиальные силовые элементы (стойки корпуса опоры); 3 — внутреннее силовое кольцо; 4 — подшипник: 5 — разделительное кольцо
В однокаскадных компрессорах ТРД и вертолетных ГТД корпус передней опоры (передний корпус) обычно выполняют литьем из легких сплавов. Радиальные силовые элементы такого корпуса представляют собой профилированные пустотелые стойки, изготовленные за одно целое с наружным и внутренним силовыми кольцами. Стойки (в количестве от четырех до восьми)
80
размещают в проточной части с одинаковым шагом. Во внутреннем кольце корпуса кроме переднего подшипника ротора монтируют узел центрального привода, от которого крутящий момент к установленным на внешнем кольце агрегатам передают через валы-рессоры, располагаемые во внутренних полостях профилированных стоек. Полости стоек используют также для размещения масляных, воздушных трубопроводов и других коммуникаций.
В компрессорах ТВД с передним редуктором роль корпуса передней опоры выполняет лобовой картер литой конструкции, сформированный способом, аналогичным вышеописанному.
В двух- и трехкаскадных компрессорах корпус передней опоры выполняют облегченного типа благодаря отсутствию центрального привода. Радиальными силовыми элементами такого корпуса обычно являются лопатки ВНА, соединенные с наружным и внутренним силовыми кольцами болтами или сваркой.
При формировании корпуса задней опоры компрессора (заднего корпуса) в качестве его радиальных силовых элементов наиболее часто используют лопатки НА последней ступени или совместно с ними лопатки СпА, отдельные способы крепления которых к силовым кольцам рассмотрены в 3.3.3. В случае применения силового корпуса двигателя с двойной разомкнутой силовой связью вместо указанных лопаток применяют специальные профилированные стойки, привариваемые к оболочкам корпуса диффузора камеры сгорания (рис. 3. 1, а), с целью уменьшения длины внутреннего консольного участка корпуса передней опоры турбины. В обоих случаях для внутренних кольцевых элементов заднего корпуса должны быть предусмотрены специальные мероприятия по обеспечению их высокой прочности и жесткости как в радиальном, так и в осевом направлении. Это обусловлено тем, что в корпусе задней опоры компрессора обычно устанавливают шариковый подшипник, воспринимающий не только радиальные, но и осевые нагрузки. Для достижения указанной цели внутренние кольцевые элементы заднего корпуса часто выполняют в виде так называемого силового треугольника (см. рис. 3.1, а), состоящего из двух конических диафрагм и внутренней оболочки корпуса диффузора камеры сгорания, объединенных в общий жесткий узел.
Для двух- и трехкаскадных компрессоров ТРДД характерно применение объединенных корпусов опор, в качестве которых обычно используют переходные корпусы 11 (см. рис. 3.6, г), изготавливаемые литьем из легких сплавов. Переходный корпус двухкаскадного компрессора одновременно выполняет роль корпуса задней опоры КНД и передней опоры КВД. Дополнительным элементом конструкции переходного корпуса, как корпуса опор, является разделительное кольцо 5 (см. рис. 3.9, б), которое отделяет потоки наружного и внутреннего контуров и служит для крепления корпуса НА КВД. Во внутренних полостях
6 Зак. 4527
81
переходного корпуса кроме подшипников опор 4 размещают узел центрального привода, передающего крутящий момент от ротора КВД к устанавливаемым на внешнем кольце 1 агрегатам через валы-рессоры, располагаемые внутри стоек 2.
В трехкаскадных компрессорах применяют объединенные корпусы опор для вентиляторов и КСД сварной конструкции (см. рис. 3.1, г).
3.4.	УПЛОТНЕНИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ КОМПРЕССОРА
Существенное влияние на КПД компрессора оказывает величина радиального зазора Аг между концевыми профилями рабочих лопаток и элементами корпуса НА, через который происходит непроизводительное перетекание воздуха со стороны выхода из рабочего колеса на его вход под действием разности давлений. Увеличение относительного радиального зазора А Г (отношения зазора к высоте лопаток) во всех ступенях на 1 % приводит к уменьшению КПД компрессора на 3%, что сопровождается возрастанием удельного расхода топлива до 10% [60,31]. Поэтому величину радиального зазора необходимо уменьшать до предельно возможного значения.
В процессе работы двигателя величина Аг изменяется в широких пределах под действием эксплуатационных нагрузок и температур, вызывающих возникновение силовых и термических деформаций корпуса и ротора. Так, например, при запуске и любых переходах двигателя на повышенные режимы менее массивный корпус компрессора нагревается до более высоких температур, чем ротор, поэтому радиальные температурные деформации корпуса, суммируясь с деформациями от избыточного внутреннего давления воздуха, приводят к существенному увеличению радиального зазора. На крейсерских режимах этот зазор также больше, чем на неработающем двигателе. При выключении двигателя (особенно в условиях низких температур атмосферного воздуха на земле или в полете) корпус охлаждается значительно быстрее ротора, что сопровождается резким уменьшением Дг (возможно до нуля и ниже), которое может вызвать заклинивание ротора в статоре, разрушение рабочих лопаток и т. п.
Для предотвращения разрушения рабочих лопаток в случае их касания о корпус на внутреннюю поверхность элементов корпуса НА наносят мягкое покрытие 5 (см. рис. 3.8) толщиной 1...3 мм, которое называют уплотнительным слоем. При уменьшении зазора до нуля и ниже рабочие лопатки легко срезают часть этого слоя, не получая повреждений.
В состав уплотнительного слоя входят следующие материалы: графит, тальк, асбест, алюминиевый порошок и другие компоненты. Из указанных материалов и специальных лаков изготавливают пасту, которая по составу должна быть различной для
82
первых и последних ступеней в связи с различными температурными условиями. Пасту наносят на специально подготовленную шероховатую поверхность в кольцевые расточки корпуса НА или на рабочие кольца (см. рис. 3.8), затем высушивают в электропечи и растачивают на заданные диаметры для всех ступеней одновременно при полностью собранном корпусе НА.
Применение мягких уплотнительных покрытий позволяет уменьшать исходный радиальный зазор Аг до предельно возможной величины, не опасаясь разрушения рабочих лопаток и заклинивания ротора в условиях эксплуатации, приводящих к исчезновению этого зазора. В выполненных конструкциях осевых компрессоров минимально допустимые значения относительного радиального зазора А г на неработающем двигателе составляют 0,5... 1,5%, причем большие из этих значений соответствуют последним ступеням.
В последних ступенях высоконапорных компрессоров, где температура воздуха может достигать 650...700 °C, вместо мягких покрытий на основе вышеуказанных материалов применяют термостойкие металлокерамические или сотовые вставки, используемые в газовых турбинах.
Для высоконапорных компрессоров современных и перспективных ГТД разрабатывают способы активного управления радиальными зазорами в последних ступенях, где влияние зазоров наиболее существенно. Один из этих способов основан на изменении температурной деформации корпуса путем его дозированного охлаждения воздухом, отбираемым от средних ступеней компрессора. Дозирование охлаждающего воздуха выполняют таким образом, чтобы на всех длительных эксплуатационных режимах работы двигателя сохранить минимально допустимую величину радиального зазора неизменной. Активное управление радиальными зазорами таким способом позволяет увеличить КПД компрессора примерно на 0,5% [31] при отборе на охлаждение корпуса не более 0,7% воздуха от его общего расхода через компрессор.
Для уменьшения перетеканий воздуха под действием разности давлений со стороны выхода из направляющего аппарата в сторону входа через радиальный зазор между НА и ротором компрессора обычно применяют межступенчатые лабиринтные уплотнения. Лабиринты также используют для уплотнения полости за последней ступенью компрессора, которую называют задней разгрузочной полостью. В некоторых компрессорах предусматривают переднюю разгрузочную полость с повышенным давлением воздуха, отделяемую от проточной части лабиринтным уплотнением.
Для создания межступенчатого лабиринтного уплотнения на элементах ротора между рабочими колесами выполняют заостренные выступы (лабиринтные гребни), относительно которых с
6*
83
небольшим зазором устанавливают внутреннее бандажное кольцо НА (рис. 3. 10, а) с нанесенным на его внутреннюю поверхность уплотнительным слоем. В кольцевые полости между лабиринтными гребнями (камеры) воздух проникает с большими гидравлическими сопротивлениями и увеличенной скоростью,
Рис. 3.10. Лабиринтные уплотнения: а — межступенчатое; бив — за последней ступенью
дополнительно теряя при этом энергию давления за счет трения, обусловленного завихрениями потока в указанных полостях. За счет многократного дросселирования воздуха через лабиринтные камеры происходит последовательное уменьшение перепада давления между ними и снижение расхода воздуха через лабиринт более существенное, чем в случае гладкой кольцевой щели одинаковой с ним длины и такой же высоты, как минимальный зазор в лабиринте.
Слой мягкого покрытия наносят на неподвижное уплотнительное кольцо лабиринта с целью обеспечения возможности предельного уменьшения исходного радиального зазора между гребнями и кольцом. При работе двигателя лабиринтные гребни могут легко прорезать себе канавки в этом слое, что не приведет к заклиниванию ротора при температурной усадке корпуса.
Расход воздуха через лабиринт можно вычислить по следующей формуле [60]:
Gn=<V(p^-pf)/(2-/?-U	(3.1)
где р0, То — давление и температура воздуха перед уплотнением, Па, К; Pi — давление за лабиринтом, Па; R — газовая постоянная, Дж/(кг-К); z — число гребней; f6=n.Dcp6— минимальная площадь проходного сечения щели, м2; £)ср — средний диаметр щели, м; б — минимальный радиальный зазор между гребнями и уплотнительным кольцом, м; А — коэффициент расхода, учитывающий особенности расширения воздуха в зазоре и торможения в камерах лабиринта. Значения этого коэффициента, существенно зависящие от формы гребней лабиринта, определяют экспериментальным путем. Для лабиринтов, изображенных на рис. 3.10, можно принимать следующие величины: /<=1,27 (см. рис. 3.10, о); А=0,85 (см. рис. 3.10,6); А=1,15 (см. рис. 3.10, в). Указанные величины А получены для зазоров 6=0,1...0,4 мм и числа гребней z=7.
84
При расположении гребней на конической поверхности (см. рис. 3.10, б) площадь сечения щели будет переменной вдоль лабиринта. В этом случае в формулу (3.1) вместо f8 необходимо подставлять величину у [73], где fbK и fbK—минимальные площади проходных сечений в начале и в конце лабиринта.
Как следует из формулы (3.1), расход воздуха через лабиринт можно уменьшить, увеличивая число гребней z. Однако при увеличении z будут существенно возрастать осевые размеры уплотнения. Поэтому при больших перепадах давления применяют многоступенчатые лабиринтные уплотнения, позволяющие разместить большое число гребней на малой длине. Пример двухступенчатого лабиринта приведен на рис. 3. 10, в.
3.5.	ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Данные системы и устройства применяют для обеспечения эффективной и надежной работы компрессора в нерасчетных условиях, повышения ресурса его элементов, контроля технического состояния деталей в эксплуатации и для других целей. К ним относятся: устройства защиты входа в компрессор; противообледенительные и противопомпажные системы; системы газодинамической разгрузки роторов от осевых усилий; устройства, предназначенные для осмотра деталей проточной части в эксплуатации. Кроме того, компрессоры имеют системы отбора воздуха на нужды воздушного судна, охлаждение турбин и наддув масляных уплотнений опор.
Для защиты входа в компрессор от посторонних предметов (камней, града, птиц, пыли и т. д.) изучены возможности применения защитных сеток или решеток, устройств струйного и инерционного типов. Несмотря на большую важность данной проблемы отмеченные защитные устройства не получили широкого практического применения, главным образом из-за существенного их отрицательного влияния на топливную экономичность двигателей, обусловленного большими потерями на преодоление гидравлических сопротивлений входа. Защитные устройства применяют, в основном, для вертолетных ГТД, которые работают в условиях запыленной воздушной среды, что приводит к интенсивному эрозионному износу лопаток компрессора. Используют при этом пылезащитные устройства (ПЗУ) инерционного типа с криволинейными входными каналами, сформированными таким образом, что при повороте потока центробежные силы перемещают частицы пыли в пылесборники.
Рассмотрим более подробно основные из вышеотмеченных систем и устройств компрессоров.
85
Противообледенительные системы
Их используют для предотвращения образования льда в условиях высокой влажности и низких температур воздуха на элементах входной части компрессора: коке двигателя; стойках и кольцах переднего корпуса; лопатках ВНА. Обледенение указанных элементов приводит к искажению геометрии входного тракта, что вызывает существенное ухудшение характеристик двигателя и может стать причиной помпажа компрессора. При обледенении возможно также разрушение деталей компрессора кусками льда, сорванными потоком с элементов его входной части.
Для предотвращения образования льда на подверженных обледенению элементах достаточно каким-либо способом подогреть их до температуры наружных поверхностей 20...40 °C. Такой подогрев можно осуществить с использованием имеющихся на двигателе газовых и жидкостных теплоносителей (отработанный газ, горячий воздух, нагретое масло) или специальных электронагревателей.
Из газовых теплоносителей основное применение в ГТД ГА получил горячий воздух температурой 200...250 °C, отбираемый от последних или средних ступеней компрессора. Этим воздухом осуществляют внутренний конвективный обогрев деталей, для организации которого их выполняют с внутренними каналами или двухстеночной конструкции. После обогрева деталей воздух выпускают в проточную часть для использования оставшейся части его энергии. На теплоизолированном трубопроводе подвода воздуха в противообледенительную систему устанавливают заслонку 4 (рис. 3.11) или воздушный клапан, управляемые с помощью силовых гидро- или пневмоцилиндров и электромагнитного клапана. Включение обогрева производится автоматически по сигналу датчика обледенения или вручную.
Рис. 3.11. Схема компрессора с разгрузочными полостями, элементами противопомпажной и противообледенительной систем:
А, Б — передняя и задняя разгрузочные полости; Д — диафрагма;
1 — кок двигателя; 2 — передний корпус компрессора; 3 — рычаг поворота лопаток ВНА; 4 заслонка противообледенительной системы; 5 — лента перепуска воздуха; 6,7 — лабиринты
Применение воздушной системы обогрева требует отбора воздуха в количестве 0,5...1,0% от его общего расхода через компрессор, что вызывает увеличение удельного расхода топлива
86
на 1...2%. Более экономичной могла бы быть система обогрева деталей отработанным газом, подведенным из выходного устройства двигателя. Однако в такой системе высокая температура газа и его химическая активность могут стать причинами коробления (возможно, прогаров) и коррозии обогреваемых деталей. Поэтому системы газового обогрева в ГТД ГА не применяют.
Наиболее экономичным является обогрев деталей горячим маслом, откачиваемым от потребителей маслосистемы, так как при этом одновременно (хотя и частично) решается задача охлаждения масла, что необходимо для его повторного использования в двигателе. При таком способе обогрева должна быть обеспечена надежная герметичность и высокая прочность магистралей противообледенительной системы, чтобы не допустить утечки масла в стыках и при эксплуатационных повреждениях деталей входной части компрессора. Поэтому обогрев маслом применяют, как правило, для массивных цельноизготовленных элементов, например литого переднего корпуса компрессора, лобового картера ТВД и др. Тонкостенные же элементы, такие как кок двигателя и лопатки ВНА, обогревают при этом горячим воздухом по схеме, приведенной на рис. 3.11.
Комбинированный воздушно-масляный обогрев деталей характерен для ТВД, вертолетных ГТД и некоторых типов ТРДД. Многие ТРДД имеют чисто воздушные противообледенительные системы.
Электрические противообледенительные- системы практического применения в ГТД не получили, так как электротермические элементы, которые необходимо размещать на деталях входной части компрессора, могут быть подвержены высокой опасности разрушения и износа от попадания в двигатель посторонних предметов. Данные системы применяют, в основном, для обогрева лопастей воздушных винтов ТВД.
Системы разгрузки роторов от осевого усилия
Данные системы служат для снижения нагруженности и повышения за счет этого ресурса радиально-упорного шарикового подшипника ротора. Их применяют в ГТД больших тяг или мощностей, роторы которых нагружены осевыми усилиями значительных величин. Разгрузку осуществляют путем перераспределения осевых усилий от давления воздуха между ротором и статором компрессора.
Наиболее распространенным способом снижения- действующего на ротор осевого усилия является уменьшение давления воздуха в так называемой задней разгрузочной полости (полость Б, см. рис. 3. 11) путем выпуска из этой полости воздуха в атмосферу или наружный контур ТРДД через калиброванную диафрагму Д и уплотнения проточной части компрессора лабиринтом 6. Давление в разгрузочной полости ръ задают в 1,5...2,0 раза выше атмосферного для обеспечения наддува масляного
87
уплотнения подшипника задней опоры компрессора. Параметры лабиринта 6 подбирают таким образом, чтобы вычисленный по формуле (3.1) расход воздуха через него Сл не превышал 0,5% от расхода воздуха через компрессор.
При заданном давлении ръ площадь проходного сечения калиброванной диафрагмы [а определяют из условия равенства расходов воздуха через нее и лабиринт 6. Исходя из этого условия, величину площади /д можно найти по уравнению расхода воздуха через диафрагму Д:
где р — коэффициент расхода, который можно принимать равным 0,8; ри— давление атмосферного воздуха, Па; Гк—температура воздуха за компрессором, К; /?=287 Дж/кг-К — газовая постоянная; 1,4— показатель адиабаты.
Применение задней разгрузочной полости позволяет уменьшить осевое усилие ротора на величину АРб=(?к—Ръ) (^2Б~ —Д^б) (л/4), которую можно изменять при заданном давлении рщ путем подбора диаметра Д2Б расположения лабиринта 6. Если этого уменьшения недостаточно для обеспечения требуемой долговечности упорного подшипника ротора, то необходимо сформировать переднюю разгрузочную полость.
В передней разгрузочной полости (полость А, см. рис. 3.11) создают повышенное давление воздуха путем его подвода из средних ступеней компрессора через внутренние полости ротора или по внешнему трубопроводу. Давление рА обычно задают в 3...4 раза выше давления на входе в компрессор рв и уплотняют полость А лабиринтом 7, расчет которого производят так же, как и лабиринта 6. За счет применения передней разгрузочной полости осевую силу ротора можно уменьшить на величину АРа= =(рд—рв) (Д2д—£)21а)(л/4) . На такую же величину будет повышена осевая сила, действующая на статор компрессора.
Противопомпажные устройства компрессоров
Данные устройства обеспечивают на нерасчетных режимах близкое к расчетному соответствие между осевой и окружной составляющими потока воздуха на входе в рабочие колеса с целью предотвращения неустойчивой работы (помпажа) компрессора. В компрессорах применяют два основных типа противо-помпажных устройств: 1) устройства перепуска воздуха в атмосферу или наружный контур ТРДД; 2) механизмы поворота лопаток направляющих аппаратов.
Перепуск воздуха осуществляют из средних ступеней компрессора на пониженных (по отношению к расчетному) режимах
88
работы двигателя. В результате этого осевая скорость входа воздуха в рабочие колеса первых ступеней увеличивается, а последних уменьшается, что приближает к расчетным значениям углы набегания потока на рабочие лопатки всех ступеней. При больших значениях (7...8 и более) перепуск воздуха производят последовательно за двумя (иногда даже за тремя) группами первых ступеней, включая при дросселировании двигателя вначале перепуск за первой группой, а затем за последующими.
Отверстия или окна перепуска выполняют в большом количестве, равномерно размещая их по окружности корпуса компрессора в зоне НА или перед рабочим колесом выбранной ступени (рис. 3. 12). Окна перепуска не располагают над рабочими лопатками, так как они могут быть источниками возбуждения колебаний лопаток. (По такому же принципу размещают окна отбора воздуха в противообледенительную систему и для других целей). В зоне перепускных окон крепят к корпусу или выполняют заодно с ним кольцевые коробки 3 или отдельные ресиверы достаточно большого объема, на которых устанавливают запорные устройства какого-либо типа, например гибкую ленту 1, тарельчатые клапаны 4, заслонки 6. Используют также в качестве запорных устройств пластинчатые клапаны (см. рис. 3. 12, г), представляющие собой закрепленные к кольцевой коробке упругие пластины 10 с кулачками 9, на которые в момент открытия перепуска набегают ролики при повороте ведущего кольца 7.
Силовые приводы запорных устройств могут быть пневматическими (пневмоцилиндры), гидравлическими (гидроцилиндры, работающие на основном топливе) или электрическими. Включение перепуска воздуха производится автоматически по сигналам датчиков физической, приведенной частот вращения ротора или степени повышения давления воздуха в компрессоре.
Устройства перепуска воздуха обеспечивают достаточно устойчивую работу компрессора на нерасчетных режимах. Они просты по конструкции и в управлении. Однако включение перепуска сопровождается существенным увеличением удельного расхода топлива и температуры газа перед турбиной. Поэтому режимы работы двигателя с включенным перепуском стремятся не допускать в зону рабочих режимов, что не всегда удается сделать.
Более экономичным способом обеспечения газодинамической устойчивости компрессора на нерасчетных режимах является применение регулируемых направляющих аппаратов (РИА). При таком способе осуществляют поворот потока воздуха до направлений, близких к расчетным, за счет поворота лопаток НА вокруг своей оси. Число РИА может достигать 70% и более от общего числа ступеней компрессора. При дрос^&лировании двигателя лопатки НА первых ступеней поворачивают в направлении уменьшения установочных углов, а последних ступеней — их увеличения.
89
Рис. 3.12. Перепуск воздуха из компрессора:
а — гибкой лентой; б — тарельчатыми клапанами; в — заслонкой; г — пластинчатыми клапанами; 1 — гибкая лента; 2 — ограничитель хода ленты; 3 — кольцевая коробка перепуска; 4 — тарелка клапана со штоком и поршнем; 5 — защитная сетка; 6 — заслонка; 7 — ведущее кольцо; 8 — кронштейн с роликом; 9— кулачок; 10 — упругая пластина; 11 —оболочка корпуса НА
Рис. 3.13. Поворотные лопатки направляющих аппаратов компрессора:
а — двухопорного ВНА; б — НА рамного типа; в — консольного НА; 1 — передний корпус компрессора;
2 поворотные рычаги; 3 — ведущие кольца, 4 — втулки, используемые в качестве подшипников скольжения; 5 — полукольца
Поворотные лопатки РИА (рис. 3.13) имеют цилиндрические цапфы, с помощью которых они опираются на втулки 4 и полукольца 5, выполняющие роль подшипников скольжения. Втулки и полукольца изготавливают из антифрикционных материалов — алюминиевых сплавов, бронзы, фторопласта. На наружные цапфы лопаток закрепляют поворотные рычаги 2, которые шарнирно соединяют с ведущими кольцами 3, используемыми одновременно и в качестве синхронизирующих элементов. Поворот ведущих колец производят через систему рычагов силовыми гидроцилиндрами. Управление механизмами поворота лопаток автоматизировано. Оно производится по сигналам датчиков приведенной частоты вращения ротора или степени повышения давления воздуха в компрессоре.
Во многих ГТД противопомпажные системы оборудованы как РНА, так и устройствами перепуска воздуха. Такие системы наиболее эффективны. Диапазон работы устройств перепуска воздуха в этих системах удается ограничить только режимом запуска двигателя.
3.6.	ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Центробежные компрессоры уступают осевым по таким показателям, как удельная производительность, КПД и степень повышения давления. Однако они имеют более широкий диапазон устойчивых режимов, малые осевые габариты (но увеличенный диаметр), простую конструкцию и низкую стоимость производства. В маломощных ГТД центробежные компрессоры в ряде случаев более эффективны, чем осевые, поэтому их применение ограничивают данным классом двигателей.
Центробежные компрессоры применяют одно- и двухступенчатые, с одно- и двухсторонним входом воздуха, с лопаточными и безлопаточными диффузорами. По типу рабочих колес они могут быть с открытыми, полузакрытыми и закрытыми колесами [43, 60]. Наибольшее применение в ГТД получили рабочие колеса полузакрытого типа.
Как и осевой компрессор, центробежный имеет вращающийся ротор и неподвижный статор.
Ротор компрессора включает в себя закрепленные на валу 9 (рис. 3.14, а, в) рабочее колесо 3 и вращающийся направляющий аппарат 2. В некоторых конструкциях этот аппарат изготавливают заодно с рабочим колесом 25. Ротор фиксируют в статоре с помощью подшипников качения (обычно на одном шариковом и одном роликовом). Рабочее колесо имеет несущий диск и лопатки, которые чаще всего выполняют радиальными. При его вращении на воздушный поток действуют центробежные силы, перемещая его радиально по межлопаточным каналам, где происходит повышение кинетической энергии и давления воздуха. Вращающийся направляющий аппарат обеспечивает
92
a
Рис, 3.14, Схема центробежного компрессора (а); способы крепления лопаток диффузора в корпусе (б) и рабочих колес на валу (в):
1 — ННА; <2— вращающийся направляющий аппарат; 3 — рабочее колесо; 4 — безлопаточный диффузор; 5 — радиальный лопаточный диффузор; 6 — осевой лопаточный диффузор; 7— лабиринтное уплотнение; 8 — разгрузочная полость; 9— вал; 10— отверстие для снижения давления в разгрузочной полости; // — выходной патрубок; 12— улитка; 13— лопатки радиального диффузора, выполненные заодно с несущим кольцом и распорными втулками; 14 — болт; /5 — корпус диффузора, 1ь н^лки осевого диффузора, изюювленные заодно с корпусом; 17 — паяный радиально-осевой диффузор; 18— штифт; 19 — чопатки осевого диффузора, выполненные заодно с несущим кольцом и фланцем; 20— винт; 21 — лопатки радиального диффузора (изготовлены заодно с несущим кольцом, которое зафиксировано от проворачивания штифтами 18)\ 22 шпилька; 23 гайки с отгибными замками; 24 — шлицы; 25 --рабочее колесо, выполненное заодно с ВНА; 26 — радиальный штифт
плавный безударный вход воздуха в межлопаточные каналы рабочего колеса.
Крепление рабочего колеса и вращающегося направляющего аппарата на валу ротора осуществляют различными способами (см. рис. 3.14, в): шпильками 22; шлицами 24 и гайкой 23; напрессовкой колеса 25 на вал с передачей крутящего момента осевыми штифтами 18; фиксацией на валу гайкой 23 с передачей момента радиальными штифтами 26. Во всех рассмотренных случаях взаимное центрирование элементов ротора выполнено плотной посадкой по цилиндрическим поясам. Для этой цели использованы также и осевые штифты 18.
В полузакрытых рабочих колесах с односторонним входом воздуха на задней торцевой поверхности несущего диска выполняют гребешки лабиринтного уплотнения 7, предназначенного для уменьшения утечек воздуха со стороны выхода из компрессора в разгрузочную полость 8. В полости 8 понижают давление воздуха с целью уменьшения осевой силы, действующей на шариковый подшипник ротора, для чего эту полость соединяют с зоной пониженного давления отверстиями 10 заданной площади проходного сечения.
Рабочие колеса и вращающиеся направляющие аппараты центробежных компрессоров изготавливают штамповкой с последующей механической обработкой из алюминиевых сплавов типа АК2 или АК4. Высоконагруженные рабочие колеса, работающие при высоких окружных скоростях, выполняют из титановых сплавов ВТЗ, ВТ10. Иногда применяют стальные рабочие колеса, выполненные прецезионным литьем. Для валов используют те же стали, что и для валов осевых компрессоров.
Статор компрессора состоит из неподвижного направляющего аппарата (ННА) /, корпуса (в состав которого входят корпусы опор) и диффузора. ННА служит для закрутки потока в сторону вращения рабочего колеса и увеличения его скорости. В схеме компрессора, приведенной на рис. 3.14, а, лопатки ННА выполняют также роль силовых элементов корпуса передней опоры.
Корпус компрессора состоит из нескольких деталей, изготовленных, как правило, литьем и соединенных между собой с помощью фланцев. Жесткость корпуса повышают применением ребер, расположенных радиально и по окружности. На внутреннюю поверхность крышки корпуса со стороны лопаток рабочего колеса наносят слой мягкого покрытия, позволяющего уменьшить зазоры между лопатками и крышкой до предельно возможных значений.
В корпусе компрессора на выходе из рабочего колеса размешают диффузор, который служит для повышения давления путем преобразования кинетической энергии движения потока. Обычно в начале применяют короткий безлопаточный диффузор 4, а за ним располагают лопаточный. В случае кольцевого выходного канала с осевым выходом используют два лопаточных диффу
94
зора — радиальный 5 и осевой 6. Если воздух из компрессора необходимо отводить через отдельные патрубки, то после радиального диффузора размещают улитку 12, в которой продолжается торможение потока, а на выходе из нее—выходные патрубки 11. Лопатки радиального и осевого диффузоров могут быть выполнены литьем совместно с корпусом, но чаще применяют вставные диффузоры с различными способами их крепления к корпусу. Некоторые из этих способов показаны на рис. 3.14, б.
Конструкционными материалами для элементов корпуса центробежного компрессора служат алюминиевые литейные сплавы АЛ4, АЛ5. Лопатки диффузоров иногда изготавливают из сталей для повышения их стойкости к эрозионному износу. Лопатки ННА выполняют из тех же материалов, что и лопатки НА осевых компрессоров.
3.7.	ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ КОМБИНИРОВАННЫХ КОМПРЕССОРОВ
Применение осевых компрессоров в ГТД весьма малых мощностей неэффективно, так как при небольших расходах воздуха лопатки их последних ступеней получаются слишком короткими, что приводит к существенным потерям энергии на непроизводительные перетекания воздуха в радиальных зазорах. Поэтому для обеспечения достаточно высоких значений в компрессорах таких ГТД за осевыми ступенями последовательно устанавливают заключительную центробежную ступень, которая удовлетворительно работает при малых расходах воздуха и может дать от 40 до 75% общей работы сжатия. Выполненные по данной схеме комбинированные компрессоры получили название осецентробежных.
В осецентробежном компрессоре (рис. 3.15, а) рабочее колесо центробежной ступени 12 применяют полузакрытого типа с односторонним входом воздуха со стороны осевой части, что обеспечивает плавность воздушного тракта. В однокаскадных схемах центробежное колесо соединяют с осевыми, формируя общий ротор, например, взаимной напрессовкой его элементов, стягиваемых центральным болтом 14. Возможно применение двухкаскадных схем, в которых осевая часть компрессора и центробежная ступень имеют приводы от отдельных турбин.
В связи с тем, что гидравлическая полость центробежной ступени имеет сложную форму, корпусные элементы для нее целесообразно выполнять литьем. Поэтому для осевой и центробежной частей применяют обычно общий литой корпус 5, имеющий продольные разъемы, а также продольные 6 и поперечные 7 ребра жесткости. Выходную часть компрессора рассматриваемого типа формируют так же, как и для чисто центробежного. В компрессоре, схема которого приведена на рис. 3.15,а,” выходная часть имеет радиальный безлопаточный диффузор Пи
95
улитку 9, от которой воздух отводится в камеру сгорания двигателя отдельными патрубками. Во входной части используют элементы 1—4, характерные для осевых компрессоров.
i
Рис 3.15. Схема осецентробежного (а) и диагонально-осевого (б) компрессоров:
1 — кок двигателя; 2 — внутреннее силовое кольцо корпуса передней опоры; 3 — лопатки ВНА; 4 — внешнее силовое кольцо корпуса передней опоры; 5 — литой корпус направляющих аппаратов; 6 — продольные ребра жесткости; 7 — поперечные ребра жесткости; 8— корпус улитки; 9—улитка; 10— задняя крышка улитки; 11 — безлопаточный радиальный диффузор; 12—рабочее колесо центробежной ступени; 13— корпус задней опоры; 14 — стяжной болт; 15 - - стойки переднего корпуса; 16—передний корпус компрессора; 17—рабочее колесо диагональной ступени; 18 — щелевая проставка; 19 — направляющий аппарат последней ступени; 20 — спрямляющий аппарат; 21 — сварной корпус задней опоры; 22 — стойки корпуса задней опоры
Стремление хотя бы частично устранить недостатки центробежного компрессора и сохранить его положительные качества привело к созданию диагональных ступеней, занимающих по принципу работы и параметрам промежуточное положение между центробежными и осевыми ступенями. В рабочем колесе диагональной ступени сжатие воздуха происходит как от действия центробежных сил, так и за счет уменьшения относительной скорости в расширяющихся межлопаточных каналах. Существенное сжатие воздуха в рабочем колесе позволяет уменьшить степень его торможения и связанные с этим потери в диффузоре, который фактически приобретает функции направляющего аппарата осевой ступени. Отмеченное обстоятельство обусловило целесообразность применения диагонально-осевого компрессора
96
с первой диагональной ступенью и последующими осевыми. Такой компрессор обеспечивает достаточно высокую степень повышения давления при небольшом общем числе ступеней.
Лопатки рабочего колеса диагональной ступени 17 (см. рис. 3.15, б) обычно выполняют заодно с диском, который соединяют с рабочими колесами осевых ступеней по схеме формирования ротора барабанно-дисковой конструкции. При отборе мощности от ротора к потребителям, расположенным в передней части двигателя, подвод воздуха к лопаткам рабочего колеса диагональной ступени осуществляют через радиально-кольцевой канал, образованный между оболочками и стойками 15 литого переднего корпуса компрессора 16. В случае свободной от агрегатов передней части двигателя целесообразно применять осевой вход воздуха в диагональную ступень, исключающий гидравлические потери на поворот потока.
Для расширения диапазона устойчивой работы диагональной ступени и компрессора в целом над этой ступенью выполняют замкнутую кольцевую воздушную полость, сообщаемую с проточной частью окнами щелевой проставки 18.
Осевая часть компрессора данного типа может быть выполнена любыми характерными для осевых компрессоров способами. В частности, для компрессора, схема которого приведена на рис. 3.15, б, корпус направляющих аппаратов 5 применен литой конструкции с продольными 6 и поперечными 7 ребрами жесткости. На выходе установлен сдвоенный неподвижный лопаточный аппарат, состоящий из НА последней ступени 19 и спрямляющего аппарата 20. Корпус задней опоры 21 составлен из нескольких тонкостенных оболочек, соединенных сваркой. Широкие стойки этого корпуса 22 размещены во входном диффузоре камеры сгорания.
Кроме вышерассмотренных, возможно также применение других схем комбинированных компрессоров, например диагональноцентробежного с первой диагональной и второй центробежной ступенями. Для малоразмерного ГТД такой компрессор может обеспечить высокую степень повышения давления при небольшой относительной массе конструкции и приемлемом КПД-
3.8.	ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
Наибольшее число неисправностей компрессоров связано с попаданием в двигатель посторонних предметов. Крупные предметы, например камни, птицы, крупный град, куски льда с ВПП или РД, могут вызвать локальные забоины и вмятины на деталях проточной части, большие их общие остаточные деформации или даже полное разрушение (обрыв) рабочих лопаток с последующими вторичными разрушениями элементов по всему тракту двигателя. Забоины, вмятины и общие остаточные деформации
7 Зак. 4527
97
лопаток приводят к нарушению расчетной формы проточной части компрессора, что сопровождается падением его КПД,увеличением удельного расхода топлива и температуры газа перед турбиной. Искажение расчетной геометрии поврежденных лопаток вызывает разбалансировку ротора и повышение уровня вибраций двигателя, а также может стать причиной появления новых резонансных режимов и автоколебаний лопаток. Механические повреждения создают повышенную концентрацию напряжений в лопатках, что совместно с вышеуказанным увеличением уровня вибронагруженности развивает возможность их ускоренного разрушения от усталости.
Распространенной неисправностью вентиляторов ТРДД является расстыковка рабочих лопаток по антивибрационным полкам в результате их деформации от ударов посторонними предметами или износа поверхностей контакта полок. Эта неисправность сопровождается увеличением уровня вибронагруженности лопаток из-за утраты полками своих демпфирующих свойств и снижения жесткости рабочего колеса.
Для уменьшения повреждений деталей компрессора крупными посторонними предметами необходимо создавать защитные устройства на входе в двигатель, повышать прочность и жесткость элементов входной части компрессора (особенно рабочих колес первых ступеней), а также размещать воздухозаборники по возможности на большем удалении от поверхности земли. Кроме конструктивных мероприятий по снижению указанных повреждений следует использовать эксплуатационные, такие как тщательная уборка ВПП и РД, уменьшение руления самолетов на аэродроме за счет их буксировки, применение аэродромных средств отпугивания птиц и т. п.
Попадание в двигатель вместе с воздухом большого количества песка и пыли приводит к интенсивному эрозионному износу лопаток компрессора, ухудшающему их аэродинамические и прочностные характеристики. Эрозионному износу (выветриванию) подвержены также мягкие покрытия, применяемые для уплотнения радиальных зазоров проточной части, при котором (как и в случае износа лопаток) падает КПД компрессора и возрастает удельный расход топлива двигателя. Для уменьшения эрозионного износа элементов компрессора применяют пылезащитные устройства на входе в двигатель, рабочие и направляющие лопатки первых ступеней выполняют стальными, используют мягкие покрытия с повышенной эрозионной стойкостью.
Наличие в атмосферном воздухе влажных частиц глины, речного ила и других вязких компонентов может постепенно вызвать сильное загрязнение проточной части компрессора, которое существенно ухудшает параметры двигателя, в том числе его топливную экономичность. В этом случае для восстановления свойств компрессора осуществляют промывку проточной части синтетическими моющими средствами.
98
Атмосферный воздух некоторых районов содержит химически активные вещества, например соли морской воды или солончаковой пыли, которые являются причиной коррозии деталей компрессора, особенно лопаток последних ступеней, где коррозия активизирована повышенными температурами. Наиболее подвержены коррозионным повреждениям тонкие выходные кромки лопаток. Эти повреждения создают повышенную концентрацию напряжений и возможность развития усталостных трещин в лопатках при колебаниях. Для обеспечения высокой коррозионной стойкости на поверхность лопаток наносят различного типа защитные покрытия.
Значительное число неисправностей деталей компрессоров имеет усталостный характер. Усталостные трещины в рабочих лопатках и дисках возникают в результате увеличения вибрационных нагрузок и снижения прочностных свойств материалов под влиянием целого ряда причин (возможно случайных), отдельные из которых рассмотрены выше. Причинами усталостного разрушения деталей могут быть также не обнаруженные в производстве металлургические и технологические дефекты: пустоты и включения в материалах деталей, прижоги поверхностей при шлифовании и т. п.
Для своевременного обнаружения вышерассмотренных неисправностей компрессоров следует выполнять периодические осмотры всех элементов их проточной части. Поэтому корпусы компрессоров оборудуют необходимым количеством смотровых окон. Окна закрывают легкосъемными заглушками, для крепления которых иногда (в труднодоступных местах расположения окон) применяют цанговые замки, открываемые специальными инструментами. Через смотровые окна осуществляют визуальный контроль деталей проточной части с помощью оптических приборов — эндоскопов. Использование в этих приборах гибких волоконных световодов позволяет через одно окно осмотреть детали нескольких ступеней компрессора.
Кроме повреждений деталей проточной части компрессоров возможны неисправности других элементов их конструкции, в частности износ подшипников опор и деталей приводов агрегатов, разрушение масляных уплотнений подшипников и т. д. С целью обнаружения этих неисправностей в эксплуатации следует применять специальные методы контроля, например контроль параметров маслосистем, спектральный анализ масла и др.
Возможны также неисправности элементов вспомогательных систем компрессоров, таких как противообледенительная и про-тивопомпажная системы (засорение датчика обледенения, заклинивание механизма поворота лопаток НА и т. п.). Для поиска неисправностей данных систем используют рекомендации, разрабатываемые отдельно по каждому конкретному двигателю.
7*
99
Глава 4. КАМЕРЫ СГОРАНИЯ
В камерах сгорания ГТД происходит процесс подвода тепла к рабочему телу (воздуху) при горении топлива.
При разработке конструкции камер сгорания стремятся обеспечить выполнение следующих требований по эффективности, надежности работы и технологичности: высокая полнота сгорания на рабочих режимах (не менее 99%); минимальные потери полного давления (б‘ — р*/р‘— (0,94...0,97); широкий диапазон устойчивой работы без срыва пламени и вибрационного горения на всех эксплуатационных режимах полета; надежный запуск на земле и в воздухе; равномерное поле давлений и температур в окружном направлении (для исключения прогаров лопаток сопловых аппаратов и уменьшения вибрационных напряжений в рабочих лопатках); стабильность в процессе эксплуатации радиальной эпюры температур на выходе; достаточная прочность и жесткость узла при малой массе; доступность осмотра элементов камер сгорания в эксплуатационных условиях; низкий уровень содержания вредных веществ (СО, НС, NOX) и дыма в продуктах сгорания.
4.1. ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА В КАМЕРЕ СГОРАНИЯ
Большое влияние на протекание процесса горения в камерах оказывают состав топливовоздушной смеси, температура и давление в камере.
Состав смеси характеризуется коэффициентом избытка воздуха а, который представляет собой отношение действительного расхода воздуха GB к теоретически необходимому для сжигания
где £0 — стехиометрический коэффициент, т. е. количество воздуха, необходимое для сжигания 1 кг топлива (для керосина Lo= 14,75 кг воздуха на 1 кг топлива); GT — секундный расход топлива, кг/с. При полном сгорании смеси стехиометрического состава (а=1) температура продуктов сгорания достигает максимальных значений 2500...2800 К.
При а<1 топлива в смеси содержится в избытке («богатая смесь»); при этом несгоревшее топливо будет отбирать тепло от горючих газов и понижать их температуру. При а>1 («бедная смесь») имеется избыток воздуха (рис. 4.1). При amax<a-<amin наступает срыв процесса горения.
Горение в камере проходит тем интенсивнее, чем выше температура, давление и степень турбулентности потока. Чем выше скорость горения, тем меньше потребный объем камеры, ее габариты и масса.
100
Минимальные габариты будут иметь камеры со стехиометрическим составом смеси (а=1). Однако высокая температура продуктов сгорания такой смеси (~2500 К) недопустима для лопаток турбин при современном уровне жаропрочности материала и технологии производства.
Рис. 4.1. Зависимость температуры продуктов сгорания от коэффициента избытка воздуха
Достигнутый в настоящее время уровень температур газов перед турбиной составляет 1600... 1700 К- Такое снижение температуры по сравнению со стехиометрической требует увеличения коэффициента избытка воздуха в камере до а=2,0...4,0, т. е. «прокачки» через двигатель дополнительного большого расхода воздуха. Это существенно увеличивает габариты двигателя по сравнению с «идеальным» стехиометрическим. Кроме того, смеси такого состава являются практически негорючими.
Отсюда следует, что для организации интенсивного сгорания камера должна содержать зону горения, в которой а= 1,0...1,4^ и зону (область) смешения, где осуществляется подмешивание избыточного воздуха для снижения температуры газов до допустимого уровня.
Принципиальная схема камеры сгорания показана на рис. 4.2. Она состоит из диффузора 1, жаровой трубы 4, наружного 5 и внутреннего 6 корпусов, рабочей форсунки 2. В диффузоре скорость воздуха снижается со 120...140. м/с на входе до 50...70 м/с на выходе из него.
101
Подача воздуха в зону горения в количестве 25...40% осуществляется через отверстия стабилизирующего устройства жаровой трубы и первые ряды отверстий в ее стенках. Стабилизирующее устройство создает интенсивную турбулизацию потока в зоне горения и обеспечивает образование зоны «обратных токов», в которой горячие продукты сгорания перемещаются навстречу свежим порциям топливовоздушной смеси и непрерывно поджигают их. Благодаря этому становится возможным существование стационарного фронта пламени в потоке топливовоздушной смеси, движущейся с большой скоростью (30... ...45 м/с).
Рис. 4.2. Принципиальная схема камеры сгорания:
1—диффузор; 2—рабочая форсунка; 3—фиксатор; 4 — жаровая труба;
5 — наружный корпус; 6 — внутренний корпус
Основная часть расхода воздуха (55... 75%) подводится в жаровую трубу в виде смесительного воздуха (бвц на рис. 4.2). Подвод осуществляется через основные (смесительные) отверстия, расположенные в несколько поясов по длине жаровой трубы. Часть этого воздуха используется для пленочного охлаждения стенок жаровой трубы.
4.2. КОНСТРУКТИВНЫЕ компоновки ОСНОВНЫХ КАМЕР СГОРАНИЯ
По конструктивному выполнению камеры сгорания делятся на индивидуальные, кольцевые и трубчато-кольцевые.
Индивидуальные камеры
Индивидуальные (трубчатые) камеры сгорания применялись на первых реактивных двигателях с центробежным компрессором. Преимущества данной схемы заключаются в хорошей производственной, ремонтной и эксплуатационной технологичности
102
(легкость доводки камеры при ее разработке и испытании, простота сборки, возможность замены в эксплуатационных условиях) .
В то же время принципиальные недостатки трубчатых камер (большие габариты и масса всего узла камеры, большая неравномерность поля температуры газа на выходе) привели к тому, что в современных ГТД индивидуальные камеры почти не находят применения. Одна из выполненных конструкций трубчатых камер сгорания представлена на рис. 4.3.
Рис. 4.3. Трубчатая камера сгорания:
/ — входной конус; 2 — лопаточный завихритель; 3 — центрирующий стакан; 4 — жаровая труба; 5 — сварной кожух
Фронтовое устройство камеры содержит входной конус 1 для дозировки первичного воздуха и лопаточный завихритель 2, включающий десять лопаток, установленных под углом 50° к оси камеры. Во внутреннее кольцо завихрителя установлена двухступенчатая центробежная топливная форсунка. Перфорационный конус интенсифицирует горение за счет турбулизации потока, поступающего в зону горения.
Жаровая труба 4 сварена из отдельных секций, выполненных из жаропрочной листовой стали толщиной 1,2 мм.
Осевая фиксация жаровой трубы достигается тремя центрирующими стаканами 3, расположенными под углом 120° друг к другу. Свободное опирание трубы спереди — на форсунку, сзади — на газосборник обеспечивает свободу ее теплового расширения. Жаровые трубы соседних камер соединяются между собой при помощи соединительных патрубков. Это позволяет выравнивать давление в камерах и осуществлять зажигание смеси при запуске в тех камерах, где нет воспламенителей.
103
Трубчатые камеры хорошо компонуются в сочетании с центробежным компрессором, поскольку диаметр такого компрессора всегда превышает диаметр турбины.
Теплонапряженность данной камеры составляет около 1700 КДж/(м3-ч• Па), потери полного давления — 4%, коэффициент полноты сгорания — 0,97...0,99.
Кольцевые камеры
В кольцевой камере сгорания единая жаровая труба, имеющая вид тороидальной оболочки вращения, расположена в кольцевом пространстве между наружным и внутренним корпусами, ограничивающими проточную часть камеры.
Кольцевые камеры компактны, хорошо вписываются в габариты двигателя, имеют малую массу (5...7% массы двигателя), обеспечивают высокую окружную равномерность температуры газа, обладают хорошими пусковыми свойствами и сравнительно небольшими потерями полного давления.
В то же время кольцевые камеры обладают низкой эксплуатационной технологичностью, так как контроль технического состояния и замена их в эксплуатационных условиях затруднены. Отработка камер в процессе доводки требует громоздких испытательных стендов. Тем не менее, достоинства кольцевых камер сгорания обуславливают все более широкое их применение в конструкциях современных ГТД.
Примеры конструктивного выполнения кольцевых камер представлены на рис. 4.4, 4.5.
В первом случае (см. рис. 4. 4) жаровая труба, выполненная из листового жаропрочного никелевого сплава, фиксируется в осевом направлении с помощью радиальных штифтов, воспринимающих также вес передней части жаровой трубы. Телескопическое соединение обеспечивает опирание задней части жаровой трубы и ее свободное тепловое расширение.
В передней торцевой части жаровой трубы приварена толстостенная плита, в отверстиях и полостях которой вмонтированы лопаточные завихрители, коллекторы и каналы подвода топлива к большому количеству (139 шт.) малорасходных центробежных форсунок.
Секции жаровой трубы соединены роликовой сваркой, а в средней части для повышения ремонтной технологичности установлено заклепочное соединение, демонтаж которого при ремонте позволяет в случае необходимости заменить дефектную заднюю часть трубы. Подача воздуха в зону горения происходит через каналы завихрителей и первые ряды отверстий в стенках жаровой трубы. Смесительный воздух поступает, в основном, через смесительные патрубки. Диффузор камеры — изоградиентный. Для исключения потери устойчивости внутренняя стенка подкреплена ребрами жесткости.
104
Наружная и внутренняя стенка образуют корпус камеры, включенный в силовую схему двигателя и передающий усилия от присоединенных деталей к переходному корпусу.
Отличительной особенностью кольцевой камеры сгорания, показанной на рис. 4.5, является применение дополнительного диффузора в передней части жаровой трубы для снижения скорости воздуха, поступающего в зону горения до требуемого уровня. В сочетании с основным диффузором срывного типа такая конструкция позволяет получить более компактную в осевом направлении камеру.
В малоразмерных двигателях и вспомогательных силовых установках для получения минимальных осевых габаритов часто применяют противоточные кольцевые камеры сгорания, в которых направление потока внутри камеры изменяется на 180°.
Трубчато-кольцевые камеры
Трубчато-кольцевые камеры сгорания образованы комбинацией конструктивных признаков трубчатых и кольцевых камер. Отдельные жаровые трубы расположены в кольцевом пространстве между наружным и внутренним корпусами. Зоны горения соседних жаровых труб сообщаются посредством соединительных патрубков. Наружный и внутренний корпусы включены в силовую схему.
Во многом трубчато-кольцевые камеры включают в себя положительные стороны трубчатых и кольцевых камер. Наличие отдельных жаровых труб облегчает организацию процесса горения и доводку камеры. По сравнению с кольцевыми этот тип камер обладает повышенной эксплуатационной технологичностью.
Для осмотра жаровых труб наружный корпус камеры сдвигают в сторону турбины либо выполняют с продольным эксплуатационным разъемом.
По массе и габаритам трубчато-кольцевые камеры занимают промежуточное положение между трубчатыми и кольцевыми.
Определение основных размеров камер сгорания
Основные размеры камеры сгорания определяют в следующем порядке:
1.	Рассчитывают потребный объем жаровой трубы (или суммарный объем жаровых труб для трубчато-кольцевой камеры сгорания):
где GT — часовой расход топлива, кг/ч; Ни — удельная теплота сгорания, кДж/кг; (для керосина Нил;43000 кДж/кг); £кс— коэффициент выделения тепла (£кс=0,98...0,99); р*— давление
105
106
Л'А
s
Рис. 4.4. Кольцевая камера сгорания с многофорсуночным подводом топлива: а — общий вид; б — сечения
§
да
Рис. 4.5. Кольцевая камера сгорания:
1 — спрямляющая лопатка; 2 — фиксатор жаровой трубы; 3, 4, 5 — топливоподающая арматура; 6 — форсунка; 7 — воспламенитель; 8— жаровая труба; 9 — наружный корпус; 10— внутренний кожух
на выходе из компрессора, Па; Qx — теплонапряженность камеры, кДж/м3 • ч • Па.
Величина определяется уровнем температуры газа перед турбиной и типом конструктивной схемы камеры. Величину выбирают в пределах (1,5...3,0) 103 кДж/м3-ч-Па, имея в виду, что более высокие уровни теплонапряженности соответствуют трубчато-кольцевым камерам сгорания и повышенным значениям температур газа.
2.	Определяют максимальную площадь поперечного сечения камеры сгорания:	G
м3’
УкСср
где Gr — расход газа, кг/с; рк — массовая плотность воздуха на выходе из компрессора; Сср — средняя условная скорость газа в максимальном сечении камеры. По статистике Сср==30...45 м/с.
3.	Определяют наружный диаметр камеры сгорания из условия DKC= (1,05...1,1) DK, где DK — наружный диаметр на выходе из компрессора;
4.	Определяют внутренний диаметр камеры dKC:
м.
5.	Рассчитывают диаметр делительной окружности Da, делящей поперечное сечение камеры на две равновеликие по площади части:
2	’ М’
6.	Определяют площадь поперечного сечения жаровой трубы (суммарную площадь жаровых труб для трубчато-кольцевой камеры) исходя из статистических данных:
77ж=(0,6...0,8) FKC, м2.
Большие значения коэффициента соответствуют кольцевой камере.
7.	Рассчитывают длину жаровой трубы:
жч ~~г » М*
'ж
8.	Для кольцевой камеры определяют высоту кольца /гж:
/гж=—н-’ м-лПд’
9.	Для трубчато-кольцевой камеры диаметр dx и число жаровых труб i находят их уравнений:
^D =id  k,
где k—1,1. ..1,5 — коэффициент, учитывающий необходимость промежутка между жаровыми трубами.
109
Совместное решение этих уравнений дает:
г/ж
4FKk
ii2D ’
_2£л_ dx • k
М
Полученное значение i округляют в меньшую сторону до целого числа i* и уточняют диаметр dx:
. л£)а
d==——, м.
ж tk
10.	Определяют длину диффузора на входе в камере сгорания; по статистическим данным /диф= (0,4...0,6) /жт. Меньшие величины коэффициента соответствуют срывным и комбинированным диффузорам.
11.	Определяют полную длину камеры:
/ —I 4-1
КС гжт « диф’
4.3. КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КАМЕР СГОРАНИЯ
В соответствии с принципами организации рабочего процесса в камере основными элементами ее, обеспечивающими выполнение соответствующих функций, являются: диффузор; фронтовое устройство; смесительное устройство; элементы охлаждения стенок жаровой трубы; элементы крепления; пусковые воспламенители; дренажное устройство.
Конструктивные схемы диффузоров представлены на рис. 4.6. Наиболее прост по конструкции прямостенный диффузор. Угол расширения канала такого диффузора не должен превышать 15° во избежание отрыва потока от стенок. Выполнение этого требования существенно увеличивает длину диффузора, а следовательно, массу и габариты двигателя.
Меньшие осевые габариты имеет,изоградиентный диффузор, спрофилированный по закону постоянного по длине градиента давлений: dp/dx—const. Такой диффузор на расчетном режиме обеспечивает безотрывное течение потока и малые гидравлические потери. Однако вдали от расчетного режима характеристики изоградиентного диффузора существенно ухудшаются, возрастают потери полного давления, искажается поле температур перед турбиной.
Более широкий диапазон устойчивой работы имеет изогради-ентный диффузор с разделителями потока, препятствующими поперечному движению воздуха.
В последнее время широкое распространение получили диффузоры фиксированного срыва (см. рис. 4.6,в), в которых для уменьшения длины узла и стабилизации поля температур перед турбиной обеспечивают торможение потока в канале, заканчивающемся внезапным расширением. Такие диффузоры обладают высокой стабильностью характеристик, минимальными осевыми
110
габаритами, но повышенными потерями полного давления. В ряде конструкций диффузоров применяется комбинация указанных способов торможения потока.
Рис. 4.6. Конструктивные схемы диффузоров камер сгорания: а — прямостенный; б — изоградиентный; в — фиксированного срыва; г — комбинированный (изоградиентный с разделителем потока и фиксированным срывом)
Фронтовые устройства расположены в передней части жаровой трубы. Они осуществляют дозировку воздуха, поступающего в зону горения, и создают зону обратных токов, стабилизирующих фронт пламени в определенной области зоны горения. В некоторых конструкциях камер (см. рис. 4.5) фронтовые устройства жаровых труб содержат дополнительные диффузорные конические каналы, которые в совокупности с основным диффузором обеспечивают требуемое снижение скорости потока. При этом расчетная длина всего диффузора оказывается меньшей.
Основным элементом фронтового устройства является стабилизатор пламени. В реальных конструкциях нашли применение три типа стабилизаторов: лопаточный завихритель (рис. 4.7, а), щелевой (см. рис. 4.7, б) и струйный (рис. 4.7, в) стабилизаторы.
Лопаточный завихритель представляет собой кольцевой канал, по окружности которого установлены от 6 до 15 лопаток, расположенных под углом 45...65° к оси потока. Во внутреннее кольцо завихрителя входит топливная форсунка, наружное кольцо крепится к передней стенке жаровой трубы. Закрученный
111
в лопаточном завихрителе воздух отбрасывается центробежными силами на периферию жаровой трубы, а в центральной ее части образуется зона пониженного давления, способствующая образованию обратных токов. В щелевом и струйном стабилизаторах аналогичный эффект создается за счет принудительного направления воздуха к периферийной зоне.
Рис. 4.7. Стабилизаторы пламени: / а — лопаточный; б — щелевой; в — струйный
К числу фронтбвых устройств, нашедших применение в конструкции некоторых камер сгорания, относят турбулизаторы воздуха (см. рис. 4.3.). Они выполняются в виде конических или плоских перегородок с большим количеством мелких отверстий и устанавливаются на входе в жаровую трубу. Повышенная турбулентность потока после турбулизатора улучшает перемешивание воздуха с топливом, повышает скорость горения и уменьшает длину факела пламени.
Смесительные устройства (см. рис. 4.8) служат для подвода смесительного воздуха в камеру сгорания и снижения температуры продуктов сгорания до допустимого уровня. Применяют два вида смесителей: в виде круглых или эллиптических отверстий большого диаметра, расположенных в несколько рядов в зоне смешения и в виде смесительных патрубков.
Применение смесительных отверстий дает минимальные гидравлические потери, но глубина проникновения смесительного
112
воздуха может оказаться недостаточной, особенно для кольцевых камер сгорания. Смесительные патрубки обеспечивают необходимую глубину и интенсивность перемешивания воздуха с газом, однако они создают большее сопротивление, чем отверстия. Кроме того, возникают трудности с охлаждением концов патрубков, глубоко заходящих в зону горения.
Рис. 4.8. Смесительные устройства: а — в виде отверстий; б — в виде патрубков
Кромки смесительных отверстий подвержены воздействию градиента температур, и в процессе работы двигателя в них возникают термические напряжения. Для снижения этих напряжений кромки изолируют от охлаждающего воздуха с помощью плавающих втулок (рис. 4.9) или повышают жесткость кромок посредством их отбортовки (рис. 4.10). Отбортовка кромок обеспечивает также более глубокое проникновение смесительного воздуха.
Рис. 4.9. Изоляция кромок отверстия: / — плавающая втулка; 2 — стенка жаровой трубы
Рис. 4.10. Отбортовка отверстий
113
8 Зак. 4527
Для снижения температуры стенок жаровой трубы применяют пленочно-заградительное (рис. 4.11, а) или радиаторное охлаждение. По эффективности использования охлаждающего воздуха пленочно-заградительное охлаждение значительно превосходит радиаторное и потому получило широкое распространение.
Рис. 4.11. Охлаждение стенок жаровой трубы: а — пленочно-заградительное; б — душевое + пленочное; в — двойное пленочное охлаждение; г — сравнение эффективности способов охлаждения по величине расхода воздуха; д термокомпенсационные разрезы
Одним из недостатков пленочного охлаждения является высокий уровень температурных напряжений в месте стыка (сварки) двух кольцевых секций, одна из которых, наружная, имеет более низкую температуру, чем внутренняя, обращенная к зоне горения. При этом в наружной оболочке возникают напряжения растяжения, способные вызвать образование трещин. Для снижения температурных напряжений в месте стыка оболочек применяют термокомпенсационные разрезы (см. рис. 4.11, б).
Стремление повысить эффективность использования воздуха, охлаждающего стенки камеры, привело к появлению более сложных систем охлаждения, показанных на рис. 4. 11, б, в. Сравнительный анализ эффективности указанных схем приведен на рис. 4. 11, г. Здесь в качестве 100% расхода охлаждающего воздуха принят расход воздуха при чисто пленочном охлаждении, когда средняя температура стенок жаровой трубы Тст составляет
114
1300 К- Применение более сложных систем охлаждения предусмотрено для двигателей с высокими параметрами цикла: л*= 30...35, К =1750... 1800 К-
Элементы крепления жаровой трубы камеры сгорания должны обеспечить передачу осевой и поперечной силы жаровой трубы и, одновременно, свободное тепловое расширение ее в осевом и радиальном направлении от места фиксации.
Выполнение этого требования достигается установкой фиксаторов, воспринимающих осевую силу жаровой трубы и не препятствующих ее тепловому расширению (рис. 4.12). Осевое усилие жаровой трубы передается на фиксатор 2 сферическим вкладышем 3, размещенным в корпусе 5 с помощью разрезной втулки 4. Постановка сферического вкладыша снижает контактное давление при передаче усилия, чем облегчается свободное тепловое расширение жаровой трубы. В кольцевых камерах сгорания фиксаторы помимо осевой силы передают также поперечную силу жаровой трубы. В индивидуальных и трубчато-кольцевых камерах поперечная сила передается посредством свободного телескопического опирания жаровой трубы спереди — на форсунку, сзади — на газосборник или на соответствующую центрирующую поверхность.
Рис. 4.12. Фиксатор жаровой трубы:
1 — фланец; 2 — фиксатор;
3 — сферический вкладыш;
4 — разрезная втулка; 5 — корпус жаровой трубы; 6 — обечайка
Пусковой воспламенитель обеспечивает начальное воспламенение топливовоздушной смеси в камере сгорания при запуске двигателя. В общем случае воспламенитель содержит свечу 8*	115
поверхностного разряда, устройства подачи топлива и воздуха в камеру сгорания воспламенителя. Для повышения надежности запуска камеры сгорания в нее устанавливают 2...3 воспламенителя. В некоторых конструкциях камер применяют только электрическую свечу зажигания. Это упрощает конструкцию, однако снижает высотность запуска и приводит к воздействию на свечу горячих газов.
Дренажное устройство (рис. 4.13) служит для слива топлива из камеры сгорания после останова или неудачного запуска двигателя. Оно расположено в нижней точке камеры сгорания и при неработающем двигателе сообщает ее с дренажной системой. Устройство состоит из золотника клапана 2 с конической посадочной поверхностью, корпуса 3 с направляющей золотника и пружины 4, стремящейся переместить золотник в верхнее положение. При работе двигателя золотник клапана под действием давления воздуха в камере сгорания перемещается
Рис. 4.13. Дренажное устройство:
1 — стенка корпуса камеры сгорания; 2 — золотник клапана; 3 — корпус; 4 — пружина; а — отверстие слива топлива из камеры сгорания; б — отверстие отвода топлива в дренажную систему
вниз и своей конической посадочной поверхностью садится на седло клапана, выполненное в корпусе устройства. После выключения двигателя давление воздуха в камере уменьшается до атмосферного, золотник усилием пружины поднимается вверх и обеспечивает отвод несгоревшего топлива через отверстие б в корпусе клапана в дренажную систему.
4.4.	МЕРЫ БОРЬБЫ С ЭМИССИЕЙ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ В КАМЕРАХ СГОРАНИЯ
Отдельные компоненты продуктов сгорания авиационных топлив токсичны, отрицательно действуют на человека, загрязняют окружающую среду, способствуют образованию фотохимического смога. К таким компонентам следует отнести оксиды азота (Л/Ох), серы (SOX), углерода (СО), сернистые соединения (^2-S), углерода (СН) и дым (частички сажи).
116
Количественно наличие отдельных выбросов оценивают в граммах загрязняющего вещества, приходящегося на 1 кг сгоревшего топлива. К наиболее химически активным выбросам относят соединения серы (SO2, SO3), которые во взаимодействии с водяными парами образуют серную кислоту. Самое радикальное средство борьбы с образованием сернистых соединений — снижение содержания серы в самом топливе.
Эмиссия оксидов азота (NOX) резко увеличивается при повышении температуры, давления газа и времени пребывания смеси в зоне высоких температур. Проблема образования оксидов азота особенно обострилась в связи с ростом параметров цикла авиационных ГТД (л*, Г').
Выбросы оксидов углерода (СО) и углеводородов (СИ) интенсифицируются на режимах малой мощности ГТД, когда вследствие понижения температуры и давления воздуха, поступающего в зону горения, а также ухудшения качества и равномерности распиливания топлива уменьшается полнота сгорания.
Для снижения уровня токсичности выбросов авиационных ГТД применяют следующие меры:
—	использование многогорелочных фронтовых устройств с форсунками воздушного распыла. Такая камера обладает низким уровнем вредных выбросов вследствие невысокой температуры в зоне горения и малого времени пребывания смеси в ней (1...2 мс вместо обычных 4...6 мс);
—	применение двухзонных- камер с последовательным расположением зон и с предварительным смешением топлива и воздуха (рис. 4. 14). При этом на режиме малой мощности работает только первая (верхняя) зона горения, куда поступает топливовоздушная смесь, подготовленная в предварительной камере смешения. При увеличении режима работы топливо начинает поступать в основную (нижнюю) зону.
Такое последовательное расположение зон горения позволяет использовать зону малой мощности на повышенных режимах как дежурную и увеличить избыток воздуха в основной зоне. Это приводит к уменьшению температуры и времени сгорания смеси в основной зоне и снижению эмиссии /VOA;
—применение двухъярусных камер сгорания (рис. 4.15), в которых, как и в двухзонных камерах, сгорание топливовоздушной смеси оптимизировано на крайних по мощности режимах: на малых нагрузках работает только внешний контур, а при увеличении режима работают обе зоны, причем главная часть топлива подается в основную зону горения.
Попытка реализации современных требований, предъявляемых к камерам сгорания как по эффективности, так и по снижению эмиссии вредных выбросов, осуществлена на экспериментальном ТРДД Е3 (Energy Efficient Engine). Параметры двигателя на взлетном стендовом режиме: л‘=29,9, Т* = 1619 К, GB=55,2 кг/с, т = 4,5, Р=162,3 кН, а=3,09, т]г=(),995. На дви-
117
Рис. 4.14. Схема двухзонной камеры сгорания с последовательным расположением зон:
1 — форсунки зоны малой мощности; 2, 4 — каналы предварительного смешения топлива с воздухом; 3 — зона смешения вторичного воздуха с продуктами сгорания топлива; 5 — форсунки основной зоны горения; 6, 7 — перфорированные конические стабилизаторы пламени;
8 — вставки
Рис. 4.15. Схема «двухъярусной» камеры сгорания:
1 — форсунки основной зоны; 2 — форсунки зоны малой мощности;
3 — электрическая свеча
118
гателе применена двухстадийная (двухзонная) схема сжигания топлива. На режимах малой тяги работает только дежурная зона, что обеспечивает низкий уровень эмиссии СО и несгоревших углеводородов. На повышенных режимах работы подключается основная зона горения, позволяющая получить низкий уровень эмиссий окислов азота NOK. В обеих зонах использованы центробежные форсунки в сочетании с двумя соосными завихрителями с противоположным направлением закрутки воздуха.
Эффективность проведенных на двигателе Е3 мероприятий по снижению уровня эмиссии характеризуется данными, приведенными в таблице.
Уровни эмиссии вредных веществ в продуктах сгорания
Двигатель	Эмиссия в единицах ЕРА			
	СО	НС	NOX	Дым
CF6-50	10,8	4,3	7,7	13
т-7 А	10,4	4,8	6,5	4
Es	4,1	0,52	4,7	
В камере сгорания применен диффузор с короткой безотрывной частью и с последующим внезапным расширением потока, нечувствительный к изменению входных профилей скорости.
Другая отличительная особенность этого двигателя — применение эффективных методов охлаждения жаровой трубы. Одна из испытанных модификаций камеры сгорания двигателя предусматривала реализацию принципа охлаждения, показанного на рис. 4.11, в. При этом жаровая труба представляла собой двухстенбчную конструкцию, состоящую из силовой оболочки и внутренней стенки, набранной из отдельных сегментов. Силовая оболочка имеет большое число малых отверстий, через которые подается воздух для оросительного охлаждения каждого сегмента. Каждый из сегментов внутренней стенки устанавливается в соответствующий кольцевой трапециевидный паз силовой оболочки. Продольные стыки между соседними по окружности сегментами перекрывают друг друга и обеспечивают свободное тепловое расширение их в окружном направлении. Кроме того, каждый из сегментов имеет свободу теплового расширения в осевом направлении. Такая конструкция позволяет существенно снизить термические напряжения, возникающие в жаровых трубах на эксплуатационных режимах.
4.5.	ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ КАМЕР СГОРАНИЯ
К основным неисправностям камер сгорания, обнаруживаемым в эксплуатации, относятся прогары, коробления и трещины. Причинами появления этих неисправностей являются возникно
119
вение нерасчетных повреждающих факторов и отклонения в технологии изготовления и сборки узла.
Возникновению нерасчетных повреждений способствует нага-рообразование, появление которого свидетельствует о неполном сгорании топлива и несовершенстве организации процесса горения в данной камере. Отложение нагара на торцах форсунок искажает фронт пламени и поле температур. Это приводит к прогарам или перегреву и короблению стенок жаровой трубы, что еще более искажает структуру газового потока. Образование нагара на стенке жаровой трубы приводит к изоляции стенки от охлаждающего воздуха, местному повышению температуры и короблению (потере устойчивости) данного участка жаровой трубы. К короблению и последующему трещинообразованию стенок жаровой трубы приводит применение нестандартного или загрязненного топлива. В этом случае частичное засорение отдельных форсунок приводит к резкому перераспределению подаваемого в камеру топлива и искажению структуры газового потока. К аналогичным результатам приводит попытка повторного запуска двигателя после неудачного без предварительной холодной прокрутки и продувки газовоздушного тракта. Несмотря на наличие дренажного клапана, соединяющего нижнюю полость камеры с системой дренажа, загорание остатков топлива на стенках камеры при повторном запуске может привести к перегреву и короблению камеры.
Другой распространенный дефект камер сгорания, обнаруживаемый при эксплуатационном периодическом осмотре внутренних полостей, — трещинообразование. Основная причина появления трещин — повышенный уровень термоциклического воздействия в зонах, имеющих значительный температурный градиент, например на кромках отверстий подвода вторичного воздуха, в местах стыка горячей и относительно холодной оболочек. Появлению таких трещин способствуют отклонения в геометрии деталей или технологии их изготовления и сборки: чрезмерно острые кромки отверстий, остаточные напряжения после сварки, перекосы и несоосности при монтаже.
Другая причина образования трещин — резонансные колебания тонкостенных оболочечных конструкций, составляющих камеру сгорания. Такие колебания выявляются в процессе длительных стендовых испытаний и впоследствии устраняются усилением конструкции или перераспределением ее жесткости.
Глава 5. ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
Газовая турбина представляет собой лопаточную машину, в которой происходит отбор энергии сжатого и нагретого газа и преобразование ее в механическую энергию вращения ротора.
Газовая турбина должна отвечать основным требованиям, предъявляемым к узлам авиационного двигателя: обладать
120
компактностью, возможностью реализации большой единичной мощности при необходимом уровне надежности и удовлетворительной экономичностью.
Классифицируют газовые турбины в зависимости от направления движения газового потока, количества ступеней и каскадов, а также способов использования теплоперепада и подвода газа к рабочему колесу.
По направлению движения потока различают осевые и центростремительные турбины. В осевых турбинах поток в меридиональном сечении движется в основном вдоль оси турбины, в центростремительных — практически перпендикулярно к ней. Осевые турбины используются практически во всех типах ГТД. Центростремительные турбины применяют в основном при малых расходах газа (например, в ВСУ); в этом случае их КПД может превышать КПД осевых турбин.
Газовые турбины бывают одно-, двух- и многоступенчатые. Число ступеней определяется назначением и конструктивной схемой турбины, величиной располагаемой энергии и нагрузкой на ступень. Так, для ТРД характерно наличие одной — двух ступеней; в ТВД и ТРДД их число может доходить до 6 и более.
По числу каскадов различают одно-, двух- и трехкаскадные турбины. Однокаскадными в настоящее время являются в основном турбины ГТД небольшой тяги (мощности), а также ВСУ различного назначения. Большинство турбин современных ГТД — двухкаскадные. В некоторых ТРДД применяют трехкаскадные схемы.
Большинство газовых турбин являются реактивными (турбины со ступенями давления), в которых давление газа уменьшается как в сопловых аппаратах, так и на рабочих лопатках. Активные турбины, в которых на рабочем колесе происходит лишь поворот потока, применяются в основном в воздушных турбостартерах.
Иногда используют парциальные ступени турбины, где газовый поток подводится к сопловому аппарату турбины в некоторой части окружности. Однако КПД такой турбины меньше, чем при подводе газа по всей окружности, и применяют их в авиационных ГТД в тех случаях (например, в подъемных вентиляторах), когда существенно улучшаются другие характеристики (компоновочные, массовые и др.).
5.1.	КОНСТРУКТИВНЫЕ КОМПОНОВКИ ОСЕВЫХ ТУРБИН
Конструктивные компоновки турбин определяются формой проточной части, силовой схемой двигателя, а также числом ступеней и каскадов.
Проточная часть многоступенчатой турбины может быть схематизирована в виде нескольких форм меридионального профиля, образующихся при постоянных среднем, наружном и внут-
121
рением диаметрах всех ступеней. В первой схеме (см., например, рис. 2.5) теплоперепад (или работа турбины) распределяется между ступенями практически поровну, взаимная компоновка ступеней является наилучшей, а углы расширения меридионального сечения как во втулочной, так и в периферийной частях турбины невелики, что способствует снижению потерь. Во второй схеме из-за уменьшения среднего диаметра величина срабатываемого теплоперепада снижается от первой ступени к последней, что приводит к росту их потребного числа. Из других недостатков следует отметить увеличение угла расширения во втулочной части турбины, что может вызвать отрыв потока, а также увеличение длины лопаток последних ступеней по сравнению с предыдущей схемой, приводящее к снижению их статической и динамической прочности. К преимуществам данной схемы можно отнести упрощение технологии изготовления корпуса турбины (он имеет цилиндрическую форму) и более удобную компоновку с выходным устройством.
Применение схемы с постоянным внутренним диаметром (см. рис. 2. 6) позволяет получить минимальное количество ступеней турбины и наименьшую длину лопаток последних ступеней. Дальнейшего уменьшения числа ступеней можно достигнуть при увеличении как наружного, так и внутреннего диаметров турбины. Такая схема может применяться в турбинах ТРДД с большой степенью двухконтурности (см. рис. 2.4), где возникает необходимость увеличения диаметра турбины вентилятора из-за низкой частоты вращения ротора. Однако компоновка таких турбин с выходным устройством затрудняется.
В реальных конструкциях учет указанных факторов приводит к применению комбинированных схем меридионального профиля (см., например, рис. 2. 3).
Силовая схема турбины составляет часть общей силовой схемы двигателя и ее особенности определяются прежде всего числом и расположением опор роторов турбины. В одновальном ГТД ротор турбины имеет, как правило, один роликовый подшипник, который располагается перед или за дисками турбины. При этом в трехопорной схеме ротора ТТД ротор турбины другим своим концом опирается на ротор компрессора, а соединение роторов обеспечивает передачу крутящего момента, осевого и радиального усилий (см. рис. 2. 15). В двухопорной схеме ротор турбины представляет собой единый узел с ротором компрессора (см. рис. 2. 14). Если опора размещена перед дисками турбины, то последние располагаются консольно•(при этом число дисков, как правило, не превышает трех) и между компрессором и турбиной имеются радиальные силовые элементы, связывающие корпус подшипника с наружной частью корпуса двигателя. Иногда эти силовые элементы располагают внутри сопловых лопаток первой ступени турбины.
122
При размещении опоры за дисками ротор турбины выполняют с повышенной изгибной жесткостью, а корпус подшипника соединяют с наружными элементами статора силовыми стойками.
В двухвальном ГТД ротор ТВД имеет обычно один подшипник, который можен располагаться как перед дисками (см. рис. 2.1), так и за дисками турбины (см. рис. 2.2). Ротор ТНД одно- или двухопорный; в последнем случае одна из опор (см. рис. 2. 1) размещается за дисками, а вторая — внутри ротора ВД (межвальная опора). Корпус турбины имеет, как правило, силовые радиальные связи как перед турбиной, так и за ней.
Оригинальна схема, представленная на рис. 2. 2, в которой ротор ТВД через межвальный подшипник опирается на ротор ТНД. Конструкция с межвальной опорой позволяет упростить силовую схему корпуса, однако здесь возникают трудности с обеспечением смазки и охлаждения подшипника.
Особенности компоновки турбины трехвального ТРДД видны из рис. 2. 3. Опоры ТВД и ТСД размещены в одном корпусе, соединение которого с наружными элементами статора турбины осуществляется через радиальные силовые связи, расположенные внутри сопловых лопаток второй ступени турбины. Корпус подшипника ТНД связан с наружным корпусом силовыми стойками.
5.2.	РОТОРЫ ОСЕВЫХ ТУРБИ Н
Основными элементами конструкции роторов турбин являются рабочие лопатки, диски и валы. В межлопаточных каналах, образуемых рабочими лопатками, осуществляется преобразование энергии газового потока; диски служат для размещения лопаток и воспринимают нагрузки, возникающие при вращении ротора. Валы обеспечивают передачу крутящего момента к компрессору или редуктору, а также служат для размещения подшипников, через которые производится передача нагрузок на корпус двигателя.
Кроме того, в конструкции ротора турбины имеются детали соединений с валом турбины, уплотнений опор, межступенчатых уплотнений, а в многоступенчатых роторах — элементы соединения дисков между собой.
Силовая схема ротора турбины определена прежде всего общей силовой схемой турбины, т. е. числом и расположением опор и силовыми связями между ротором и корпусом, а также способом взаимной связи дисков между собой и валом. Ввиду больших по сравнению с ротором компрессора уровней действующих температур и центробежных нагрузок в конструкции роторов турбин не применяется барабанная схема. Основные виды силовых схем: дисковая, в которой крутящий момент с каждого диска передается на вал турбины, и барабанно-дисковая, где передача крутящего момента осуществляется через барабанные участки, выполненные заодно с диском или в виде отдельных деталей.
123
5.2.1.	РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ
Рабочая лопатка — одна из наиболее ответствейных и напряженных деталей ГТД. Ее основными элементами (рис. 5. 1) являются перо и хвостовик.
Рис. 5.1. Рабочая лопатка турбины:
/ — бандажная полка; 2 — профилированная часть (перо); 3 — ножка хвостовика; 4 — хвостовик
Параметры профилированной части лопатки (рис. 5. 2, а) должны обеспечить получение расчетных газодинамических характеристик решетки профилей. Для упрощения технологии изготовления пера его вогнутая поверхность (корыто) очерчивается дугой (или дугами) окружности, а выпуклая поверхность (спинка)—отрезками параболы или лемнискаты. Входная и выходная кромки пера очерчиваются обычно дугами окружностей и выполняются преимущественно прямолинейными по радиусу. При совмещении профилей в различных сечениях их центры масс располагаются с учетом снижения напряжений изгиба в рабочих лопатках.
Максимальная относительная толщина профиля пера по хорде Стах меняется от 20...25% в корневом сечении до 4...6% в концевом. Радиусы входных кромок гвх составляют 0,02...0,06, а выходных гвых — 0,01...0,02 от хорды. Охлаждаемые лопатки имеют большие значения относительных толщин и радиусов кро
124
мок. Лопатки с кольцевым бандажом обладают повышенной несущей способностью, поэтому относительные толщины их профилей уменьшают.
Хвостовик обеспечивает крепление рабочей лопатки к диску. Исключительное распространение в турбинах получил хвостовик
Рис. 5.2. Профили рабочих (с) и сопловых (б) лопаток: 1 — профиль в концевом сечении; 2 — профиль в корневом сечении; Ь — хорда профиля; t — шаг профилей
елочного типа, что объясняется прежде всего рациональным использованием материала в соединении лопатки и диска. Это дает возможность обеспечить передачу значительных нагрузок при относительно небольших размерах хвостовика и разместить необходимое количество лопаток.
Угол клина гребенок хвостовика выбирают в пределах 25...50°. Число пар зубьев гребенки в выполненных конструкциях варьируется от 2 до 6. С увеличением числа зубьев снижается нагрузка, приходящаяся на каждую пару, но одновременно растет концентрация напряжений из-за уменьшения радиусов закруглений (до 0,4...0,8 мм) во впадинах между зубьями и неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев. Уменьшение числа пар зубьев приводит к обратному эффекту.
Для повышения равномерности распределения нагрузки между зубьями требуется выполнять геометрические параметры
125
соединения с большой точностью. Выравниванию нагрузки между зубьями в определенной мере способствуют пластические деформации, возникновение которых обусловлено высоким уровнем температур в соединении.
Установка лопаток в паз диска осуществляется с некоторым зазором (0,2...0,3 мм), что устраняет возможность возникновения дополнительных напряжений в ободе диска при нагреве лопатки (температура лопатки на рабочих режимах выше температуры диска). Свободная посадка лопаток в диск упрощает также сборку и их замену при ремонте. Возможность «качки» лопаток в тангенциальном направлении способствует снижению напряжений изгиба (лопатки имеют некоторую возможность самоустановки под действием центробежных и газовых нагрузок), а также улучшению вибрационных характеристик за счет конструкционного демпфирования (демпфирование в соединении елочного типа может в 2...6 раз превышать уровень рассеяния энергии в материале). Следует иметь в виду, что с увеличением частоты вращения ротора указанные эффекты снижаются, а при частотах (0,50...0,75) мтах лопатка практически жестко защемляется в диске.
К недостаткам данного типа крепления следует отнести сложность изготовления хвостовика и плохой теплоотвод от лопаток к диску из-за малой поверхности контакта (в определенной степени последний недостаток устраняется продувкой соединения охлаждающим воздухом).
Осевая фиксация лопаток относительно диска осуществляется в большинстве случаев отгибными пластинчатыми замками (фиксаторами). Это связано с тем, что действующая на лопатку в осевом направлении составляющая газовой силы в несколько раз меньше возникающей при вращении силы трения.
В соединении пера с хвостовиком располагается полка хвостовика, образующая профиль проточной части. Применение ножки хвостовика между полкой хвостовика и его частью, предназначенной непосредственно для крепления, обеспечивает тепловую защиту соединения лопатки с диском и снижение температуры обода диска. Эффективность такой конструкции возрастает при продувке полостей между ободом диска и полкой хвостовика охлаждающим воздухом. Например, в одной из конструкций ГТД переход на лопатки с ножкой хвостовика дал возможность при повышении температуры газа на 90 °C снизить температуру обода диска на 25 °C [60]. Снижение температуры в периферийной части диска уменьшает уровень температурных напряжений и повышает его запасы прочности. Следует иметь в виду, что из-за уменьшения теплоотвода от лопатки ее температура возрастает.
В большинстве случаев рабочие лопатки современных газовых турбин имеют в концевой части пера бандажные полки, которые способствуют повышению вибропрочности и уменьшению
126
перетекания газа в зазоре между рабочей лопаткой и корпусом турбины. Кроме того, полочное бандажирование позволяет иногда применить более тонкие профили, что ведет к снижению
гидравлических сопротивлений и повышению газодинамической эффективности решетки профилей турбины, а также снижению массы лопаток и всего ротора турбины в целом (причем снижение массы может быть весьма значительным — до 25...40%).
Существуют два основных способа полочного бандажирования: кольцевое и попарное. В первом случае объединяются в кольцо все лопатки рабочего колеса. Между ними создается гарантированный натяг за счет начальной закрутки лопаток при их установке в диск. Натяг поддерживается при работе за счет раскрутки лопаток центробежными силами. Полка пера лопатки имеет при этом характерную зигзагообразную форму (рис. 5.3), обеспечивающую создание необходимого удельного давления в стыке лопаток. Повышение вибропрочности здесь достигается не только за счет увеличения демпфирования, но, в основном, в результате повышения жесткости системы и изменения условий возбуждения резонансных колебаний (последние могут возникнуть лишь в случае равенства порядка гармоники возбуждающей силы числу волн симметричных колебаний).
При попарном бандажировании две лопатки (рис. 5.4) устанавливаются в один паз диска и прижимаются друг к другу при вращении изгибающими моментами центробежных сил (при этом между парами лопаток имеется зазор). Здесь снижение вибрационных напряжений в лопатках происходит в основном за счет возрастания конструкционного демпфирования. При наличии контактной поверхности в хвостовике уровень вибронапряжений снижается в 2,5...3,0 раза по сравнению
Рис. 5.3. Форма бандажных полок:
1 — гребешки лабиринтного уплотнения;
2 — направление вращения
Рис. 5.4. Спаренные рабочие лопатки:
/ — бандажная полка; 2 — перо; 3 — полка хвостовика; 4 — ножка хвостовика; 5 — хвостовик
с лопаткой, имеющей индивидуальное крепление; дополнитель-
ный контакт по бандажным полкам снижает переменные напряжения в 3...4 раза.	127
Для уменьшения перетекания газа полки имеют лабиринтные гребешки. Использование бандажных полок наиболее эффективно снижает гидравлические потери на коротких лопатках — повышение КПД турбины может достигать 2...3%.
В некоторых ГТД для повышения вибропрочности лопаток применяется другой вид бандажирования, заключающийся в объединении лопаток в пакет (по 6... 12 шт.) или кольцо отрез-' ками проволоки или втулками, расположенными в перьях или хвостовиках лопаток. Но изменение собственных вибрационных характеристик лопаток в данном случае невелико, а при расположении бандажа в проточной части резко возрастают гидравлические потери.
Одним из вариантов конструкции, способствующей повышению вибропрочности, является составная лопатка. На практике она реализуется в охлаждаемых конструкциях с дефлектором, расположенным во внутренней полости (рис. 5. 5). Основной эффект достигается за счет повышения рассеяния энергии на трение между дефлектором и стенкой лопатки. При этом уровень вибрационных напряжений (особенно при колебаниях по высокочастотным формам) может быть снижен в 2...4 раза.
Охлаждаемые рабочие лопатки имеют три основных типа конструкции: с внутренними каналами, с дефлектором и гильзовые. Первые (рис. 5. 6) отличаются конфигурацией и способом получения воздушных каналов. Наиболее проста технология изготовления лопаток с каналами, обеспечивающими радиальное течение охлаждающего воздуха. Однако неравномерность температурного поля здесь может достигать 150...200 К -при этом наиболее нагретыми оказываются входные и выходные кромки лопатки, где практически невозможно расположить необходимое число каналов. Неравномерность охлаждения может быть снижена за счет петлевой схемы движения воздуха.
Каналы внутри штампованных лопаток получают следующим образом: в заготовке лопатки электроискровым способом обрабатывают каналы, в которые вставляют стальные стержни; затем производится штамповка заготовки со стержнями; после штамповки стержни вытравливают. В литых лопатках в модели размещают кварцевые трубки, также вытравливаемые после отливки.
Более эффективное охлаждение достигается в лопатках с интенсификаторами теплоотдачи, в качестве которых могут использоваться штырьки (рис. 5. 7). Они обеспечивают турбулизацию потока охлаждающего воздуха, вследствие чего повышается коэффициент теплоотдачи.
В лопатках с дефлектором (см. рис. 5. 5) может быть организовано не только радиальное, но и осевое движение охлаждающего воздуха. Технология изготовления таких лопаток значительно проще, а эффективность охлаждения может быть выше за счет оптимального распределения воздуха внутри лопатки: обычно он подводится к внутренней стороне передней кромки, а
128
Рис. 5.5. Рабочая лопатка с дефлектором:
/ — дефлектор; 2 — отверстия для выхода охлаждающего воздуха; 3 — ребра иа внутренней стенке лопатки
Рис. 5.6. Рабочие лопатки с радиальным (а) и петлевым (б) движением охлаждающего воздуха во внутренних каналах
затем движется в осевом направлении между стенками лопатки дефлектора, выходя через отверстия в задней кромке в газовый поток. Следует иметь в виду, что при большой закрутке пера лопатки установка дефлектора весьма затруднительна.
Соединение лопатки с дефлектором и получение внутри лопаток каналов сложной конфигурации может быть упрощено применением составной конструкции, в которой лопатка первоначально изготовляется из двух половин, соединяемых затем между собой сваркой или пайкой. Такие лопатки не получили
9 Зак. 4527
129
до сих пор широкого распространения из-за снижения как статической, так и динамической прочности конструкции.
Гильзовая (оболочковая) лопатка (рис. 5. 8) состоит из силового стержня, к которому прикреплена оболочка, образующая профильную часть лопатки. В этом случае газовые силы воспринимаются оболочкой и передаются вместе с центробежными нагрузками на силовой стержень. Температура последнего существенно ниже температуры оболочки, что обеспечивает необ
Рис. 5.7. Рабочая лопатка с интенсификаторами теплоотдачи:
1 — штырьки
Рис. 5.8. Гильзовая рабочая лопатка:
1 — оболочка; 2 — силовой стержень
ходимую прочность конструкции. Подобный тип охлаждаемой лопатки позволяет реализовать проникающее (пористое) охлаждение— в этом случае оболочка изготовляется навивкой из жаропрочной проволоки, спекаемой затем для получения связанной структуры, или из набора сетчатых листов. Одним из недос
130
татков рассматриваемой конструкции является необходимость подбора материалов для снижения напряжений, возникающих из-за различия температур оболочки и стержня.
Рабочие лопатки турбин изготавливаются в настоящее время в основном из сплавов на никелевой основе, обладающих необходимой жаропрочностью и жаростойкостью, длительной прочностью, а также достаточной пластичностью, высокой теплопроводностью и малыми коэффициентами линейного расширения. К ним относятся ХН77ТЮР (ЭИ437Б), ХН70МВТЮБ (ЭИ598), ХН70ВМТЮ (ЭИ617), ХН62МВКЮ (ЭИ867), ЖС6К, ЖС6У, ЖС6КП, ХН55ВМТКЮ (ЭИ929) и др. Для повышения жаростойкости лопатки алитируют, т. е. насыщают поверхность пера алюминием методом горячей диффузии, а также применяют другие типы защитных покрытий.
Разрабатывают новые сплавы на молибденовой и ниобиевой основе, а также металлокерамические и спекаемые материалы. Первые требуют специальных антикоррозийных покрытий, вторые же, напротив, обладают высокой коррозийной стойкостью, а их механические свойства практически не меняются при нагреве до 1500...1600 К. Плотность металлокерамических материалов в 1,5...3,0 раза меньше, чем у традиционных жаропрочных сплавов, что снижает контурную нагрузку на диски в случае их применения в конструкции рабочих лопаток. Однако существующие керамические материалы малопластичны и, следовательно, обладают повышенной чувствительностью к динамическим нагрузкам и местным концентраторам напряжений.
5.2.2.	ДИСКИ, ВАЛЫ И ИХ СОЕДИНЕНИЯ
Диск турбины состоит из обода и полотна. Обод представляет собой периферийную часть диска, предназначенную для размещения и крепления рабочих лопаток. Ширина обода в 1,2...2,5 раза превышает толщину полотна; форма в меридиональном сечении — прямоугольная или трапециевидная (чаще расширяющаяся от центра к периферии диска). Пазы соединения елочного типа выполняются по оси диска или под некоторым углом для размещения большего числа лопаток.
Профиль полотна диска для оптимизации распределения напряжений по радиусу выполняют обычно коническим с увеличением толщины сечения к центру. Угол конусности невелик (не более 4...8°), а отношение максимальной и минимальной толщин находится в пределах 1,2...2,5, причем большие значения относятся к дискам большего диаметра и с большим перепадом температур по радиусу.
Диски с центральным отверстием имеют уширение в центральной части — ступицу, служащую для снижения окружных напряжений на радиусе отверстия.
13 полотне диска выполняют отверстия для прохода охлаждающего воздуха. На диске имеются также фланцы для креп
9*
131
ления лабиринтных колец и втулок, вращающихся дефлекторов, балансировочных грузиков. Для снижения концентрации напряжений все переходы на дисках выполняют плавными, а кромки отверстий скругляют и полируют.
Диск имеет барабанные участки или фланцы для соединения дисков между собой и с валом. В зависимости от особенностей соединения дисков между собой и с валами различают неразборные и разборные роторы.
Соединение дисков с валом или между собой должно обеспечивать надежную передачу нагрузок (прежде всего крутящего момента и осевой силы), сохранять центровку и балансировку ротора, быть достаточно технологичным в производстве и ремонте. Кроме того, соединение диска с валом должно обладать повышенным термическим сопротивлением, препятствующим передаче тепла на вал и далее на подшипник.
К неразборным относятся конструкции, в которых диск выполняется заодно с валом или они соединяются между собой сваркой. Такие конструкции находят применение в малогабаритных ГТД и воздушных турбостартерах из-за простоты конструкции и малой массы. В маршевых двигателях их применение ограничено низкой ремонтной технологичностью, повышенным теплоотводом в вал, а при использовании сварки — требованиями к ее высокой надежности.
Неразборным в роторах является фланцевое соединение радиальными штифтами (рис. 5.9). В этом случае нагретый диск своим развитым буртом с цилиндрической центрирующей поверхностью сочленяется с фланцем вала. В рабочем
Рис. 5.9. Соединение ротора турбины:
1 — диск 1-й ступени; 2, 5 — радиальный штифты; 3 — вал турбины; 4 — силовое соединительное кольцо; 6 — диск 2-й ступени
132
состоянии в соединении возникает натяг 0,2...0,5 мм. Затем в совместно обработанные радиальные отверстия устанавливают с натягом штифты, которые заваль-цовываются или фиксируются от выпадания под действием центробежных сил специальным кольцом.
В подобном соединении осевые силы и крутящий момент передаются как силами трения, возникающими на цилиндрической поверхности, так и радиальными штифтами; они же обеспечивают и взаимную центровку сочленяемых деталей. Следует иметь в виду, что при нагреве диска и его растяжении центробежными силами натяг по цилиндрической поверхности уменьшается. В некоторых случаях для повышения жесткости соединения диска с валом предусматривают дополнительный цилиндрический стык— «горячую центровку» (в холодном состоянии в этом стыке имеется радиальный зазор). Снижение теплоотвода к валу достигается уменьшением поверхности контакта или размещением соединения на обратной к опоре стороне диска (рис. 5. 10).
Рис. 5.10. Фланцевое штифтовое соединение ротора турбины:
/ — фланец диска; 2 — радиальный штифт; 3 — фланец вала
Более широко применяют в турбинах разборные соединения. Наиболее часто (особенно в многоступенчатых конструкциях) используют соедииеиия с вне-центреииыми стяжными элементами (рис. 5. 11). Стяжные болты (или шпильки) обеспечивают осевое соединение дисков между собой и валом. При этом за счет сил трения, возникающих на торцевых поверхностях, осуществляется передача как крутящих моментов, так и поперечных сил. Для повышения надежности соединения в стыках предусматривают дополнительные элементы, в качестве которых применяют призонные цилиндрические втулки (рис. 5. II, б), конические поверхности на стяжных болтах в местах стыка (рис. 5. 11, в) или торцевые шлицы (рис. 5. II, а). Указанные элементы обеспечивают как передачу крутящего момента, так и окончательное центрирование сопрягаемых деталей. При этом стяжиой элемент оказывается разгруженным от крутящего момента. Для исключения прогиба стяжного болта (или шпильки) под действием центробежных сил на нем выполняют опорные поверхности, а для предотвращения скручивания болта при затяжке гайки — специальные поверхности, с помощью которых болт удерживают ключом при сборке.
В случае когда стяжные элементы обеспечивают стягивание нескольких дисков, для их последовательного демонтажа в соединении предусматривают сухарики (рис. 5. 11, б) или фиксирующие кольца.
Представляет интерес конструкция, приведенная на рис. 5.12. Здесь диск соединяется с фигурным фланцем вала осевыми призоиными штифтами. Дополнительно центрирование осуществляется цилиндрической поверхностью в стыке фланцев вала и диска. Для уменьшения влияния деформаций диска иа параметры соединения фланец диска соединяется с его ступицей упругой перемычкой.
133
Рис. 5.11. Соединения роторов турбин торцовыми шлицами (а); призонными втулками (б); болтами, имеющими призонные конические поверхности (в):
1 — барабанный участок предыдущего диска; 2— соединительный болт (шпилька); 3— барабанный участок последующего диска; 4 — сухарик; 5 — призонная втулка
Рис. 5.12. Соединение дисков с валом турбины:
1, 5 — диски; 2—втулка; 3—гайка; 4—вал; 6 — осевой призонный штифт; 7 — упругая перемычка
В перемычке предусмотрены отверстия для прохода воздуха, охлаждающего соединение дисков с валом. Осевая фиксация диска осуществляется с одной стороны упором во фланец вала, а с другой (для удобства сборки) — гайкой через удлиненную втулку.
В ряде случаев для удобства монтажа и демонтажа ротора турбины (особенно в модульных конструкциях) диски соединяются с промежуточной втулкой, которая насаживается на вал (рис. 5. 13). Передача крутящего момента от втулки к валу производится эвольвентными или прямоугольными шлицами; центрирование — по двум цилиндрическим или одной цилиндрической и второй конической поверхностям.
В барабанно-дисковых конструкциях барабан образуется или участками, составляющими единое целое с дисками, или выполнен в виде отдельной детали. В этом случае для снижения нагрузок, действующих на барабан, место его стыков с дисками, стремятся разместить на таком радиусе, где деформация диска и барабана равны и последний приобретает коническую форму (см. рис. 5. 9).
В дисковых конструкциях турбин большого диаметра для повышения осевой жесткости конструкции предусматривают дополнительные барабанные проставки, соединяющие диски в периферийной части (см. рис. 2. 3).
Рис. 5.13. Соединение роторов турбин с центрированием по двум цилиндрическим поверхностям (а), по цилиндрической и конической поверхностям (б):
1. 14 — регулировочные кольца; 2, 13 — валы турбины; 3, 10— промежуточные втулки; 4, 12—центрирующие втулки; 5, // — гайки;
6 — призонный соединительный болт; 7, 8, 16 — диски; 9—-радиальный конический штифт; 15 — упорное кольцо
135
При креплении к диску вращающихся дефлекторов принимают меры для предотвращения их колебаний и отрыва под дейс-
Рис. 5.14. Соединение вращающегося дефлектора с диском:
/ — рабочая лопатка; 2 — диск; 3 — вращающийся дефлектор; 4 — выступы «пушечного» замка
твием газовых сил. В периферийной части для этой цели часто используют соединение типа «пушечный замок» или «байонет» (рис. 5.14).
Требования к материалам дисков по жаропрочности несколько менее жесткие, чем к материалам лопаток турбин. Поэтому кроме сплавов на никелевой основе—ХН77ТЮР (ЭИ437Б), ХН73МБТЮ (ЭИ698) и другие — могут быть применены хромоникельмар-ганцевистая сталь 37Х12Н8Г8МФБ (ЭИ481) (температура менее 650 °C) или сталь 20Х23Н18 (ЭИ417) (при температуре, не превышающей 550°C), а в подъемных двигателях даже титановые сплавы.
Конструкция вала турбины определяется схемой двигателя и расположением опор. С одной стороны вал обычно имеет фланец соединения с дисками, а с другой — шлицевой пояс и конструктивные элементы для соединения с ротором компрессора или редуктором. Валы выполняют пустотелыми и возможно большего диаметра для обеспечения необходимой изгибной жесткости ротора. В двухопорных роторах валы представляют собой сварные тонкостенные вращающиеся конические или цилиндрические оболочки. В качестве материалов валов применяют высоколегированные стали типа 18ХНВА, 40ХНМА, 13Х14НВФРА (ЭИ736).;
5.3.	СТАТОРЫ ОСЕВЫХ ТУРБИН
Основными элементами конструкции статоров турбин являются сопловые лопатки, корпусы сопловых аппаратов, предназначенные для размещения сопловых лопаток, и корпусы опор, обеспечивающие силовую связь между корпусами подшипников и наружным корпусом ГТД. В конструкции статора турбины имеются детали межступенчатых лабиринтных уплотнений, неподвижные дефлекторы, а также кожухи, обеспечивающие подвод
136
воздуха для охлаждения как деталей статора, так и ротора турбины ГТД. В задней части турбины располагается обтекатель диска турбины (стекатель), являющийся в ряде случаев (в зависимости от компоновки турбины) элементом выходного устройства.
5.3.1.	СОПЛОВЫЕ АППАРАТЫ
Сопловые аппараты представляют собой неподвижные лопаточные венцы, образуемые равномерно расположенными сопловыми лопатками. Последние состоят из пера (профилированная часть), а также (в зависимости от компоновки турбины и способов крепления лопаток на статоре) могут иметь концевые полки пера различной конфигурации или хвостовики типа «полка» или «цапфа».
Профиль пера лопатки ориентируется обычно по радиусу или располагается под небольшим углом к нему и образован, как правило, дугами окружности (см. рис. 5. 2, б). Отклонение от теоретического профиля при изготовлении не превышает ±0,2 мм. Хорда и толщина профиля в зависимости от схемы крепления лопаток выполняются или постоянными по радиусу (при двухопорной конструкции) или несколько уменьшаются от опорной поверхности к концевой части пера (в одноопорной схеме). Относительная толщина профиля пера по хорде составляет 10...15% для сплошных (неохлаждаемых) лопаток и может достигать 20...25% в охлаждаемых конструкциях. Радиусы входных кромок равны 0,8...2,0 мм, выходных—0,4...0,6 мм. Уменьшение радиусов (особенно на выходной кромке) приводит к снижению гидравлических потерь и уровня нагрузок, возбуждающих колебания рабочих лопаток, но увеличивает температурные напряжения на переходных режимах работы двигателя (особенно при запуске и включении).
Длина сопловой лопатки на выходе берется на 1...2% меньше длины рабочей лопатки по входной кромке (положительная перекрыта), что приводит к существенному (особенно в небан-дажированных рабочих лопатках) снижению концевых потерь, вызываемых перетеканием газа в радиальном зазоре.
Минимальная площадь проходного сечения соплового аппарата первой ступени (равна сумме площадей межлопаточных каналов в месте минимальной ширины, см. рис. 5. 2, б) определяет расход газа через двигатель и поэтому тщательно контролируется при сборке. Допуск на величину площади составляет 0,5...1,0%. На последующих ступенях рост потребной площади проходного сечения достигается увеличением как длины сопловых лопаток, так и (для уменьшения темпа этого роста от ступени к ступени) угла выхода потока: на среднем диаметре первой ступени он составляет 20...30°; на последних может достигать 50°.
В зависимости от способа передачи нагрузки с сопловых лопаток на корпусы различают двух- и одноопорные сопловые
137
аппараты. В первом случае усилия передаются как на наружный, так и внутренний силовые корпусы. Обычно двухопорным выполняют сопловой аппарат первой ступени турбины: нагрузки в этом случае передаются на силовые элементы, связанные с наружной и внутренней оболочками корпуса камеры сгорания. Двухопорными могут быть выполнены и сопловые аппараты промежуточных ступеней (рис. 5. 15) —при этом внутреннее кольцо переходного корпуса связано с наружным радиальными силовыми элементами, расположенными внутри сопловой лопатки. Обычно в этом случае к внутреннему силовому кольцу присоединяется корпус подшипников, расположенных между роторами двух- и трехкаскадной турбины (см. рис. 2. 3).
При отсутствии внутреннего силового кольца, связанного с корпусом турбины, нагрузки с сопловых лопаток и деталей, закрепленных на них, передаются только на наружный корпус турбины (одноопорная схема).
Рис. 5.15. Сопловые аппараты турбины:
/ — внутреннее кольцо корпуса опоры; 2, 9 — сопловые лопатки; 3 — силовой стержень; 4, 7 — наружные кольца корпуса турбины; 5, 8—распорные кольца; 6 — сектор рабочего кольца;
10 — корпус межступенчатых уплотнений
В зависимости от наличия или отсутствия связи сопловых лопаток между собой различают соответственно рамные или консольные конструкции. Рамными всегда являются двухопорные сопловые аппараты. В одноопорных конструкциях концевые части перьев сопловых лопаток могут быть объединены специ
138
альным кольцом; иногда между собой связываются или выполняются заодно целые секторы из 2...4 лопаток. Рамная конструкция предпочтительнее консольной из-за большей прочности и жесткости. Поэтому консольная схема применяется относительно редко, хотя она проще рамной и обладает несколько лучшей ремонтной технологичностью.
По способам крепления сопловых лопаток к корпусам конструкции делятся на неразборные и разборные. При этом следует отметить, что способ соединения лопатки с корпусом должен обеспечивать не только неизменность ее положения, но и максимальную возможность свободного температурного расширения с целью снижения уровня напряжений, возникающих при стеснении температурных деформаций. Во всех выполненных конструкциях обязательно обеспечивается свобода температурного удлинения сопловых лопаток. Для этой цели в одноопорных рамных схемах лопатка соединяется жестко только с наружным кольцом корпуса; в соединении концевой части пера с внутренним кольцом предусматривается радиальный зазор. В двухопорных конструкциях применяется или указанная выше схема соединений (иногда лопатка жестко соединяется с внутренним силовым кольцом корпуса; в этом случае радиальный зазор имеется в стыке с наружным элементом корпуса) или крепление лопатки выполняется «плавающим». В консольных конструкциях между концевыми полками перьев имеется гарантированный зазор, обеспечивающий возможность их беспрепятственного удлинения.
В неразборных конструкциях сопловые лопатки обычно соединяются с корпусом сваркой. Для этого в корпусе турбины первоначально, например, электроэрозионным способом выполняют пазы по форме профиля лопатки. В специальном стапеле в эти пазы устанавливают лопатки и сваривают их с корпусом. Подобный способ соединения при отработанной технологии сварки весьма прост и дешев, но обладает низкой ремонтной технологичностью — при возникновении дефектов даже на одной лопатке бракуется весь сопловой аппарат. Другие серьезные недостатки такой конструкции связаны с ухудшением условий работы корпуса из-за жесткого крепления лопатки по всему профилю непосредственно к корпусу турбины. В результате возможно коробление, возникновение термоусталостных трещин и т. п. В этой связи сварное соединение сопловых лопаток с корпусом используется в низкотемпературных турбинах и в настоящее время применяется редко.
К неразборным относятся также конструкции, где сопловая лопатка соединяется с силовым корпусом радиальным штифтом (рис. 5. 16) в этом случае при замене лопатки штифт высверливается. Особенностью конструкции является то, что лопатка жестко соединяется с наружным корпусом практически в одной точке. Дополнительная подвеска к корпусу с помощью зуба, расположенного в задней части лопатки, обеспечивает температурные расширения в осевом, а наличие зазора между полками лопаток—в окружном направлениях. Такой способ крепления почти полностью исключает стеснение температурных деформаций в соединении лопатки с корпусом.
139
В другом варианте неразборного соединения, представленном на рис. 5. 17, сопловые лопатки фиксируют специальным кольцом 3, привариваемым к корпусу турбины. Особенностью данной конструкции является то, что передача окружных усилий от лопаток к корпусу производится только силами трения.
Наиболее широкое распространение в современных турбинах нашли разборные соединения, позволяющие осуществить замену дефектной лопатки при ремонте. Существуют два основных типа разборных конструкций: жесткое соединение с одним из силовых корпусов и так называемая «плавающая» подвеска.
.Рис. 5.16. Сопловая лопатка турбины:
1, 3 — радиальные штифты; 2 — корпус турбины;
4 — защитный сектор; 5 — наружная полка лопатки;
6 — перо лопатки; 7 — внутренняя полка лопатки;
8 — цилиндрическая бобышка; 9 — внутреннее кольцо
Варианты первого способа представлены на рис. 5. 15 и 5. 18. Сопловая лопатка имеет наружную полку с двумя зубьями, которые при монтаже входят в соответствующие кольцевые пазы, имеющиеся на внутренней поверхности корпуса турбины. Осевая фиксация лопатки осуществляется распорным кольцом
140
(см. рис. 5. 15) или упором через промежуточную ленту в кольцевой выступ на внутренней поверхности корпуса турбины (см. рис. 5. 18); окружная — специальным выступом (см. рис. 5. 15) или полкой лопатки, входящей в паз, выполненный на внутренней поверхности корпуса турбины (см. рис. 5. 18). Первая из рассмотренных конструкций позволяет осуществлять соединение и в том случае, когда сопловой аппарат выполнен в виде секторов, состоящих из нескольких лопаток. Подобная конструкция позволяет удешевить их производство и упрос тить процесс сборки, однако она целесообразна в тех случаях, когда технология изготовления лопаток не требует дополнительной обработки межлопаточных каналов.
Рис. 5.17. Сопловой аппарат турбины:
1, 8 — металлокерамические вставки; 2 — наружное кольцо корпуса турбины; 3—фиксирующее кольцо;
4 — сопловая лопатка; 5 — выступ лопатки; 6 — уплотнительное кольцо; 7 — внутреннее кольцо
Во всех рассмотренных выше конструкциях сопловая лопатка жестко соединяется с одним из колец корпуса (чаще с наружным). С внутренним кольцом корпуса в этом случае необходимо, как указывалось выше, обеспечить соединение, позволяющее лопатке удлиняться при нагреве. Варианты такого соединения
141
весьма различны. В конструкции, представленной на рис. 5. 15, на внутренней полке лопатки имеются выступы, входящие в соответствующие кольцевые пазы внутреннего корпуса с радиальным зазором. На рис. 5. 16 показана сопловая лопатка, имеющая на внутреннем конце хвостовик типа «цапфа» (цилиндрическую бобышку), который при сборке входит с радиальным зазором в отверстие внутреннего кольца. Данное соединение осуществляет передачу осевых, окружных и радиальных нагрузок от кольца и присоединенных к нему деталей через сопловые лопатки иа наружную часть корпуса, обеспечивая взаимные температурные деформации как кольца, так и сопловых лопаток. Подобным же свойством обладает и конструкция, представленная на рис. 5. 17: здесь во внутреннем кольце выполнены просечки, куда входят сопловые лопатки.
Распространены конструкции сопловых аппаратов с «плавающим» соединением, в которых сопловые лопатки установлены между коробчатыми башмаками, жестко закрепленными к наружному и внутреннему кольцам корпуса. Башмаки в стыках образуют профильные окна для лопаток, обеспечивающие возможность их удлинения при нагреве, а также самоустановки в пределах, определяемых зазорами между лопатками и башмаками.
Рис. 5.18. Сопловой аппарат турбины: 1 — наружное кольцо корпуса турбины; 2 — паз наружного кольца для окружной фиксации сопловой лопатки; 3 — промежуточная лента; 4 — сопловая лопатка; 5 — кольцо межступенчатого лабиринтного уплотнения; 6 — паз для окружной фиксации внутреннего кольца; 7 — внутренний выступ сопловой лопатки; 8 — выступ хвостовика лопатки
Охлаждаемые лопатки в современных турбинах применяют обычно в сопловых аппаратах первых и вторых ступеней. В большинстве случаев используют лопатки с дефлектором (рис. 5. 19). Охлаждающий воздух подводится внутрь дефлектора с одной (реже двух) стороны и направляется через отверстия в его передней части на внутреннюю поверхность входной кромки сопловой лопатки. Для интенсификации охлаждения эта поверхность выполняется иногда оребренной. Затем воздух проходит в
142
Рис. 5.19. Сбпловые лопатки турбины с дефлектором (а, б), с внутренним оребрением (б), с комбинированным охлаждением (в):
1 — дефлектор; 2 — отверстия выхода охлаждающего воздуха из дефлектора во внутреннюю полость лопатки;
3 — оребрение на внутренней поверхности лопатки; 4 — опорные поверхности дефлектора; 5 — отверстия в лопатке для пленочного охлаждения; 6 — трубка подвода охлаждающего воздуха в лопатку
щель, образованную стенками дефлектора и лопатки, и выходит в проточную часть турбины через отверстия в выходной кромке или через просечки в корыте лопатки.
В высокотемпературных турбинах используют раздельный подвод охлаждающего воздуха в полость входной кромки и остальную часть лопатки. При этом для защиты входной кромки от газового потока применяют пленочное охлаждение — защитная пелена на поверхности лопатки создается за счет прохода охлаждающего воздуха через несколько рядов отверстий во входной кромке.
Для снижения массы и уровня температурных напряжений в сопловых лопатках при термоциклическом нагружении применяют иногда полые неохлаждаемые лопатки (см. рис. 5. 16). Внутренняя полость такой лопатки может быть соединена с проточной частью турбины. Эффект достигается за счет более равномерного нагрева и охлаждения лопатки в процессе соответственно запуска и выключения двигателя.
Конструкции полых лопаток одновременно обеспечивают экономию дорогостоящего материала, поскольку для изготовления сопловых аппаратов первых ступеней применяют сплавы на никелевой (АНВ300, ЖСЗ, ЖС6К) и кобальтовой (ЛК4) основе. Сопловые лопатки последующих низкотемпературных ступеней могут выполняться их хромоникелевой стали 20Х23Н18 (ЭИ417).
5.3.2. КОРПУСЫ
Корпусы сопловых аппаратов, служащие для размещения и крепления сопловых лопаток, представляет собой тонкостенные оболочки цилиндрической, конической или более сложной формы в зависимости от профиля меридионального сечения проточной части и имеют фланцы в местах монтажных и технологических разъемов.
Корпусы с продольными разъемами упрощают монтаж турбины, позволяют применить неразборные роторы, но тем не менее применяются чрезвычайно редко из-за того, что неодинаковая жесткость корпуса по окружности приводит к его короблению при работе. Следствием является увеличение радиальных зазоров между элементами ротора и статора, возможность раскрытия стыков и т. п.
В большинстве случаев в корпусе турбины применяют поперечные разъемы с кольцевыми фланцами, существенно повышающими жесткость корпусов. При необходимости для усиления тонкостенных корпусов выполняют кольцевые ребра на наружной поверхности; роль таких усиливающих элементов на внутренних поверхностях корпусов выполняют кольцевые выступы, служащие для размещения сопловых лопаток. Прочность корпуса должна обеспечивать его непробиваемость при обрыве рабочих лопаток.
144
Центрирование отдельных кольцевых частей корпусов осуществляется с помощью цилиндрических поясков, призонных болтов или штифтов. Силу затяжки болтов выбирают с учетом нераскрытия стыков под действием осевых сил и изгибающих моментов, возникающих при эволюциях воздушного судна, а также с учетом температурных деформаций.
Корпусы сопловых аппаратов малого диаметра выполняют ковкой или центробежным литьем с последующей механической обработкой. Корпусы больших размеров изготовляют сварными из листового материала. Фланцы при этом приваривают, как правило, встык, что обеспечивает большую надежность соединению.
В процессе эксплуатации возможна усадка корпуса турбины, вызываемая тем, что его внутренняя поверхность соприкасается с горячим газовым потоком, а наружная охлаждается атмосферным воздухом или потоком наружного контура. Большие градиенты температур по радиусу (внутренняя поверхность может нагреваться до 700...750 °C, температура наружной поверхности при охлаждении составляет 250...300 °C) в тонкостенной детали и фланцах вызывают появление во внешних слоях напряжений растяжения, а во внутренних — сжатия. Последние могут превысить предел текучести материала (из-за высокой температуры) и вызвать пластические деформации. В результате после выключения двигателя и остывания корпуса возникают остаточные деформации сжатия — внутренний диаметр корпуса оказывается меньше первоначального.
Усадка корпуса сопровождается его короблением, увеличением натяга по центрирующим поверхностям (что затрудняет разборку), а также уменьшением в процессе эксплуатации радиальных зазоров между рабочими лопатками турбины и корпусом. Возникновение знакопеременных напряжений при термоциклическом нагружении (запуск—выключение — остывание) приводит к образованию трещин (особенно в местах сварки, отверстиях под крепежные элементы и т. д.).
Для предотвращения усадки и коробления фланцев уменьшают их высоту или выполняют фрезеровки между отверстиями для крепления (рис. 5. 20). Это снижает перепад температур и способствует уменьшению стеснения температурных деформаций.
Рис. 5.20. Фланец корпуса турбины
Более эффективным средством, характерным для высокотемпературных турбин, является теплоизоляция внутренних поверхностей корпусов от газового потока. Она достигается тем,
10 Зак. 4527
145
что сопловые лопатки имеют концевые полки коробчатого профиля. Другим вариантом является применение башмаков в «плавающей» подвеске сопловых лопаток.
Для уменьшения осевых размеров полок между сопловыми аппаратами для защиты корпуса турбины иногда размещают промежуточные элементы — проставки, представляющие собой отрезки кольца, соединенные с корпусом. Между отрезками предусматривают зазоры, обеспечивающие их свободное расширение относительно корпуса турбины.
Эффективность рассмотренных выше конструкций может быть повышена с помощью продувки полости между защитными элементами и стенкой корпуса охлаждающим воздухом.
Корпусы опор, как указывалось выше, обеспечивают силовую связь корпусов подшипников с наружной частью корпуса турбины. В зависимости от компоновочных особенностей ГТД корпусы опор располагаются в районах соплового аппарата первой ступени турбины, соплового аппарата промежуточной ступени или за турбиной (задний корпус турбины). При этом через сопловые лопатки нагрузки с внутренних силовых частей на наружные не передаются — для этой цели в корпусах опор имеются специальные радиальные силовые элементы, которые должны быть надежно изолированы от горячего газового потока. В качестве таких элементов применяют силовые стойки и стержни. Последние располагают внутри сопловых лопаток.
Силовые стойки используют в заднем или промежуточном корпусе турбины. В схеме, приведенной на рис. 2. 1, силовые стойки выполняют заодно с кольцом, соединенным с корпусом подшипника. К наружной силовой оболочке они крепятся болтами. В промежуточном корпусе турбины турбовального ГТД (см. рис. 2. 6) силовые стойки соединяются с внутренним и наружным кольцевыми корпусами сваркой. Защита стоек от газового потока обеспечивается обтекателями (экранами), которые жестко соединяются только с внутренней (см. рис. 2. 1) или только с наружной (см. рис. 2. 6) силовыми стенками. Таким образом, обтекатели при нагреве могут свободно расширяться и в передаче усилий с корпуса подшипника на наружные силовые элементы не участвуют. В разборной конструкции заднего корпуса (см. рис. 2. 1) каждый обтекатель представляет собой стойку с кольцевыми элементами во внутренней части. При сборке он устанавливается на силовую стойку и соединяется жестко только с внутренним силовым кольцом. Кольцевые элементы обтекателей образуют внутреннюю поверхность проточной части в заднем корпусе турбины. Соединение кольцевых элементов обеспечивает свободу температурных расширений.
Для снижения рабочей температуры силовых стоек полость между ними и обтекателями обычно продувается охлаждающим воздухом. Сама стойка выполняется полой и ее полость может также охлаждаться.
146
Силовые стойки могут располагаться и перед первым сопловым аппаратом турбины. Такая конструкция возможна лишь при использовании в двигателе трубчато-кольцевой камеры сгорания. В этом случае обеспечивается интенсивное охлаждение стоек воздухом, проходящим между жаровыми трубами. Следует иметь в виду, что применение подобной схемы интенсифицирует пульсации газового потока на входе в турбину и может вызвать повышенные колебания рабочих лопаток.
Силовые связи в виде стержней, размещаемых внутри пустотелых сопловых лопаток (см. рис. 5. 15; 5. 21) или обтекателей (см. рис. 2. 2), могут применяться в конструкции корпуса опоры независимо от его местоположения в турбине. Надежная работа силовых элементов обеспечивается продувкой охлаждающего воздуха в полости лопатки или обтекателя. К недостаткам конструкций, где силовые элементы размещены внутри сопловых лопаток, следует отнести необходимость увеличения их хорды и толщины и, как следствие, отклонение от оптимального шага и снижение КПД турбины.
Корпусы турбин выполняют из хромоникелевых сталей 20Х23Н18 (ЭИ417), 12Х18Н9Т, а в высокотемпературных турбинах — из стали 10Х11Н20ТЗР (ЭИ696), сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б) и др.
Рис. 5.21. Сопловой аппарат турбины:
1 — внутреннее кольцо корпуса турбины; 2 — сопловая лопатка; 3 — силовой стержень; 4 — корпус сопловых лопаток; 5 — наружное кольцо корпуса турбины
10*
147
5.4.	ГАЗОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
Между вращающими и неподвижными элементами турбины предусматриваются зазоры, исключающие возможность касания ротора о статор на всех режимах работы ГТД. Наибольшую важность для характеристик турбин имеют радиальные зазоры между рабочими лопатками и корпусом турбины, а также в межступенчатых лабиринтных уплотнениях. Осевой зазор между лопаточными венцами соплового аппарата и рабочего колеса оказывает определенное влияние на неравномерность газового потока.
Перетекание в радиальном зазоре между рабочими лопатками и корпусом — одна из основных причин гидравлических потерь, приводящих к снижению КПД турбины. У свободных концевых частей перьев рабочих лопаток происходит интенсивное перетекание газа со стороны корыта к спинке пера лопатки; при этом вытекающая из щели струя газа частично теряет свою кинетическую энергию и свертывается во вращающийся шнур.
При выборе величины монтажного («холодного») зазора между рабочим колесом и корпусом турбины следует учитывать большое число факторов, изменяющих его в процессе эксплуатации. К ним относятся влияние зазоров в опорах, упругих и пластических деформаций рабочих лопаток, дисков, корпусов под действием различных нагрузок, биений и вибрации, обусловленных неточностями изготовления как деталей ротора, так и статора турбины. Величины радиальных зазоров зависят и от режима работы двигателя. Так, при запуске из-за более быстрого прогрева тонкостенных деталей корпуса радиальный зазор увеличивается (рис. 5. 22), а затем при выходе на установившийся рабочий режим несколько снижается. При выключении двигателя (особенно выключении в полете) корпус, омываемый холодным воздухом, остывает быстрее ротора и радиальный зазор уменьшается, причем становится меньше монтажного. В некоторых случаях это может привести к посадке корпуса на лопатки ротора и заклиниванию последнего. Исходя из вышеизложенного монтажные зазоры в турбинах назначают в пределах 0,002... ...0,003 от внешнего диаметра турбины (абсолютная величина равна 0,5... 1,5 мм).
Во многих конструкциях турбин для предохранения рабочих лопаток от повреждений при их касании о корпус применяют металлокерамические вставки, которые размещают в трапециевидных пазах корпуса (см. рис. 5. 17). Обычно вставки выполняются двухслойными: первый слой (железоникельграфитовый) является опорным, обеспечивающим необходимую прочность вставки; второй (никельграфитовый) — рабочим. Он более мягок и срабатывается лопатками при касании. Торец пера рабочей лопатки выполняют в этом случае достаточно тонким, чтобы облегчить ее приработку.
148
Другим вариантом уменьшения монтажного зазора является применение сотовых уплотнений (см. рис. 5. 15). Поскольку стенки сот имеют малую толщину, то поверхность контакта резко уменьшается и это дает возможность производить беззазорную сборку ротора и статора. После приработки величина радиального зазора может составлять около 0,2 мм.
Рис. 5.22. Изменение радиального зазора в зависимости от режима работы двигателя при холодном двигателе (а), при запуске (б), на рабочем режиме (в), при выключении (г):
1 — рабочая лопатка; 2 — корпус; 3 — корпус при охлаждении
Весьма эффективным средством снижения перетеканий воздуха через радиальный зазор является бандажирование рабочих лопаток. Выступы на бандажных полках образуют лабиринтное уплотнение, повышающее КПД турбины.
В охлаждаемых лопатках с выходом воздуха в радиальный зазор эффективность уплотнения повышается настолько, что можно отказаться от использования бандажных полок. Такая конструкция на первых ступенях высокотемпературных турбин способствует повышению статической прочности рабочих лопаток.
Экономичность ГТД может быть повышена минимизацией радиальных зазоров на крейсерских режимах полета путем активного управления ими. Следует иметь в виду, что снижение отношения радиального зазора к высоте пера лопатки на 1 % приводит к повышению КПД турбины на 1,5...2,0%.
Активное управление зазорами достигается охлаждением корпуса турбины воздухом, отбираемым от компрессора. Расход охлаждающего воздуха регулируется. На рис. 5.23 приведена схема системы подачи воздуха на корпус турбины при активном управлении зазорами. Трубопроводы, подводящие воздух, имеют коробчатую форму и максимально приближены к корпусу турбины. Это позволяет лучше организовать течение охлаждающего воздуха и повысить теплосъем. Оценка эффективности приме-
149
нения систем активного регулирования зазорами на нынешнем этапе показывает, что КПД турбины может быть повышен на 1,0...1,6%, а удельный расход топлива на крейсерском режиме снижен на 0,6...0,9%.
Рис. 5.23. Активное управление радиальными зазорами:
1 — трубопроводы подвода охлаждающего воздуха
Уменьшение перетекания воздуха в радиальных зазорах межступенчатых лабиринтных уплотнений достигается использованием металлокерамических вставок и сотовых конструкций. Эффективность уплотнений повышается при уменьшении их диаметра, поэтому их располагают по возможности ближе к валу ротора.
Осевые зазоры между диском и прилежащими элементами корпуса выбирают так, чтобы в любых условиях эксплуатации не происходило их соприкосновения между собой. При этом следует иметь в виду, что ротор и корпус турбины соединены между собой в осевом отношении шариковым подшипником, расположенным обычно в задней части компрессора. Поскольку в рабочем состоянии валы турбины имеют существенно более низкую температуру, чем детали камеры сгорания и корпуса турбины, то при выключении и остывании двигателя корпус сместится относительно ротора в сторону шарикового подшипника. Поэтому монтажные осевые зазоры между сопловым аппаратом и рабочим колесом одной ступени должны быть больше, чем зазоры между рабочим колесом и сопловым аппаратом разных ступеней.
При выборе величины осевого межлопаточного зазора следует иметь в виду, что его увеличение ведет к снижению неравномерно
ности газового потока и, таким образом, уменьшает динамическую нагруженность рабочих лопаток. При большом осевом зазоре приходится считаться с ростом гидравлических потерь из-за трения. В выполненных конструкциях величина осевого зазора составляет 0,1...0,4 от величины хорды рабочих лопаток на среднем радиусе.
5.5.	КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН
Центростремительные турбины находят некоторое применение в ВСУ небольшой мощности. В такой турбине газовый поток движется от периферии к центру, расширяясь сначала в сопловом аппарате, а затем в межлопаточных каналах рабочего колеса (крыльчатки). Поскольку газ входит в турбину в радиальном направлении, а выходит в осевом, то иногда ее называют радиально-осевой.
В центростремительной турбине центробежные силы, возникающие при вращении крыльчатки, препятствуют расширению газового потока. Для их преодоления необходимо увеличивать теплоперепад в рабочем колесе, что приводит к росту степени реактивности турбины.
Угол входа потока в крыльчатку выдерживается в пределах 12...20°, что позволяет применять в ней радиально расположенные лопатки. На выходе из крыльчатки лопатки закручивают против вращения для того, чтобы абсолютная скорость на выходе имела примерно осевое направление (угол выхода составляет 85...90°). Минимальный диаметр втулки крыльчатки на выходе составляет 0,2...0,3, наружный диаметр на выходе выбирают меньше 0,8, а ширину лопатки на входе 0,07...0,10 от наружного диаметра рабочего колеса. Такие геометрические характеристики крыльчатки позволяют получить межлопаточные каналы, обеспечивающие приемлемый КПД турбины.
Радиальное расстояние между лопатками соплового аппарата и крыльчаткой выбирается в пределах 0,04...0,06 от наружного диаметра рабочего колеса и составляет не менее 5 мм.
Некоторые характерные особенности центростремительной турбины могут быть рассмотрены на примере конструкции, представленной иа рис. 5.24. Ротор турбины расположен консольно и состоит из крыльчатки и вращающегося спрямляющего аппарата 5. Крыльчатка полуоткрытого типа имеет радиально расположенные лопатки заданного профиля. Применение вращающегося спрямляющего аппарата, соединенного с крыльчаткой осевыми штифтами, позволяет упростить технологию изготовления межлопаточиых каналов ротора.
Осевые силы с ротора на корпус турбины передаются двумя шариковыми подшипниками. Основным является подшипник, расположенный у диска ротора; нагрузка на второй подшипник задается затяжкой пружины 9, компенсирующей температурные деформации. В передней части вала имеется шлицевая втулка, с которой соединяется рессора 11 для передачи крутящего момента на ротор компрессора (см. рис. 2.8). Сопловой аппарат турбины сварной конструкции. Сопловые лопатки 3 устанавливают в просечки корпуса и заваривают снаружи. Корпус соплового аппарата стыкуется с корпусом турбины.
151
Рис. 5.24. Центростремительная турбина:
1 — корпус опор турбины; 2 — экран; 3 — сопловая лопатка; 4 — рабочее колесо; 5 — спрямляющий аппарат; 6 — штифт; 7 — вал турбины; 8 — распорная втулка; 9 — пружина; 10—регулировочное кольцо; 11
рессора
5.6.	ОХЛАЖДЕНИЕ ТУРБИН
Развитие ГТД идет по пути интенсификации параметров газодинамического цикла и, в частности, температуры газа перед турбиной. С повышением отношения температуры газа перед турбиной к температуре атмосферного воздуха удельные параметры двигателя улучшаются — растет удельная тяга (мощность), а в ТВД, ТРДД и ТРДФ одновременно снижается и удельный расход топлива.
При использовании углеводородного топлива может быть получена температура 2500...2800 К- В то же время турбинные лопатки из материалов на основе никеля и кобальта могут работать при температуре не выше 1250 К. Обеспечить работоспособность деталей турбины при больших температурах и повысить надежность горячей части двигателя можно только с помощью охлаждения.
Охлаждению в различной степени подвергаются практически все детали турбины. Способы охлаждения достаточно разнообразны.
Простейшим является поддержание допустимой температуры детали за счет теплоотвода в менее нагретый элемент. Пример
152
такого способа — охлаждение рабочих лопаток отводом тепла в диск. При этом интенсификация отбора тепла достигается охлаждением диска, продувкой воздухом соединений лопаток с диском и повышением теплопроводности как материала, так и соединений. Снижение температуры лопатки происходит в корневых и близлежащих к ним сечениях и относительно невелико (50..80° в корневых сечениях), но приводит к увеличению допустимых напряжений в наиболее нагруженной части лопатки. Достаточно эффективен рассматриваемый способ в коротких лопатках низкотемпературных турбин (температура газа перед турбиной не выше 1150...1200 К)-
Основной тип системы охлаждения современных турбин — открытая воздушная система: для отвода тепла используется воздух, выпускаемый затем в проточную часть турбины. Она относительно проста и надежна, но следует иметь в виду, что с ростом температуры газа увеличивается потребный расход охлаждающего воздуха и, следовательно, эффективность системы охлаждения на двигателе снижается.
Существует два основных способа воздушного охлаждения: внутреннее конвективное и заградительное. Их конструктивные реализации весьма разнообразны; основная задача при этом — интенсификация охлаждения и совершенствование технологии изготовления охлаждаемых деталей.
Наиболее широко конвективное охлаждение применяется в рабочих и сопловых лопатках турбины. К ним относятся лопатки с различными вариантами внутренних каналов (см. рис. 5. 5—5.8 и рис. 5.19, а, б). Интенсификация охлаждения и повышение его равномерности достигается оптимизацией расположения каналов, организацией направленного движения воздуха в них (например, с помощью дефлекторов или петлевого движения воздуха), увеличением поверхности теплообмена (например, применением оребрения), турбулизацией потока (например, в лопатках штырькового типа) и т. д.
Конвективное охлаждение применяется и в других элементах турбины. Так, в конструкции ротора вращающиеся дефлекторы образуют вместе с диском каналы для охлаждения последних, а в конструкции статора между корпусом и проточной частью турбины создают полости (за счет наличия на сопловых лопатках полок и установки промежуточных деталей на корпус), продуваемые охлаждающим воздухом.
Более эффективным является заградительное воздушное охлаждение, обеспечивающее уменьшение теплоподвода к детали от горячего газа. Примером такого способа является, например, защита диска от нагрева в конструкции, где рабочие лопатки имеют ножки хвостовиков (см. рис. 5.4) и полости между ними продуваются охлаждающим воздухом.
Наиболее распространенным типом заградительного охлаждения является пленочное: с помощью системы каналов в охлаж
153
даемой детали между ней и газовым потоком создается пелена охлаждающего воздуха. Такой способ в турбинах применяется, например, для защиты передних кромок сопловых (см. рис. 5. 19, в) и рабочих лопаток. Применение комбинированного конвективно-пленочного охлаждения (следует иметь в виду, что при использовании заградительного способа охлаждения в лопатках всегда обеспечивается и конвективное охлаждение) позволяет обеспечить их работоспособность при температуре газа 1550... 1650 К-
Дальнейшим развитием пленочного способа является проникающее (пористое) охлаждение. Воздух, проходя через проницаемую оболочку лопатки (поры или систему отверстий), отбирает от нее тепло и создает вокруг лопатки защитный слой. Эффективность такого охлаждения может быть в 1,5...1,6 раза выше, чем при конвективном способе (температура газа может быть увеличена до 1650...1750 К). К недостаткам пористого охлаждения следует отнести сложность изготовления подобных лопаток и возможность засорения отверстий частицами пыли и продуктами сгорания в процессе эксплуатации.
В настоящее время ведутся интенсивные разработки других типов систем охлаждения. К ним относятся закрытые системы (рис. 5. 25), в которых охладитель (в его качестве могут быть
Рис. 5.25. Схема замкнутой системы охлаждения:
Б — бак с запасом охлаждающей жидкости; К — компрессор; Н—главный насос; КС—камера сгорания; Т — турбина; ПН — подкачивающий насос; Р — радиатор; 1 — отбор тепла; 2 и 3 — вход и выход охлаждающего воздуха
использованы воздух и различные газы под высоким давлением или жидкие металлы: натрий и его сплавы) циркулирует по замкнутому контуру, отбирая тепло от нагретых деталей и отдавая его в радиаторе. При использовании закрытых систем за счет
154
резкого возрастания коэффициентов теплоотдачи температура газа может быть доведена до 1900...2000 К и более. Однако эксплуатационная надежность таких систем в настоящее время недостаточна для их использования на серийных ГТД.
Эффективность различных способов воздушного охлаждения лопаток турбин характеризуется коэффициентом интенсивности охлаждения:
у _ г* ’
1 Г 1 ов
где Гг — температура заторможенного газового потока; Тя — средняя температура лопатки; Т*ов — полная температура охлаждающего воздуха на входе в лопатку, а также относительным расходом охлаждающего воздуха GOXJ, = GOXJ1/Gr, где GOXJ1— расход охлаждающего воздуха; Gr — расход газа через ступень.
Сравнительный анализ эффективности рассмотренных выше
Рис. 5.26. Сравнение эффективности различных вариантов охлаждения лопаток:
а — конвективное; б — конвективно-пленочное; в — пленочное; г — пористое
Анализ систем охлаждения показывает, что их применение ведет не только к усложнению конструкции ГТД, но и требует дополнительных затрат энергии на их функционирование. Потери энергии определяются увеличением гидравлических сопротивле-
155
ний (из-за увеличения радиусов кромок лопатки, увеличения относительного шага решетки, изменения структуры пограничного слоя и т. д.) и дополнительными затратами мощности на подготовку и прокачку охладителя. Очевидно, что использование того или иного способа охлаждения следует считать оправданным только в том случае, когда выигрыш за счет повышения температуры газа существенно перекрывает появляющиеся при этом энергетические затраты. Для примера укажем, что применение конструкции рабочих лопаток, приведенной на рис. 5. 19, а, при GOXJ1 = 2% позволяет увеличить температуру газа на 220 К-Потеря тяги вследствие охлаждения составляет 4,3%, а чистый прирост тяги — 18%.
Расчет системы охлаждения включает тепловой расчет, в процессе выполнения которого определяется потребный расход охладителя для снижения температуры деталей до заданного уровня; гидравлический расчет, заключающийся в определении проходных сечений охлаждающих каналов (или их сопротивления), и расчет температурных полей в основных деталях турбины.
5.7.	ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ ТУРБИН
Большинство поломок рабочих лопаток имеет усталостный характер и связано с переменными напряжениями, возникающими при колебаниях по низшим формам. При интенсивных колебаниях по первой изгибной форме возможны растрескивание и усталостные разрушения хвостовиков лопаток.
Одной из причин возникновения неисправностей лопаток в процессе эксплуатации является газовая коррозия, обусловленная наличием в продуктах сгорания химически активных соединений.
Разрушение бандажированных лопаток часто связано с уменьшением в процессе наработки натяга по бандажным полкам и возникновением износа и наклепа из-за появления зазора между ними.
Характерным для турбинных лопаток является термоциклическое нагружение и возможность перегрева, что снижает сопротивление лопаток не только динамическим, но и статическим нагрузкам. В этом случае обрывы лопаток носят следы пластической деформации.
Наиболее опасным видом повреждений турбин является возникновение трещин и разрушение дисков, так как последнее не локализуется в пределах корпуса двигателя. Трещины, как правило, образуются в местах концентрации напряжений: в пазах для елочных хвостовиков, отверстиях для соединения дисков и прохода охлаждающего воздуха. Основная причина появления трещин — малоцикловая усталость, возникающая при повторных нагружениях в процессе запуска и останова двигателя.
156
Глава 6. ВЫХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА
Выходные устройства ГТД осуществляют:
—	преобразование потенциальной энергии газового потока, выходящего из турбины, в кинетическую. Эту функцию выполняют реактивные сопла;
—	изменение направления вектора тяги (реверсивные устройства и девиаторы тяги);
—	эффективное смешение потоков наружного и внутреннего контуров ТРДД (смесители потоков);
—	разделение затурбинного потока на ряд отдельных струй для снижения шума реактивной струи (глушители шума).
Выходные устройства должны обладать:
—	высокой эффективностью выполнения заданных функций при минимальных габаритах и массе;
—	минимальными гидравлическими и тепловыми потерями, надежной тепловой защитой элементов конструкции воздушного судна;
—	высокой надежностью в пределах назначенного ресурса (стойкостью против коррозии, прогаров, коробления и трещин);
—	хорошей производственной, ремонтной и эксплуатационной технологичностью (простотой и низкой стоимостью производства, ремонта и эксплуатации).
Количество узлов, входящих в состав выходного устройства, зависит от типа ГТД и его конструктивных особенностей. Основными элементами выходных устройств ТРД и ТРДД являются реактивные сопла (нерегулируемые или регулируемые). Эти двигатели могут иметь также смесители потоков (ТРДД), реверсивные устройства, девиаторы тяги (подъемные ГТД) и шумоглушители. Выходное устройство ТВД состоит обычно из сопла и, в случае необходимости, удлинительной трубы.
6.1.	НЕРЕГУЛИРУЕМЫЕ РЕАКТИВНЫЕ СОПЛА
В зависимости от срабатываемого теплоперепада реактивные сопла делятся на дозвуковые (суживающиеся) и сверхзвуковые, имеющие форму сопла Лаваля. И те и другие могут быть регулируемыми и нерегулируемыми.
Для самолетов со скоростями полета, соответствующими 7И^1,7, наиболее эффективно применение в ТРД и ТРДД суживающихся нерегулируемых сопел. Принципиальные схемы таких сопел показаны на рис. 6.1. Их геометрия определяется газодинамическим расчетом. В выполненных конструкциях размеры сопел находятся в пределах: L— (1,0...1,3) D; Le= (0,2.-..0,3) D; a=(10°...12°).
Основными элементами суживающегося сопла являются (см. рис. 6.1, а): наружная стенка, обтекатель диска турбины, обтекаемые стойки, реактивный насадок, детали тепловой защи
157
ты и охлаждения. Наружная стенка и конус-обтекатель совместно со стойками образуют диффузор, обеспечивающий преобразование кольцевой формы потока в круговую и раскрутку потока, имеющего небольшую окружную составляющую скорости на выходе из турбины. Крепление стоек предусматривает свободное тепловое расширение внутреннего конуса.
Рис. 6.1. Принципиальные схемы суживающихся нерегулируемых сопел: а — обычное реактивное сопло; б — реактивное сопло с удлинительной трубой; а — угол сужения сопла (10...12°); (3 — угол при вершине конуса обтекателя (35...50°); / — внутренний конус-обтекатель диска турбины; 2— обтекаемые стойки; 3 — наружная стенка; 4 — реактивный насадок; 5 — удлинительная труба
Реактивный насадок выполняют легкосъемным. Его выходной диаметр подбирают при отладке двигателя на заводе-изготовителе. Для облегчения подбора насадки выполняют с различными диаметрами, отличающимися на 2...3 мм. Постановка насадка с меньшим диаметром приводит к повышению тяги ТРД за счет роста температуры газа перед турбиной и выходной скорости. Здесь следует отметить, что само сопло не создает тяги, т. е. равнодействующая газовых сил, действующих на сопло, направлена назад, против полета.
При необходимости отвода газа за пределы конструкции планера между диффузором и реактивным насадком устанавливают удлинительную трубу (см. рис. 6.1, б). Удлинительная труба ухудшает характеристики двигателя (затрудняет запуск, повышает удельный расход топлива, снижается эффективная тяга) и поэтому применяется в исключительных случаях.
158
Если величина срабатываемого теплоперепада оказывается незначительной, как в ТВД, то конструкция сопла существенно упрощается (рис. 6.2), так как в этом случае требуется лишь преобразование формы канала и отвод газа за пределы самолета.
А-А
Рис. 6.2. Реактивное сопло ТВД:
1, 2, 3 — детали суфлирующего патрубка; 4 — обтекаемое ребро; 5 — наружная манжета; 6—внутренняя манжета; 7 — обтекатель диска турбины; 8 — фланец крепления выхлопной трубы; 9 — штуцер под установку термопары; 10 — наружная стенка; И — кольцевой профиль жесткости; 12 профилированная полая стойка; 13— манжета; 14 — передний фланец
159
При сверхкритических перепадах, развиваемых в современных ТРДД с раздельными соплами, для достижения сверхзвуковых скоростей истечения используют эффект расширения потока в косом срезе (рис. 6.3). Критическое сечение потока внутреннего контура наклонено к оси сопла. Угловая точка разрежения находится у выходной кромки обечайки. Расширяющаяся часть сопла образована стенкой центрального тела и угловой точкой разрежения. Такое сопло обладает свойством саморегулирования на режимах перерасширения, так как в этом случае давление воздуха сжимает струю за соплом и улучшает его характеристики. Хвостовую часть центрального тела можно укоротить наполовину без заметного снижения тяги двигателя. Сопло наружного контура выполнено аналогично. Для отладки тяговых характеристик оба сопла имеют съемные насадки.
Детали реактивного сопла выполняются при помощи сварки из листовых заготовок жаропрочных нержавеющих сталей (типа 1Х18Н9Т) и титановых сплавов марок ВТ20, 0Т4 и др. Они охлаждаются воздухом, отбираемым от компрессора (для охлаждения внутренних полостей), или из'окружаюгцей среды (для охлаждения наружной стенки).
6.2.	РЕГУЛИРУЕМЫЕ РЕАКТИВНЫЕ СОПЛА
При больших скоростях (Af„^l,7) применение регулируемых реактивных сопел дао существенные преимущества по тяге и экономичности двигателя и значительно облегчает его запуск. Кроме того, как было отмечено выше в п. 4.4, применение в конструкции двигателя форсажной камеры требует постановки регулируемого реактивного сопла.
При сверхкритическом перепаде давлений необходимая эффективность достигается регулированием площадей как критического, так и выходного сечений. При этом за счет соответствующего изменения площади критического сечения обеспечивается неизменяемый режим работы турбокомпрессора, а изменением площади выходного сечения достигается реализация полной степени расширения в сверхзвуковом сопле.
Из предложенных схем регулируемых сопел наиболее эффективными и простыми по конструкции являются многостворчатые однорядные, многостворчатые двухрядные и эжекторные регулируемые сопла (рис. 6.4).
Многостворчатые сопла позволяют получить форму поперечного сечения струи, близкую к кругу, и поэтому обладают малыми гидравлическими потярями по сравнению с одно- или двухстворчатыми схемами. Однорядные многостворчатые сопла применяют для дозвуковых выходных устройств, содержащих форсажную камеру. Каждая из створок представляет собой жесткую коробчатую конструкцию, закрепленную шарнирно к наружной стенке сопла (рис. 6.5). Уплотнение стыков створок
160
1
2 3
И Зак. 4527
Рис. 6.3. Выходное сверхзвуковое устройство ТРДД с расширением потока в косом срезе:
1 — наружная стенка; 2, 6, 12, 14 — кольцевые профили жесткости; 5 — реактивный насадок наружного контура; 3, 4 — телескопическая стойка; 7 — внутренний конус наружного контура; 8 — стойка внутреннего контура; 9 — палец; 10 — сухарь; 11, 13, 15 — передняя, средняя и задняя части внутреннего конуса
достигается за счет их взаимного перекрытия. Ширину полок выбирают такой, чтобы при максимальном раскрытии сопла (Дтах) сохранялось перекрытие Л2 не меньше 10... 15 мм, а при максимальном прикрытии сопла ($min) перекрытие полок не превышало Л] = 40...50 мм. Указанные величины перекрытий Л! и Л2 обеспечивают надежное уплотнение и приемлемую величину* сил трения в сочленении.
Рис. 6.4. Принципиальные схемы регулируемых сопел:
а — однорядное многостворчатое сопло; б — двухрядное многостворчатое сопло; в — эжекторное сопло
Число створок Z при выбранных значениях перекрытий Л( и Л2 находят из очевидных соотношений: Jv2Zmax=Z(a— AJ; ji^m,-„=Z(a— Л2), где а — ширина створки.
Положение стЬорок при Fcmax
Рис. 6.5. Уплотнение стыков многостворчатого сопла: b — ширина полки; Др Д2— величины взаимного перекрытия полок при минимальном и максимальном раскрытии сопла; б — толщина стенки; F с — площадь поперечного сечения сопла
Управление положением створок производится перемещением в осевом направлении опорного кольца, ограничивающего раскрытие створок под действием газовых сил. Кольцо перемещает -
162
ся гидроцилиндрами, в конструкции которых предусмотрены устройства, исключающие перекосы плоскости кольца.
Необходимый закон изменения площади сопла в зависимости от осевого перемещения достигается соответствующим профилированием наружной поверхности створок.
Двухрядное многостворчатое сопло (см. рис. 6.4, б) представляет собой последовательное соединение двух однорядных регулируемых створчатых конструкций. Первый ряд створок имеет шарнирное соединение с задним фланцем наружного конуса сопла, а второй ряд соединен шарнирно с первым. В таком сопле величина площадей критического и выходного сечений могут изменяться независимо друг от друга. Данная схема получила большое распространение несмотря на конструктивную сложность и проблемы уплотнения створок.
Регулируемое эжекторное сопло имеет более простое конструктивное исполнение по сравнению с предыдущей схемой. Оно включает регулируемое суживающееся сопло (см. рис. 6.4, в) и подвижный в осевом направлении эжектор, стенки которого образуют расширяющийся канал. Критическое сечение сопла регулируется створками. В кольцевую щель между эжектором и створками подается воздух, отбираемый из зоны максимального давления входного сверхзвукового диффузора. Количество эжектируемого воздуха регулируется посредством изменения осевого положения эжектора. При малых скоростях полета эжектор смещен в максимально открытое положение. При максимальной скорости он почти полностью прикрыт, сохраняя небольшой расход воздуха, необходимый для охлаждения сопла.
6.3.	РЕВЕРСИВНЫЕ УСТРОЙСТВА И ДЕВИАТОРЫ ТЯГИ
Для улучшения взлетных и посадочных характеристик самолета, повышения его маневренности применяют специальные устройства для поворота вектора тяги. К ним относятся реверсивные устройства (РУ) и девиаторы тяги. РУ при включении их в работу поворачивают поток выходящих газов на угол больший 90°, обеспечивая тем самым образование обратной тяги. Для поворота потока на угол меньший 90° используют девиаторы.
Реверсивные устройства
Применение РУ позволяет значительно улучшить эксплуатационные характеристики воздушных судов на предпосадочных и посадочных режимах, а именно:
— увеличить угол планирования и тем самым повысить точность приземления;
—	сократить длину пробега самолета после касания ВПП на 60...80%;
—	сократить дистанцию прерванного взлета;
163
11
—	сократить время приемистости по тяге при уходе на второй круг из предпосадочных положений.
Особенно эффективно РУ при посадке на влажную или покрытую льдом ВПП, когда коэффициент трения мал.
К РУ предъявляют следующие требования:
—	получение максимально возможной обратной тяги при минимальных габаритах, массе и стоимости. Эффективность РУ оценивается величиной относительной обратной тяги:
~р =Р /Р
1 рев л рев/ >
где Р — максимальная взлетная тяга двигателя.
Для современных ТРДД Ррев=0,3...0,6.
Относительная масса трев представляет собой отношение массы РУ к массе двигателя. Величина трев выполненных РУ находится в пределах 0,1...0,14;
—	отсутствие влияния включения РУ на режим работы турбокомпрессора. Для этого необходимо, чтобы давление газа за турбиной при включенном и выключенном РУ были равны. Это требование обеспечивается выбором необходимой величины площади минимального проходного сечения в РУ;
—	минимальные гидравлические потери при выключенном РУ. Для выполнения этого требования обеспечивают тщательное сопряжение элементов конструкции РУ с соседними элементами выходного устройства двигателя, а места стыка уплотняют;
—	включение РУ не должно приводить к ухудшению характеристик устойчивости компрессора и недопустимому нагреву конструкции самолета;
—	изменение тяги от полной положительной тяги к полной обратной должно происходить за минимальное время;
—	изменение тяги соседних двигателей при включении РУ должно происходить синхронно во избежание ухудшения устойчивости и управляемости самолета.
Наиболее полно удовлетворяют предъявляемым требованиям две схемы РУ;
—	устройства, осуществляющие поворот газовой струи до выходного сопла;
—	устройства, отклоняющие струю за срезом сопла.
В РУ первой схемы (рис. 6.6) на режиме реверсирования тяги происходит поворот заслонок, перекрывающих путь газа к реактивному соплу и направляющих его к отклоняющим решеткам. Проточная часть перекрывается полностью или частично. В последнем случае некоторое количество газа продолжает выходить в прямом направлении. Отклоняющие решетки осуществляют дополнительный поворот потока в требуемом направлении. Таким образом, в данной схеме обратная тяга создается на обоих рабочих элементах-заслонках и створках.
164
При выключенном РУ заслонки не создают значительных потерь прямой тяги, так как устанавливаются заподлицо с обводами проточной части, плотно закрывая окна для прохода газов к отклоняющим решеткам. Поворот заслонок осуществляется силовым пневмоприводом, в который подается воздух, отбирае-
Рис. 6.6. Схема реверсивного устройства с отклонением потока газов до сопла:
1 — корпус; 2 — отклоняющая решетка; 3 — поворотная заслонка (створка); 4 — реактивное сопло; 5 — ось поворота заслонок
Тяга двигателя с включенным РУ, действующая на узлы крепления двигателя, при полном расширении газа определяется по формуле:
P=GpPpcos a — GrVBX+ GCPC, где Gp, Vp — массовый расход газа через отклоняющие решетки РУ и скорость на выходе из них; Gc, Ис — массовый расход газа через выходное сопло двигателя, не отклоняемого при реверсировании, и скорость на выходе из него; Gr=Gp+ Gc — общий расход газа через двигатель; VRX — скорость воздуха на входе в двигатель; а — угол поворота потока (а= 120... 140°).
В данной формуле первые два члена отрицательны, так как при a>90°cos a<0.
Во второй схеме РУ отклонение и поворот потока газа происходит за срезом сопла. Для этого используются выдвигаемые назад и смыкаемые друг с другом створки (рис. 6.7). Створ-
165
Рис. 6.7. Схема реверсивного устройства с отклонением потока газов за срезом сопла: 1 — корпус; 2 — створки; 3 — реактивное сопло; 4 — тяги подвески створок
ки представляют собой откидывающиеся части мотогондолы. Крепление и перестановка створок осуществляется при помощи системы рычагов и гидравлических силовых цилиндров. РУ этой схемы компактны, хорошо вписываются в обводы двигателя, однако имеют повышенные потери обратной тяги вследствие большой скорости истечения газа из сопла, повышенную массу йз-за большой потребной рабочей поверхности створок (порядка 200 % от площади выходного сечения сопла) и больших нагрузок, действующих на створки и элементы силового привода.
Осевое усилие, действующее на РУ с отклоняющими створками, размещенными за срезом сопла, определяется выражением:
^рев ^г^вых.ревС°8С1 GrVc=Gr( VBb[x peBCOSCt V с), где Ррев — осевая сила, действующая на узлы крепления устройства; Gr — массовый расход газа; а — угол поворота потока; Vc — скорость истечения газа из сопла при выключенном РУ.
Оба члена формулы отрицательны, так как cosaCO. При этом получается, что осевая сила, действующая на РУ значительно больше обратной тяги двигателя с включенным РУ.
Это обстоятельство и определяет, в значительной мере, большую массу РУ второй схемы по сравнению с первой.
В ТРДД большой степени двухконтурности (т>3) реверсирование тяги за счет отклонения выходящей струи газа нецелесообразно по соображениям массовых и габаритных характеристик смесителя и РУ, расположенных в выходном устройстве. В этом случае больший эффект дает применение поворотных (управляемых) лопаток одноступенчатого вентилятора. Для регулирования угла установки лопаток вентилятора применяется гидравлический сервомотор.
Девиаторы тяги
Девиаторы тяги обеспечивают поворот потока выходящих газов на угол меньший 90°.
Девиаторы тяги применяются на ТРД и ТРДД, предназначенных для самолетов с укороченным и вертикальным взлетом и посадкой.
Требования, предъявляемые к девиаторам тяги, совпадают с требованиями, предъявляемыми к РУ.
Различают девиаторы с неподвижными и подвижными (поворачивающимися) соплами. Девиатор с неподвижными соплами (рис. 6.8) используется на самолетах короткого взлёта и посадки. Он содержит основное и дополнительное реактивные сопла и поворачивающиеся заслонки. При взлете и посадке самолета заслонки перекрывают поток газа к основному соплу и направляют его к дополнительному. После взлета и набора минимальной высоты заслонки возвращаются в исходное положение, при котором поток газа выходит только через основное сопло.
167
В девиаторах с поворотными соплами отклонение потока газа происходит за счет поворота в требуемом направлении основных реактивных сопел двигателя.
Рис. 6.8. Схема устройства для девиации тяги односоплового типа:
/ — выходное сопло; 2 — сопло девиатора; 3 — заслонки
Принципиальное отличие второй схемы девиатора — много-позиционность, т. е. возможность установки сопел на любой промежуточный угол. При этом в зависимости от положения сопел двигатель создает прямую, вертикальную подъемную или обратную тягу.
Недостатком девиатора с поворотными соплами являются сравнительно высокие потери тяги из-за больших гидравлических потерь в коленообразных патрубках и отклоняющих решетках. Эти потери сохраняются и при горизонтальном полете.
6.4. ШУМОГЛУШЕНИЕ ГТД
Источниками шума ГТД являются все элементы проточной части (вентилятор, компрессор, камера сгорания, турбина, реактивное сопло) и вытекающая реактивная струя газа.
Уровень шума каждого источника определяется конструктивной схемой ГТД, уровнем параметров рабочего процесса, степенью двухконтурности, окружной скоростью лопаток, тягой двигателя и т. п.
168
При малой степени двухконтурности ТРДД (т=1...1,5) основным источником шума является реактивная струя. При большой степени двухконтурности (т>4,0) основным источником шума становится одноступенчатый вентилятор.
Отличительная особенность шума реактивной струи состоит в том, что он образуется вне двигателя в процессе турбулентного смешения свободной струи с окружающей средой.
Спектр шума струи имеет широкополосный характер и расположен в области низких частот. Акустическая мощность струи связана с ее параметрами в выходном сечении сопла соотношением:
Ц7=косД.а(Г5С(к,
где qc, Сс, Fc — плотность газа, скорость истечения, выходная площадь сопла; aQ — скорость звука в окружающей среде; к — коэффициент пропорциональности.
Наиболее эффективным методом снижения акустической мощности струи, а следовательно, и шума является уменьшение ее скорости. Применительно к ТРД и ТРДД малой степени двухконтурности такое снижение шума может быть достигнуто при использовании эжекторного реактивного сопла или специальных многотрубных шумоглушителей.
Принцип действия шумоглушителей, в том числе эжекторных, состоит в том, что к высокоскоростной струе вытекающего газа подсасывается или принудительно подается дополнительный воздух из окружающей среды либо из наружного контура ТРДД. Процесс смешения идет тем интенсивнее, чем больше поверхность смешения и меньше масштаб процесса. Для этого выхлопную струю разбивают на множество отдельных струй, сохраняя площадь выходного сечения неизменной. Дробление струи на отдельные мелкие струи приводит к перераспределению звуковой энергии из области низких частот в высокочастотную область. Высокочастотные колебания быстрее затухают в атмосфере по мере их распространения.
Основным требованием к шумоглушителям эжекторного или многотрубного типа является обеспечение уменьшения уровня шума на 5... 10 дБ (в 1,5...2 раза) без существенного снижения основных характеристик двигателя: тяги и удельного расхода топлива.
В выполненных и экспериментальных конструкциях шумоглушителей нашли применение следующие схемы (рис. .6.9):
—	эжекторные сопла;
—	многотрубные сопла;
—	гофрированные сопла;
—	комбинация гофрированных сопел с короткими эжекторами.
Эжекторные сопла обеспечивают' достаточно полное перемешивание газовой струи с подсасываемым окружающим воздухом
169
лишь при больших длинах эжектора, составляющих примерно восемь его диаметров. Такое решение не удовлетворяет требованиям по массе и габаритам.
Рис. 6.9. Принципиальные схемы шумоглушителей на выходе ГТД: а — эжекторное сопло; б — многотрубное сопло; в — гофрированное сопло
Многотрубные и гофрированные сопла при той же эффективности по снижению шума обладают меньшими габаритами и массой. Это и предопределило их довольно широкое практическое применение в ТРД и ТРДД первых поколений.
Недостатком рассмотренных схем шумоглушителей является повышение расхода топлива на крейсерском режиме, т. е. там, где глушители уже не нужны. Поэтому все более широкое применение находят выдвижные шумоглушители, используемые только на этапе взлета, набора высоты, а при необходимости и снижения. Они выполняются в виде обтекаемых стоек, стержней, рассекателей, вводимых в газовую струю в требуемое время. После использования они убираются и не оказывают сопротивления потоку.
В ТРДД большой степени двухконтурности снижение шума газового потока внутреннего контура достигается постановкой смесительных устройств, обеспечивающих интенсивное смешение потоков внутреннего и наружного контуров. Использова
170
ние камер смешения в ТРДД позволяет помимо снижения уровня шума на 3...5 дБ получить снижение удельного расхода топлива на 3...5% и увеличение тяги на 1...2%. Основными элементами смесительного устройства являются (рис. 6.10) смеситель I, камера смешения 2, затурбинный обтекатель 3 и реактивное сопло 4.
Наиболее широкое применение получили смесители лепесткового типа. Основными параметрами, определяющими эффективность смесителя, являются: число лепестков Хл; относительная длина смесителя /см=/см//?; относительная высота лепестка смесителя hCK=hCN/H, где R — радиус точки крепления смесителя; Н — высота канала камеры смешения в концевом сечении смесителя. В выполненных конструкциях величины этих параметров находятся в следующих пределах: 7Л=12...18; /см=0,4...0,8; ^см=0,4...0,85. Увеличение параметров в указанных пределах ведет к повышению эффективности процесса смешения, но сопровождается увеличением массы устройства и ростом гидравлических потерь.
Как уже было отмечено выше, в ТРДД большой степени двухконтурности основным источником шума является вентилятор. В настоящее время разработаны следующие основные способы снижения шума одноступенчатого вентилятора ТРДД:
—	увеличение осевого расстояния от входа в двигатель до вентилятора и от вентилятора до направляющего аппарата;
—	выполнение вентилятора без входного направляющего аппарата;
—	снижение окружной скорости на наружном радиусе вентилятора до значений, не превышающих 400...450 м/с;
—	нерадиальное расположение лопаток направляющего аппарата;
—	акустическая обработка мотогондолы звукопоглощающими конструкциями (ЗПК).
Акустическая обработка корпусов применяется также для снижения шума, генерируемого компрессором, камерой сгорания и турбиной. В ЗПК используются два принципа снижения шума: — поглощение (диссипация) акустической энергии в материале ЗПК;
— смещение частотного диапазона акустических колебаний в высокочастотную область, где затухание звука по мере распространения происходит быстрее. С этой целью ЗПК выполняют в виде легкой ячеистой конструкции, каждая из малых объемов (ячеек) которой является резонатором-фильтром, пропускающим звук только собственной высокой частоты колебаний столба воздуха в этом объеме.
В качестве материалов для ЗПК используют алюминиевую фольгу, термостойкие пластмассы (при облицовке корпусов компрессора) и фольгу из жаростойких нержавеющих сталей типа 1Х18Н9Т при гашении шума, генерируемого турбиной.
171
Рис. 6.10. Смесительное устройство ТРДД:
1 — смеситель; 2 — камера смешения; 3 — затурбинный обтекатель; 4 — реактивное сопло
Глава 7. ОПОРЫ РОТОРОВ. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Опоры предназначены для фиксации ротора в силовом корпусе. Они передают осевые и радиальные нагрузки, возникающие на роторе в процессе работы двигателя, к корпусным неподвижным деталям. При этом должна обеспечиваться возможность вращения ротора при минимальном трении.
Узел опоры (рис. 7.1) состоит из двух групп элементов — корпуса опоры и подшипникового узла. В корпусе любой опоры можно выделить три характерных части:
—	внутреннее силовое кольцо 3, в котором закреплен узел подшипника;
—	внешнее силовое кольцо /, которое соединяется с другими элементами силового корпуса двигателя;
—	радиальные силовые элементы 2, которые совместно с силовыми кольцами 1 и 3 образуют осесимметричную кольцевую раму высокой жесткости и прочности. Радиальные силовые элементы пересекают проточную часть двигателя и поэтому выполняются хорошо обтекаемыми.
Рис. 7.1. Принципиальная схема опоры ротора:
1	— внешнее силовое кольцо;
2	— радиальный силовой элемент; 3 — внутреннее силовое кольцо; 4 — подшипник;
5	— уплотнение; 6 — устройство подвода масла
Подшипниковый узел состоит из подшипника, элементов его крепления к корпусу опоры и ротору, устройств подвода и слива масла, масляных уплотнений, устройств охлаждения и теплоизоляции. Кроме того, в узле подшипника могут быть применены демпферные и упругодемпферные устройства.
7.1.	ПОДШИПНИКИ
По виду трения различают подшипники качения и скольжения. Подшипники скольжения имеют малые радиальные размеры, допускают высокую частоту вращения (100000 об/мин и
173
более) и возможность работы при вибрационных нагрузках. Однако их недостатки (высокие потери на трение и в связи с этим пониженные КПД, необходимость интенсивной смазки и охлаждения, большие потребные пусковые моменты, большие размеры в осевом направлении) ограничивают применение таких подшипников конструкциями некоторых вспомогательных силовых установок.
В основных ГТД применяют исключительно подшипники качения, обладающие по сравнению с подшипниками скольжения значительно меньшим коэффициентом трения, малыми осевыми размерами и низким пусковым моментом.
В опорах роторов компрессоров и турбин применяют преимущественно однорядные подшипники качения: шариковые радиальные и радиально-упорные, роликовые радиальные.
По условиям работы подшипники роторов ГТД относят к тя-желонагруженным, высокоскоростным: радиальные нагрузки достигают величин 5000 Н, осевые — 20000...50000 Н, частота вращения — 18000 об/мин, температуры нагрева — 250 °C и выше.
Для изготовления подшипников, работающих при умеренных температурах (до 200 °C), применяют стали ШХ15, ШХ9, ШХ6 вакуумного или электрошлакового переплава. Из стали ШХ15 изготавляют кольца, а из сталей ШХ6, ШХ9 — тела качения.
Для подшипников, работающих в условиях повышенных температур, применяют цементируемые никельмолибденовые инструментальные стали.
Подшипники качения (рис. 7.2) состоят из следующих деталей: наружного и внутреннего колец с дорожками качения, рабочих тел и сепараторов. В некоторых подшипниках одно или два кольца могут отсутствовать. В них тела качения катятся непосредственно по канавкам вала или корпуса. Это уменьшает радиальные размеры таких подшипников, что особенно важно для промежуточных шестерен и сателлитов редукторов авиационных ГТД.
Шарикоподшипники радиальные (см. рис. 7.2, а) служат для восприятия радиальной силы в условиях перекоса осей ротора и корпусов. Они могут фиксировать вал в осевом направлении и передавать осевую силу тем большую, чем выше внутренние зазоры в подшипнике.
Гораздо большую радиальную силу способны передавать роликоподшипники за счет большей поверхности контакта роликов и колец. Однако они обладают повышенной чувствительностью к перекосам, для уменьшения которой ролики выполняют короткими (в продольном сечении — квадрат) и бочкообразными.
Типичная конструкция роликоподшипника показана на рис. 7.2, д. Гладкая без бортов внутренняя обойма обеспечивает свободное осевое температурное расширение ротора относительно корпуса. Наружная обойма своими бортами удерживает ро-
174
г
Рис. 7.2. Подшипники качения:
а — радиальный шарикоподшипник с центрированием сепаратора по внутреннему кольцу; б — радиально-упорный шарикоподшипник с разрезным наружным кольцом; в — радиально-упорный шарикоподшипник с разрезным внутренним кольцом; г — радиально-упорный шарикоподшипник с четырехточечным контактом при радиальной нагрузке; д — роликоподшипник с безбортовым (гладким) внутренним кольцом; е — роликоподшипник с безбортовым наружным кольцом; ж, з — роликоподшипники без внутреннего и наружного колец соответственно
лики в осевом направлении. Сепаратор отделяет ролики от взаимного соприкосновения и исключает их поворот относительно радиусов, проходящих через центр масс роликов.
175
В процессе работы двигателя сепаратор вращается с частотой, равной: d|/i	п
П --------------------
с d,+d2 20О’
где п — частота вращения внутреннего кольца, об/мин; diy d2 соответственно диаметры беговых дорожек внутреннего и наружного кольца; dp — диаметр ролика.
Центрирование сепаратора выполняют по наружному или внутреннему кольцу. Центрирование сепаратора по наружному кольцу имеет ряд преимуществ по сравнению с центрированием по внутреннему кольцу: лучший отвод тепла от сепаратора через более холодное наружное кольцо, более благоприятные условия смазки подшипника, меньшее удельное давление на центрирующую поверхность, лучшая балансировка (самобалансировка) сепаратора в процессе работы. На рис. 7.3 показано, что при центрировании по наружному кольцу сепаратор под действием
Рис. 7.3. Характер износа сепаратора: а — при центрировании по внутреннему кольцу; б — при центрировании по наружному кольцу; Ра— центробежная сила несбалансированных масс сепаратора
центробежной силы несбалансированных масс прижимается к наружному кольцу «тяжелым» местом и его износ в процессе работы приводит к уменьшению несбалансированности.
176
Для изготовления сепараторов применяют алюминиевые сплавы Д1Т, АК-4, латунь, бронзу и синтетические материалы типа фторопласт и др.
В настоящее время находят широкое применение однослойные покрытия сепараторов серебром, и двухслойные — серебром и свинцом (для бронзовых и латунных сепараторов), свинцом и индием (для алюминиевых). Сепараторы с покрытием обладают повышенной износостойкостью.
В процессе работы сепаратор изнашивается и продукты износа могут быть обнаружены при анализе проб масла. После разрушения сепаратора происходит быстрое -прогрессирующее разрушение подшипника из-за взаимного трения тел качения и их перекосов.
Шарикоподшипники радиально-упорные применяют для восприятия осевой и радиальной нагрузок с преобладающей осевой. Широкое распространение получили двух-, трех- и четырехточечные подшипники с углом контакта 26° (рис. 7.2, б, в). Для повышения несущей способности подшипника одно из его колец выполняют разъемным. Это позволяет увеличить число тел качения (~на 25%) по сравнению с неразъемным подшипником, повысить точность обработки беговых дорожек, дает возможность применить более прочный неразъемный сепаратор. При отсутствии осевой силы многоточечные подшипники передают радиальную нагрузку по всем точкам контакта. При передаче осевой нагрузки во всех случаях контакт сохраняется лишь по двум точкам (рис. 7.4).
Рис. 7.4. Четырехточечный подшипник: а — при передаче радиальной нагрузки; б — при передаче радиальной и осевой нагрузок
Преимущества подшипников с многоточечным контактом — большая осевая грузоподъемность, связанная с повышенными
12 Зак. 4527
177
углами контакта и большим количеством шариков по сравнению с двухточечным, относительно малые внутренние зазоры. Большое влияние на работоспособность подшипников оказывают величина внутренних зазоров — радиального и осевого. При малой величине зазоров возможно заклинивание подшипника при нагреве внутренней обоймы от горячего вала. Повышенные зазоры могут вызвать рост вибраций ротора. В подшипниках роторов ГТД исходный радиальный зазор выбирают в пределах 0,05...0,10 мм.
В зависимости от нагрузочной способности при одном и том же внутреннем диаметре подшипники делятся на серии: по радиальным размерам — сверхлегкие, особо легкие, легкие, средние, тяжелые, по ширине — узкие, нормальные, широкие, особо широкие.
На подшипнике качения ставится клеймо — условное обозначение подшипника, состоящее из ряда цифр и букв.
Последние две цифры указывают шифр диаметра внутреннего кольца: ...00 (d=10 мм), ...01 (d=12 мм), ...02 (d= 15 мм), ...03 (d= 17 мм). Начиная от ...04 (d=20 мм) и кончая ...99 (d=495 мм), чтобы узнать диаметр внутреннего кольца подшипника, необходимо две последние цифры его условного обозначения умножить на 5.
Третья цифра справа указывает серию подшипника: особо легкая—1, легкая — 2, средняя — 3 и т.п. Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника: радиальный шариковый однорядный — 0, радиальный роликовый — 2, радиально-упорный шариковый — 6.
Дополнительные буквенные обозначения используются для указания классов точности, номера ряда радиального зазора, материала колец и сепаратора и др.
Примеры обозначений подшипников:
206 — радиальный однорядный шарикоподшипник легкой серии с внутренним диаметром 30 мм.
В32118ДТ — радиальный роликоподшипник особо легкой серии с внутренним диаметром 90 мм, с бортами на наружном кольце (3) высокого класса точности (В), с сепаратором из алюминиевого сплава (Д) и температурой отпуска колец 200 °C (Т).
7.2.	ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Для авиационных ГТД, являющихся высокооборотными машинами, применяют подшипники легких серий высоких классов точности (В, А, С).
Внутренний диаметр подшипника выбирают в соответствии с размером вала в опоре. Выбранный по каталогу подшипник проверяют на быстроходность и определяют расчетную долговечность.
178
Быстроходность подшипников оценивают параметром dn, где d — внутренний диаметр подшипника в мм, п — частота вращения, об/мин. Подшипники ГТД удовлетворительно работают до величин dn= (1,5...2,0) • 106 мм об/мин.
Ввиду переменных режимов работы двигателя (взлетный, номинальный, крейсерский, малый газ) расчетную долговечность подшипника Лрасч. определяют по эквивалентной нагрузке Q3KB, учитывающей различную повреждаемость, вносимую каждым из режимов:
,	_ ! с 3-33
Лрасч~~ «,к»
где пзкв— эквивалентная частота вращения ротора (об/мин), принимаемая равной частоте вращения на наиболее длительном режиме работы (крейсерском); С — коэффициент работоспособности, численные значения которого в зависимости от диаметра, конструкции и характера нагружения подшипника указаны в каталогах и справочниках. Эквивалентную нагрузку Q3KB определяют по формуле:	z 03
СэкВ= ( t
I 1=1 I
где Z — число режимов работы; а, — относительная продолжительность работы подшипника на каждом Гм режиме в долях z
от общей расчетной долговечности, т. е. а—Л//грасч; ^а,= 1;
/=1
h, — время работы подшипника на Гм режиме;	— от-
носительные частоты вращения на Гм режиме; Q, — приведенная условная нагрузка на подшипник на Гм режиме (Н).
Величину Q, для каждого режима подсчитывают по формуле: Q,=(/?; +тД,)/Ск/С6/Ст, где /?;, Л, — соответственно радиальная и осевая нагрузка на подшипник на Гм режиме (Н); m — коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной; /<к — коэффициент, учитывающий вращение кольца (при вращении внутреннего кольца ЛСК=1, при вращении наружного /Ск= = 1,35);	— динамический коэффициент, учитывающий дина-
мичность действующей нагрузки (для подшипников компрессоров и турбин /С6=1, для редукторов /С6= 1,3... 1,5);	— коэффи-
циент, учитывающий влияние рабочей температуры на долговечность подшипника:
Т, °C ...... 100	150	175	200	250
Кт ....... 1,0	1,11	1,15	1,25	1,40
Значения коэффициента m для шариковых радиально-упорных определяют соотношением: m=l/3,8tgp и изменяются от 0,6 (при R/A~^2) до 0,8 (при чисто осевой нагрузке). Для роликовых подшипников с цилиндрическими роликами m—Q.
12*
179
Полученное значение долговечности /грасч должно быть больше ресурса проектируемого двигателя h в 1,5...2,5 раза: Kg— =Лрасч/й=(1,5.„2,5).
Меньшие значения запаса по долговечности допускают для подшипников приводов агрегатов и редукторов ТВД, большие — для подшипнков вала винта ТВД и радиально-упорных шариковых подшипников ротора двигателя.
В случае действия на подшипники значительных кратковременных перегрузок они должны проверяться на статическую грузоподъемность. Статической грузоподъемностью называется максимально возможная в эксплуатации радиальная нагрузка на подшипник, которая может вызвать остаточную пластическую деформацию тел качения не более величины /ОСТ=Ю~4^0.
Предельная радиальная нагрузка Qcm, вызывающая такую деформацию, определяется по эмпирическим формулам:
Для шарикоподшипника: Qcm==8,5zdocosp, Н;
для роликоподшипника: Qcm=16zd0/, Н,
где z — число тел качения; d0 — диаметр тел качения, мм; I — длина ролика, мм.
Условие работоспособности подшипника по статической грузоподъемности имеет вид: Дтах^Сст> где Дтах — максимально возможная в эксплуатации радиальная нагрузка на подшипник.
7.3.	КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КРЕПЛЕНИЯ ПОДШИПНИКОВ В ОПОРАХ
В общем случае при разработке конструкции опор роторов ГТД необходимо обеспечить: заданную податливость узла опоры; снижение уровня вибраций, возбуждаемых вращающимся ротором; заданные условия посадки и теплового режима подшипника; легкость монтажа и демонтажа узла; возможность регулировки осевого положения ротора (в радиально-упорных подшипниках) или внутреннего кольца (в роликоподшипниках) относительно корпуса опоры; контроль состояния опоры в процессе эксплуатации.
Требуемая податливость узла опоры достигается подбором податливости деталей, входящих в силовую «цепь» передачи радиальной и осевой нагрузок, начиная от вала и заканчивая наружным корпусом.
Так, например, в некоторых конструкциях требуемая податливость передней опоры ротора компрессора ГТД достигается за счет упругой силовой рамы, выполненной с помощью тонких профилированных радиальных стоек, соединяющих корпус подшипника с наружным корпусом компрессора. В тех случаях, когда такое решение оказывается невозможным, для достижения податливости опоры устанавливают специальные упругие элементы
180
(рис. 7.5). Применение специальных упругих элементов в опорах роторов позволяет снизить уровень вибраций, вызываемых вращающимся ротором, в рабочем диапазоне частот вращения. Объясняется это тем, что при постановке упругой опоры происходит значительное снижение критической частоты вращения ротора. При этом критический (резонансный) режим преодолевается на малых частотах вращения при малых значениях возбуждающей силы. В то же время в рабочем диапазоне частот вращения ротор будет работать в закритической области, где центр масс ротора практически совпадает с осью вращения и уровень вибрации минимален. При постановке упругих элементов стремятся обеспечить оптимальную податливость опоры, при которой критическая частота вращения становится ниже частоты вращения малого газа, но на 10...15 % выше частоты отключения стартера. В этом случае ротор быстро проходит резонанс за счет избыточной мощности турбины и, кроме того, исключается задевание элементов ротора о корпус.
Рис. 7.5. Упругие элементы в узлах опор:
а — упругая тонкостенная коническая балка; б — упругий элемент с ограничителем прогиба; в — упругое кольцо между наружным кольцом подшипника и стаканом корпуса; 1 — стакан корпуса;
2 — упругое кольцо; 3 — наружное кольцо подшипника
Другим эффективным средством снижения уровня вибраций, вызываемых вращающимся ротором, является постановка специальных демпферных устройств. Такие устройства обеспечивают поглощение части энергии колебаний вращающегося ротора за счет сил сухого или жидкостного трения (рис. 7.6). Поглощаемая энергия расходуется на нагрев трущихся поверхностей и жидкости. Для поддержания нормальных температурных условий демпферные устройства охлаждаются. Так, масляный демпфер охлаждается за счет непрерывной прокачки масла, используемого для работы демпфера.
181
Демпфер сухого трения применяется для гашения колебаний и ограничения прогиба длинных валов. Он обычно устанавливается в месте ожидаемого максимального прогиба вала, вступает в работу в диапазоне частот вращения, близких к критическим, работает кратковременно и не требует непрерывного охлаждения.
Рис. 7.6. Масляный демпфер (схема):
1 — подшипник; 2 — корпус подшипника; 3 — пакет разрезных колец; ра - подвод масла под давлением в полость демпфера
Эффективность масляного демпфера возрастает при увеличении вязкости жидкости и поверхности трения, а также при размещении демпфера вблизи центра масс ротора.
В реальных конструкциях для снижения роторных вибраций широко используют комбинацию рассмотренных выше способов— специальные упругодемпферные устройства (рис. 7.7).
Рис. 7.7. Упругодемпферное устройство:
1 — подшипник; 2 — упругие элементы опоры; 3 — корпус опоры; 4 — разрезное упругое кольцо маслоуплотнения полости демпфера
Посадки подшипников в корпус и на вал вибирают из условия сохранения радиального зазора между телами качения и кольцами на всех эксплуатационных режимах. Для сохранения балан
182
сировочных характеристик ротора вращающееся внутреннее кольцо устанавливают на вал с натягом (плотная посадка 1-го класса точности). Наружное кольцо устанавливают подвижно в стальной стакан, запрессованный в корпус (посадка скольжения l-ro класса точности). Этим обеспечивается возможность проворота колец относительно корпуса и исключение их деформации при неравномерном по окружности силовом и температурном нагружении корпуса. Для предотвращения износа при проворачивании наружного кольца посадочные и упорные поверхности корпуса цементируют, хромируют или азотируют в зависимости от применяемого материала и конструкции корпуса.
Повышенный нагрев внутреннего кольца может привести к уменьшению радиального зазора в подшипнике до нуля и даже к образованию натяга в сочленении. Это вызовет резкое увеличение сопротивления вращению, еще больший нагрев и последующее разрушение подшипника.
При разработке мероприятий по обеспечению теплового режима следует учитывать внутренние и внешние источники подвода тепла к подшипнику. Внутреннее тепловыделение вызывается деформацией под нагрузкой тел качения и беговых дорожек, а также трением тел качения о поверхности беговых дорожек и сепаратор. Внешний подвод тепла определяется теплопроводностью и теплоизлучением присоединенных и близко расположенных нагретых деталей двигателя. Наиболее значителен внешний теплоподвод к подшипникам роторов турбин, которые нагреваются теплом, идущим по валу от диска турбины, и теплом, поступающим от горячих деталей камеры сгорания и соплового аппарата через стенки и боковые крышки корпуса опоры.
Уменьшение теплового потока к подшипникам достигается различными способами: постановкой тепловых дросселей на пути распространения тепла за счет теплопроводности; применением теплоотражательных и теплозащитных экранов для защиты от лучистого и конвективного тепла; охлаждением узла опоры воздухом. Тепловой дроссель выполняется в виде местного сужения детали, уменьшения площади контакта деталей в местах их сопряжения. Тепловые дроссели применяют в местах контакта диска и вала турбины, вала турбины и подшипника, стакана подшипника и корпуса опоры. Теплоотражательные и теплозащитные экраны (рис. 7.8) устанавливают на наружных поверхностях корпуса и боковых крышек опоры. Обдув воздухом используют для охлаждения вала, корпуса и боковых крышек подшипникового узла.
Легкость монтажа и демонтажа узла опоры достигается применением легкосъемных резьбовых соединений (гаек), обеспечивающих фиксацию деталей в осевом направлении и передачу осевой силы в радиально-упорных подшипниках.
Для предотвращения схватывания резьбовых поверхностей и облегчения демонтажа поверхность резьбы гаек обычно омед
183
няется. Для предотвращения самоотворачивания гаек применяют пластинчатые контровочные шайбы или промежуточные шлицевые втулки.
•Наружные кольца подшипников устанавливают в стальные стаканы, которые запрессовывают и фиксируют в корпусе из литого легкого сплава или крепят их к стальным силовым дета; лям. Стальные стаканы предохраняют корпуса от износа и способствуют сохранению в определенных пределах посадочных зазоров наружного кольца при тепловых деформациях корпуса. В осевом направлении наружное кольцо при передаче значительных осевых сил фиксируется с одной стороны упором в бурт, а с другой — гайкой, либо съемным фланцем (см. рис. 7.8). При от-
Рис. 7.8. Узел опоры с радиально-упорным подшипником:
1 — вал; 2 — теплозащитный экран; 3 — дистанционное (регулировочное) кольцо; 4 — стакан подшипника; 5 — съемный фланец; 6 — масляная форсунка; 7 — гайка; 8 — маслосбрасывающее кольцо
184
сутствии осевой силы, как в роликоподшипнике, наружное кольцо может быть зафиксировано в осевом направлении разжимными разрезными кольцами.
Регулировка осевого положения ротора двигателя относительно корпуса обеспечивается постановкой регулировочных колец между внутренним кольцом опорно-упорного подшипника ротора и буртиком вала, по торцевой поверхности которого осевая сила ротора передается на подшипник и далее на корпус. Изменением толщины этого кольца можно достичь требуемой величины осевых зазоров между рабочими и неподвижными лопатками ротора и корпуса.
В радиальной опоре (рис. 7.9) внутреннее вращающееся кольцо роликоподшипника установлено на валу с натягом. Осе-
Рис. 7.9. Узел опоры с радиальным подшипником:
I — корпус опоры; 2—стакан подшипника; 3 — упругий элемент
вое положение внутреннего кольца определяется упором его в дистанционное кольцо, подбором толщины которого можно обеспечить необходимое положение внутреннего кольца относительно роликов. Осевое крепление внутреннего кольца обеспечивают за
185
тягиванием гайки, которую контрят пластинчатым замком. Наружное неврагцающееся кольцо установлено по скользящей посадке в стальном стакане, являющемся элементом упругодемпферного устройства данной опоры. С помощью гайки обеспечивают осевую фиксацию наружного кольца. Стакан через упругий элемент соединен с наружным стальным стаканом, который закреплен к корпусу опоры. Упругое устройство опоры, образованное деталями 1 и 2, обеспечивает снижение критической частоты вращения ротора, что способствует уменьшению динамической нагруженности подшипника. Для уменьшения прогибов упругих элементов и биения ротора при прохождении критических частот вращения на данной опоре установлен масляный демпфер. Полость демпфера образована поверхностями деталей 1 и 2 и ограничена маслоуплотнительными разрезными кольцами. В полость демпфера подводится масло из линии нагнетания маслосистемы.
7.4.	ПОДВОД МАСЛА К ПОДШИПНИКАМ
Подача масла к подшипникам предназначена для отвода от них внутреннего и внешнего тепла, снижения коэффициента трения и выноса продуктов изнашивания. При неработающем двигателе и при его длительном хранении масло, находящееся в полости опоры, играет роль консервирующей жидкости, препятствующей развитию процессов коррозии деталей опор.
Величину потребной прокачки масла к подшипникам определяют на основании методики [22], базирующейся на обобщенном выражении для расчета мощности, затрачиваемой на привод подшипников, с использованием уравнений теплового баланса в подшипниковом узле.
При предварительном эскизном проектировании потребную прокачку оценивают на основании следующих статистических данных: роликовый подшипник компрессора 1...3 л/мин; роликовый подшипник турбины 4... 12 л/мин; шариковый радиальноупорный подшипник компрессора 4... 12 л/мин.
Большие значения прокачки выбирают для двигателей большой мощности (тяги) и высоких параметров цикла.
Масло к подшипникам подают при помощи струйных форсунок. Число форсунок определяется величиной, потребной для данного подшипника прокачки гАсла, имея в виду, что через одну форсунку поступает 1...2 л/мин. Таким образом, потребное число форсунок в некоторых случаях доходит до 6...8. При диаметре жиклера форсунки 1,2 мм и рабочем давлении в масло-системе 0,4...0,5 МПа скорость истечения масла из форсунки составляет 12...17 м/с. Это позволяет в необходимых случаях размещать форсунки в некотором удалении от подшипников на расстояние до 10... 15 см. В зависимости от числа форсунок, устанавливаемых на подшипниках, различают односторонний, двух-, трех- и четырехсторонний подвод масла.
186
При одно- и двухстороннем подводе масло подается в зазор между внутренним кольцом подшипника и сепаратором под углом 15° к оси двигателя. В этом случае масло хорошо смазывает рабочую поверхность внутреннего кольца подшипника, откуда оно под действием центробежных сил поступает к наружному кольцу, попутно смазывая и охлаждая тела качения и сепаратор.
При большом числе форсунки располагают по окружности с обеих сторон в шахматном порядке. Отвод отработанного масла осуществляется через зазор между наружным кольцом подшипника и сепаратором. Поскольку сепаратор центрируется по наружному кольцу, то величина зазора может оказаться недостаточной для гарантированного отвода масла. В этом случае на поверхностях контакта обеих сопрягаемых деталей выполняют выфрезеровки и выемки, улучшающие циркуляцию масла через подшипник.
Для предотвращения переполнения опоры отработанным маслом, уменьшения его нагрева и вспенивания в корпусе опоры выполняют дренажные и сливные каналы и отверстия, обеспечивающие свободный сток масла в маслосборник данной опоры. Образование застойных зон, вызванное, например, засорением или малой пропускной способностью сливных отверстий, приводит к нагреву и коксованию масла в этой зоне, ухудшению отвода тепла от подшипника и его разрушению.
Высокоскоростные подшипники с большим внутренним тепловыделением и работающие при высокой температуре окружающей среды имеют дополнительные устройства подвода масла, выполненные в виде отверстий в наружном и внутреннем кольцах (см. рис. 7.9).
7.5.	УПЛОТНЕНИЯ ОПОР РОТОРОВ
Корпусы опор совместно с вращающимися элементами опор образуют внутренние полости двигателя, куда подается масло для смазки подшипников и прорывается воздух из проточной части (рис. 7.10). Отработанное масло вместе с некоторым количеством воздуха отводится в линию откачки маслосистемы. Давление в полости опор определяется соотношением проходных сечений каналов подвода и отвода воздуха или газа. Подвод происходит по кольцевым щелям между ротором и корпусом опоры. Отвод воздуха осуществляют через дренажные каналы и трубопроводы в систему суфлирования двигателя. Система суфлирования обеспечивает поддержание одинаковых давлений во всех масляных полостях. Величина давления в системе суфлирования для двигателей ГА выбирается приблизительно равной наружному атмосферному давлению. Это исключает выбивание масла из полости опор при работе двигателя. Для уменьшения расхода газа, прорывающегося через кольцевую
187
щель между ротором и корпусом в воздушно-масляную полость опор, применяют воздушные или газовые уплотнения.

Рис. 7.10. Схема внутренней полости опоры: 1 — вал; 2 — масляная форсунка; 3 — корпус опоры; 4 — подшипник; рк — давление наддува полости опоры; ри — атмосферное давление
В те/ случаях, когда давление воздуха вне корпуса опоры ниже атмосферного (как в передней опоре ротора компрессора), масло интенсивно отсасывается в воздушный тракт. Это может привести к увеличению расхода масла, поэтому между указанными двумя полостями с помощью уплотнений создают промежуточную полость (рис. 7.11), куда подают воздух с давлением наддува рк, достаточным для предотвращения отсоса масла из полости опоры.
Рис. 7.11. Схема воздушно-масляной полости передней опоры ротора компрессора.
Примечание: II — подвод воздуха с давлением наддува рн; 0—откачка отработанного масла
18$
Различают уплотнения контактные и бесконтактные. В контактных уплотнениях уплотняющая деталь соприкасается с вращающимся валом, в бесконтактных между ними имеется гарантированный зазор.
К контактным относят манжетное и различные виды кольцевых уплотнений. Такие уплотнения по сравнению с бесконтактными обладают лучшей герметичностью, но имеют пониженную надежность и ограничения по окружной скорости из-за опасности перегрева материала.
Манжетное уплотнение (рис. 7.12) применяют при относительных скоростях на поверхности контакта не выше 20...25 м/с. Прижатие уплотнителя в этом случае достигается силами упругости манжеты, браслетной пружины и перепада давления Ар= =р2— pi- В качестве материала применяют маслостойкую резину, кожу, фторопласт. Такие уплотнения используются в приводах агрегатов двигателя.
Рис. 7.12. Схема манжетного уплотнения:	> Р
J — вал; 2 — корпус; 3 — манжета; 4 —	?
браслетная пружина
2	3
Контактные кольцевые уплотнения выполняют с неподвижными и подвижными (плавающими) кольцами. В первом случае в качестве неподвижных применяют чугунные или бронзовые разрезные кольца, прижимаемые к неподвижной контактной поверхности силами упругости кольца и давлением р2, действующим на внутренний его торец (рис. 7.13, а). Под действием перепада давлений (р2— Pi) кольцо прижимается к торцовой поверхности втулки ротора. Для уменьшения трения и отвода тепла эта поверхность контакта смазывается через ряд отверстий 4, расположенный по окружности кольца. Для уменьшения перетекания масла в месте стыка применяют попарное размещение колец в одной канавке (рис. 7.13, б) с разнесением мест стыка колец на угол 180°. Потеря
189
упругости кольца приводит к его вращению и постепенному врезанию в неподвижную втулку корпуса. Это ухудшает герметичность уплотнения и затрудняет разборку узла при ремонте. Контактные уплотнения с неподвижными кольцами применяют до окружных скоростей, не превышающих 100 м/с.
Рис. 7.13. Контактные кольцевые уплотнения:
а — однокольцевое; б — двухкольцевое; 1 — вал; 2 — корпус;
3 — разрезное кольцо; 4 — отверстия для смазки поверхности контакта кольца с валом; 5 — торен разреза кольца
Разновидностью контактного уплотнения с неподвижным
кольцом является торцевое ние (рис. 7.14). В нем
Рис. 7.14. Схема торцевого контактного графитового уплотнения:
1 — штифт; 2 — пружины; 3 — подвижная втулка-кольцедержатель; 4 - корпус; 5 сплошное графитовое кольцо; 6 — упорная втулка
контактное графическое уплотне-применено сплошное графитовое кольцо 5, прижимаемое к торцевой поверхности втулки 6 силами пружины 2 и перепада давлений. Компенсация износа кольца происходит за счет осевого перемещения подвижной втулки 3, которая в свою очередь уплотнена относительно корпуса 4 с помощью резинового кольца. Штифт 1 исключает проворот втулки 3 в окружном направлении. Такое уплотнение из-за отсутствия разреза на кольце относят к категории безрасходных. Допускаемые перепады давлений (р2— pj достигают 0,4 МПа. Для повышения ресурса кольца окружная скорость на поверхности контакта ограничена и не превышает 90 м/с.
При небольших перепадах давлений (0,02...0,04 МПа) применяют графитовые контактные уплотнения с плавающими коль-
190
цами (рис. 7.15). Разрезное графитовое кольцо 2 прижимается к неподвижной втулке корпуса 1 силами упругости, центробежными силами собственных масс и давлением рь действующим
на внутреннюю его поверхность.
Рис. 7.15. Схема графитового контактного уплотнения с плавающими кольцами:
1 — неподвижная втулка корпуса; 2 — разрезное графитовое кольцо;
3 — упорная втулка; 4 — подшипник; 5 — гайка; 6 — вал
Допустимая рабочая температура контактных графитовых уплотнений составляет 500...530 °C.
Широкое распространение в авиационных ГТД получили бесконтактные уплотнения. Их преимущество — простота конструкции, высокая надежность, отсутствие ограничений по окружной скорости и температуре среды. К недостаткам таких уплотнений следует отнести повышенный расход по сравнению с контактными уплотнениями.
В масляных полостях бесконтактные уплотнения используют в виде маслосбрасывающих колец («маслосброс») и резьбовых уплотнений. Маслосбрасывающее кольцо ( см. рис. 7.8) выполнено в виде отражательного выступа с острой кромкой. Оно устанавливается вблизи подшипника и обеспечивает разрыв масляной пленки и сброс масла в картер, что уменьшает его проникновение к последующим уплотнениям.
Резьбовое уплотнение выполняется в виде многозаходной ленточной или треугольной резьбы, нарезанной на вращающейся втулке. Направление резьбы выбирается таким образом, чтобы при данном направлении вращения резьбовое уплотнение препятствовало уходу масла из масляной полости.
Для разделения газовых, а также газовых и масляных полостей применяют лабиринтные уплотнения.
191
7.6.	ТИПИЧНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ ПОДШИПНИКОВ ОПОР
Все повреждения и разрушения подшипников, происходящие в условиях эксплуатации, можно разделить на следующие группы:
—	разрушение от усталости материала в зоне контакта теЛ качения и беговых дорожек;
—	повреждения от повышенного износа;
—	разрушения, вызываемые изменением зазоров и посадок между деталями подшипников;
—	повреждения с последующим разрушением из-за кратковременного или полного прекращения подачи масла при работе двигателя.
Усталостное разрушение наблюдается в виде точечного выкрашивания материала дорожек и тел качения. Причинами, способствующими усталостному разрушению, являются:
—	большие нагрузки от центробежных сил тел качения в высокоскоростных подшипниках;
—	снижение твердости материала из-за кратковременного нагрева выше температуры отпуска как при изготовлении подшипника (прижоги при шлифовании), так и в эксплуатации;
—	коррозионные язвы из-за плохой консервации или неудовлетворительных условий хранения, фреттинг-коррозия при транспортировке.
Повышенному изнашиванию в процессе эксплуатации подвержены сепараторы и тела качения. Этому способствует неправильный монтаж подшипника, установка колец с перекосом. Попадание продуктов износа сепаратора в зону контакта тел качения может привести к заклиниванию подшипника и его разрушению.
Изменение зазоров между деталями подшипников происходит из-за температурных расширений этих деталей и повышенного их износа. Так, например, после выключения двигателя без предварительного охлаждения на пониженных режимах поток тепла от дисков турбины через вал передается на внутреннее кольцо подшипника. Оно расширяется, выбирает зазоры и кратковременно заклинивает ротор. Это явление обнаруживается по тугому вращению ротора при его ручной прокрутке после подобных выключений. После полного охлаждения всего двигателя легкость вращения ротора восстанавливается, однако высокие контактные напряжения при заклинивании могут привести к деформации контактируемых деталей и растрескиванию на их поверхности.
Аналогичная картина наблюдается и при запуске двигателя при низких температурах. В этом случае, если масло в двигателе не прогрето, то вследствие повышенной вязкости подача его к подшипникам затруднена. Тогда тела качения при отсутствии смазки быстро нагреваются, выбирают зазор между кольцами, что приводит к их заклиниванию и последующему разрушению.
192
Повышение зазора из-за износа приводит к повышению динамических нагрузок в опорах.
При разрушении деталей подшипника за счет масляного голодания всегда имеет место оплавление и износ тел качения, наволакивание материала шариков на поверхности беговых дорожек, износ наружной поверхности сепаратора и его гнезд, разрыв боковых перемычек сепаратора. Из-за интенсивного тепловыделения возможны воспламенение масла и пожар внутри двигателя.
Установить начало процесса разрушения подшипников опор роторов можно по наличию в масле металлических частиц, росту уровня вибраций, повышению температуры масла на выходе из двигателя, уменьшению времени выбега ротора, потемнению масла и т. п.
7.7.	СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Узлы соединения трех- и четырехопорных роторов, работающих в условиях несоосности, принято называть соединительными муфтами.
Соединительные муфты трехопорных роторов должны обеспечивать:
—	передачу крутящего момента от ротора турбины к ротору компрессора в условиях несоосности и перекоса валов;
—	передачу осевой силы от ротора турбины ротору компрессора, одна из опор которого является радиально-упорной. На большинстве эксплуатационных режимов осевая сила ротора турбины направлена назад, против полета. На пониженных режимах работы при эволюциях самолета (например, при торможении в процессе посадки) возникают инерционные силы, которые стремятся сместить вал вперед, по полету. Таким образом, муфта должна обеспечить передачу как прямого, так и обратного осевого усилия;
—	передачу радиальной силы, вызванной тем, что при трехопорной схеме ротора соединительная муфта является второй опорой вала турбины. Величина этой силы зависит также от степени сбалансированности соединительной муфты. Поэтому муфты больших размеров, как правило, содержат балансировочные элементы, подбором массы которых достигается заданная минимальная степень несбалансированности ротора;
—	взаимное центрирование деталей муфты, исключающее появление значительных радиальных люфтов;
—	легкую разборку и сборку узла и, одновременно, надежную фиксацию деталей на всех эксплуатационных режимах.
Рассмотрим пути выполнения указанных требований.
Передача крутящего момента в условиях несоосности и перекоса валов обеспечивается эвольвентным шлицевым соединением. Компенсация несоосности достигается благодаря наличию зазоров в шлицах. Работа соединения в условиях несоосности при
13 Зак. 4527
193
водит к перегрузке концов шлиц, особенно при длинных шлицах. Для облегчения условий работы шлиц и повышения их долговечности применяют следующие конструктивные мероприятия:
—	устанавливают последовательно несколько шлицевых соединений;
—	увеличивают наружный диаметр шлиц, что приводит к уменьшению потребной длины шлиц как вследствие увеличения их числа, так и уменьшения нагрузки, воспринимаемой ими. При увеличении диаметра вдвое потребная длина шлиц уменьшится в четыре раза;
—	для обеспечения самоустановки шлиц предусматривают, наличие малых осевых и радиальных зазоров (0,3...0,7 мм).
Даже с учетом этих мероприятий коэффициент неравномерности загрузки шлиц составляет 0,5...0,7, т. е. почти половина шлиц оказывается незагруженными.
Передача осевой силы в условиях несоосности и перекоса валов достигается применением:
—	шаровых шарниров. Для уменьшения перекоса шлиц ось гйарового шарнира располагают на оси вращения ротора в плоскости, проходящей через середину шлиц;
—	короткого и жесткого одноболтового соединения роторов с компенсацией несоосности за счет упругих элементов опор роторов (рис. 7.16);
Рис. 7.16. Соединительная муфта трехонорного ротора ТВД:
1 — хвостовик вала компрессора; 2 ьн iопционная втулка;
3 — корпус фиксатора; 4 — пружина фикса гора; 5 — двухшлицевая втулка фиксатора; 6 — хвостовик вала турбины; 7 — соединительный болт; 8 — подпятник болта
— гибкого длинного соединительного болта; при этом компенсация несоосности достигается за счет изгибной податливости болта. Для исключения потери устойчивости болта при прохождении им своих критических частот вращения по всей его длине выполняют промежуточные опоры.
При неработающем двигателе затяжка такого болта равна нулю, и он может перемещаться вперед вместе с валом турбины на величину торцевого зазора 0,5...0,7 мм. При работе двигателя болт передает прямую осевую силу ротора турбины, направлен
194
ную назад против полета, на соответствующий фланец вала компрессора. Обратная осевая сила, возникающая при торможении самолета и направленная вперед, на болт передаваться не должна во избежание потери его устойчивости.
На примерах реальных конструкций рассмотрим выполнение всей совокупности требований, предъявляемых к соединительным муфтам. Соединительная муфта ротора высокого давления ТРДД показана на рис. 7.17. Крутящий момент передается эвольвеитными шлицами; осевая сила — коротким жестким соединительным болтом 6 Под головку болта поставлены два сферических кольца 5, разгружающих болт от изгиба при несоосности валов. Для контровки болта от отворачивания поставлено двухшлицевое кольцо 7, которое от выпадания удерживается разрезным стопорным кольцом 8. Осевая и радиальная силы передаются через сферические кольца 5 на болт 6 и затем через резьбовой участок болта — на промежуточную втулку 3 и резьбовой участок вала компрессора 1. Регулировочное кольцо 2 обеспечивает необходимое осевое положение ротора турбины относительно корпуса. Зазор б исключает торцевое заедание шлнц и допускает их самоустановку. Передача обратной осевой силы сопровождается выборкой зазора 6 и контактом соответствующих поверхностей.
На рис. 7.18 показана муфта вертолетного ГТД, в которой вал турбины 4 связан в осевом направлении с задней цапфой ротора компрессора 2 посредством сферы с тремя прорезями. Крутящий момент передается миогошлицевым соединением, включающим шлицевую втулку 3 и ответные шлицы вала турбины и цапфы ротора компрессора. Соединение роторов осуществляют путем осевого ввода сферических выступов вала турбины через прорези во внутренней сфере цапфы ротора компрессора и поворота вала турбины на 60°. Фиксация ротора в этом положении обеспечивается шлицевой втулкой 3, которая входит в зацепление со шлицами вала турбины и компрессора под действием силы пружины 1. При разборке узла втулка 3 отжимается влево и демонтаж вала турбины происходит в обратном порядке.
В конструкцию муфты, показанной иа рис. 7.19, крутящий момент также передается непосредственным эвольвентным шлицевым соединением вала турбины 2 и цапфы ротора компрессора 1. В осевом направлении вал турбины удерживается соединительным болтом 3, имеющим два резьбовых участка с разными шагами резьбы. Для контровки болта применены упругие зубцы. При сборке ротора предварительно специальным ключом обжимают упругие зубцы и вворачивают болт в резьбовую втулку вала турбины 5 до упора в бурт. Затем вал турбины вводят в цапфу компрессора и вворачивают болт в эту цапфу за пазы 4 для ключа. Из-за разности шагов резьбы за каждый оборот болта вал турбины перемещается вперед на 0,5 мм. Болт вращают до тех пор, пока осевой зазор между ротором и статором турбины не достигнет заданной величины, после чего ключ вынимают, упругие зубцы входят в зацепление с внутренними шлицами вала турбины и надежно фиксируют болт от отворачивания.
Четырехопориые роторы нашли применение в ТРДД в качестве роторов низкого давления. Из четырех имеющихся опор только одна (обычно вторая) воспринимает осевую силу всего ротора.
Типичная схема соединительной муфты четырехопорного ротора показана иа рис. 7.20. Валы компрессора 1 и турбины 4 соединены длинным валом 2, отшлицованным с обеих сторон. Вал 2 передает крутящий момент ротора турбины и небольшую обратную осевую силу в случае ее возникновения. Для передачи прямой осевой силы применяют длинный гибкий соединительный болт.
Пример конструктивного выполнения такого рода соединительной муфты показан на рис. 7.21. Крутящий момент передается валом-трубой 2 с эвольвентиы-ми шлицами. В осевом направлении оба ротора стянуты соединительным болтом 6, который передает прямую осевую силу ротора турбины через сферическую опору 7 на вал компрессора. Соединительный болт закоитреи пружинным фиксатором 8.
13*
195
Рис. 7.17. Соединительная муфта ротора высокого давления ТРДД:
1 — хвостовик вала компрессора; 2 — регулировочное кольцо; 3 — промежуточная резьбовая втулка;
4 — хвостовик вала турбины; 5 — сферические кольца; 6 — соединительный болт; 7 — двухшлицевое кольцо; 8 — стопорное разрезное кольцо; б — осевой зазор между валами
4
1
2 3
Рис. 7.18. Соединительная муфта трехопорного ротора вертолетного ГТД:
/ — пружина; 2 — задняя цапфа ротора компрессора; 3 — двухшлицевая подвижная втулка; 4 — хвостовик вала турбины
Рис. 7.19. Соединительная муфта трехопорного ротора ТРД: / — задняя цапфа ротора компрессора; 2 — хвостовик вала турбины; 3 — соединительный болт; 4 — пазы соединительного болта; 5 — резьбовая втулка вала турбины
197
Рис. 7.20. Принципиальная схема соединительной муфты четырехопорного ротора:
/ — вал компрессора; 2 — длинный шлицевой вал; 3 — гибкий соединительный болт; 4 — гайка соединительного болта; 5 — вал турбины
Рис. 7.21. Соединительная муфта четырехопорного ротора ТРДД:
1—хвостовик вала компрессора; 2 — шлицевой вал-труба; 3 — регулировочное кольцо; 4 — дистанционная втулка; 5 — шлицевой хвостовик вала турбины; 6—соединительный болт; 7 — сферическая опора
Детали соединительных муфт работают в условиях высоких контактных напряжений. Поэтому эти детали изготавливают Из легированных сталей, а повышение твердости контактных поверхностей обеспечивают цементацией (стали 12Х2Н4А, 18ХНВА) или азотированием (сталь 38ХМЮА).
Для исключения наклепа контактных поверхностей, облегчения сборки и разборки узла, повышения равномерности распределения нагрузки применяют меднение или серебрение поверхностей контакта.
Глава 8. РЕДУКТОРЫ АВИАЦИОННЫХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК И ПРИВОДЫ АГРЕГАТОВ ГТД
8.1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РЕДУКТОРАХ
Редуктор авиационной силовой установки — это механическая зубчатая передача, обеспечивающая согласование частоты вращения вала отбора мощности от двигателя с наивыгоднейшей частотой вращения потребителя мощности.
К потребителям мощности в авиационных силовых установках можно отнести следующие: воздушные винты самолетов; несущие и рулевые винты вертолетов; вентиляторы ТРДД с большой степенью двухконтурности; винтовентиляторы ТВВД; агрегаты, приводимые во вращение от двигателя. Редукторы для агрегатов иначе называют приводами агрегатов.
Кинематический эффект редуктора принято оценивать передаточным числом t, равным отношению частот вращения ротора двигателя пД и потребителя мощности пъ'.1=пд/пе.
В зависимости от вида потребителя мощности и типа силовой установки существенно изменяются наивыгоднейшие частоты вращения и, следовательно, передаточные числа редукторов (табл. 8.1).
Таблица 8.1. Передаточные числа авиационных редукторов
Наивыгоднейшие частоты вращения	Тип двигателя		
	поршневой	ТВД	вертолетный ГТД
ротора двигателя, пл,- об/мин вала винта, нв, об/мин передаточное число i	2000...2500 1000... 1500 1,3...2,5	8000... 16000 1000... 1500 5...16	2500...32000 200...300 15... 160
Основными требованиями, предъявляемыми к редуктору авиационного двигателя, являются: высокий КПД при малых габаритах и массе; высокая надежность в пределах установленного
199
ресурса; хорошая технологичность в производстве, ремонте и эксплуатации.
КПД редукторов авиационных ГТД очень высоки и находятся в пределах т]р=0,98...0,995. Однако при большой передаваемой мощности потери на трение могут достигать значительных величин. Так, при мощности ТВД NB—5000 кВт и т]р=0,98 потери на трение составляют 100 кВт. Для отвода тепла, выделяющегося вследствие потерь на трение, редукторы ТВД снабжаются мощными маслосистемами, прокачка масла через которые в несколько раз больше, чем в ТРД соответствующей мощности и параметров цикла.
Несмотря на высокое конструктивное совершенство современных редукторов их масса составляет значительную часть массы двигателя. Так, для ТВД тред— (0,2...0,3) Мдв, а для вертолетного ГТД масса редуктора в 2...3 раза превышает массу двигателя.
Высокая надежность редукторов обеспечивается достаточными запасами прочности и необходимой жесткостью его элементов, применением высоколегированных сталей, поверхностным упрочнением контактных поверхностей, использованием автоматических предохранительных устройств, предупреждающих перегрузку редуктора (автоматов ограничения мощности и частот вращения, устройств флюгирования по отрицательной тяге и т. п.).
Обеспечение высокой технологичности предусматривает выполнение комплекса конструктивных и технологических мероприятий, позволяющих существенно упростить производство, ремонт и эксплуатацию изделия без снижения его надежности и эффективности.
Имеется ряд признаков, по которым осуществляют классификацию авиационных редукторов:
—	по типу кинематической схемы различают редукторы простые, планетарные, дифференциальные, комбинированные;
—	по расположению относительно двигателя редукторы классифицируют на встроенные, выносные и комбинированные;
—	по взаимному расположению осей редуктора и двигателя различают редукторы соосные и с параллельными осями (в самолетных ТВД), с пересекающимися и перекрещивающимися осями (в вертолетных ГТД);
—	по виду зуба различают редукторы с прямыми, косыми и шевронными зубьями, а по форме профиля зуба — редукторы с эвольвентным профилем и профилем, образованным дугами окружностей (передачи Новикова).
8.2.	РЕДУКТОРЫ ПОРШНЕВЫХ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В поршневых двигателях, несмотря на малые требуемые передаточные числа (см. табл. 8.1), нашли широкое применение соосные планетарные редукторы (рис. 8.1). Передаточные числа
200
таких редукторов определяются выражением i—1 -j-z^Zt, (где zt и z3 — числа зубьев ведущей I и неподвижной 3 шестерен), и на выполненных конструкциях лежат в пределах /== 1,5...1,7.
Специфическая особенность такой кинематической схемы — наличие внутреннего зацепления ведущей шестерни 1 с зубчаты-мы венцами нескольких сателлитов 2. Это приводит к увеличению числа зубьев, находящихся в зацеплении, и снижает воздействие динамических нагрузок, вызванных неравномерностью вращения коленчатого вала. В конструкциях таких редукторов предусматриваются специальные меры для обеспечения равномерной загрузки сателлитов. Так, в редукторе двигателя АШ-62 с этой целью в конструкции сателлитов
Рис. 8.1. Кинематическая схема планетарного редуктора поршневого двигателя АШ-62:
1 — ведущая шестерня; 2 — сателлит; 3 — неподвижная шестерня; 4 — корпус сателлитов
выполнена упругая связь зубчатого венца с втулочным основанием. При нагружении сателлитов упругие деформации венца относительно втулочного основания будут пропорциональными передаваемым нагрузкам, что обеспечит выравнивание нагрузки
между сателлитами.
8.3.	РЕДУКТОРЫ ТВД
При мощности ТВД, не превышающей 5000 кВт, в качестве движителя применяют одиночный воздушный винт. При более высокой мощности двигателя эффективность одиночного винта значительно снижается и поэтому применяют кинематические схемы, обеспечивающие передачу мощности на два соосных винта.
Ввиду значительного рассогласования наивыгоднейших частот вращения ротора двигателя и воздушного винта (см. табл. 8.1), применяемые схемы редукторов должны обеспечить получение высокого кинематического эффекта. При этом передача должна быть компактной и легкой. Это достигается применением одно- и двухступенчатых планетарных передач.
В редукторах для привода одиночного воздушного винта наибольшее распространение получили кинематические схемы, представленные на рис. 8.2, 8.3.
Планетарный одноступенчатый редуктор с двухвенечными сателлитами (рис. 8.2) отличается простотой кинематической схемы и малыми размерами в осевом направлении. Передаточное число редуктора определяется соотношением: i— 1 Н—----
Z1 z3
201
Наиболее нагруженной парой является внутреннее зацепление зубьев шестерен 3 и 4. В данном зацеплении действует окружная сила Р3_4, величина которой определяется передаваемым на корпус крутящим моментом Л4К и радиусом неподвижной шестерни г4:
где Мв, 7Ир — крутящие моменты, подводимые к воздушному винту и редуктору соответственно; /=Л4В/Л4р — передаточное число редуктора (без учета потери мощности на трение).
Рис. 8.2. Кинематическая схема планетарного редуктора ТВД с двухвенечными сателлитами:
1 — ведущая шестерня; 2, 3 — большой и малый зубчатые венцы сателлита; 4 - неподвижная шестерня; 5 — корпус сателлитов
Рис. 8.3. Кинематическая схема двухступенчатого планетарного замкнутого редуктора:
1,2,3 — шестерни планетарной ступени; 4, 6, 5 — шестерни ступени перебора; 7 — механизм измерителя крутящего момента
Из полученной формулы видно, что для уменьшения усилия Р3_4 необходимо увеличивать радиусы гх, г2, г3. Это в свою оче-
202
редь приводит к увеличению габаритов редуктора в радиальном направлении.
Стремление уменьшить диаметральные габариты редукторов ТВД привело к разработке более сложных кинематических схем. Классической схемой в отечественном двигателестроении стала кинематическая схема замкнутой планетарной передачи [57] (рис. 8.3).
В редукторе использован прогрессивный принцип многопоточности, согласно которому уменьшение нагрузки в зацеплении достигается разделением мощности, передаваемой от ведущего к ведомому звену на два и более потоков. В данной схеме подводимая к редуктору мощность передается на вал винта двумя потоками: через корпус сателлитов планетарной ступени пере дается 33 % мощности, а остальные 67 % — через ступень перебора, включающую шестерни z4, z5, z6 (при i = 12). Передаточное число редуктора определяется по формуле:
Таким образом, применение в данной схеме принципа многопоточности исключает нагружение звеньев редуктора полным потоком винтовой мощности, как в рассмотренной выше кинематической схеме (см. рис. 8.2). Этим объясняются и существенно меньшие диаметральные габариты планетарного замкнутого редуктора по сравнению с одноступенчатым планетарным. Равномерная загрузка сателлитов планетарной ступени и шестерен ступени перебора достигается применением шлицевых соединений с повышенными зазорами в зацеплении.
На корпус редуктора передается крутящий момент Мк, равный по абсолютной величине разности крутящих моментов винта Мв и ведущего вала редуктора Л4р, и направленный в сторону, противоположную вращению ведущего вала:
Л4К=Л4В —Mp=Mp(i—1).
Из полученной формулы видно, что момент Л4р, а следовательно, и мощность редуктора Ар могут быть определены путем'Измерения крутящего момента Мк, передаваемого на корпус:
Л1К л
Np=2лМрПд=—р2лпд,
где пд — частота вращения ротора двигателя, 1/с. Именно этот принцип используется в двигателях АИ-20 и АИ-24 для измерения мощности, передаваемой редуктором на воздушный винт.
На ТВД мощностью более 5000 кВт применяют соосные винты, вращающиеся в противоположные стороны. Соосные винты в этом случае имеют определенные преимущества перед одино
203
чными: обладают повышенным КПД; имеют меньшую длину лопастей; образуют меньшую закрутку воздуха.
Высоким кинематическим эффектом и малыми потерями в зацеплении характеризуются кинематическая схема дифференциального редуктора, используемая для привода двух соосных винтов (рис. 8.4).
Рис. 8.4. Кинематическая схема дифференциального редуктора для привода двух соосных винтов:
1 — ведущая шестерня (двухвенечная); 2, 3 — большие и малый зубчатые венцы сателлита; 4 — шестерня внутреннего зацепления
Данная схема имеет две степени свободы и для устранения неопределенности в кинематике механизма обеспечивают поддержание постоянными частот вращения переднего пп и заднего п3 винтов: Hn=n3=n=const. Для этого используют два регулятора частот вращения, каждый из которых выполняет заданный закон управления, изменяя углы установки лопастей соответствующих винтов. С учетом указанных законов управления передаточное число редуктора имеет вид:
где плюс относится к переднему, а минус — к заднему винту.
Распределение крутящего момента, подводимого к редуктору, по винтам можно определить из рассмотрения баланса мощностей и крутящих моментов в редукторе. Подводимая к редуктору мощность 7Vp распределяется на передний Л'п и задний N3 винты: Wp=./Vn-|-Ar3.
Обозначив частоту вращения ротора двигателя пд и учитывая, что пп=п3=п, имеем: MfnR=Mnn-}-M3n, и далее Л4Р/=Л1П + Л13, где 't=njn — передаточное число редуктора, а Л4р— крутящий момент, подводимый к редуктору. Из рассмотрения баланса крутящих моментов имеем: |Л4П| — |Л43|==|Л1Р|.
204
После преобразования полученных выражений придем к выводу: Мп/М3=^~^, т. е. передний винт всегда загружен на ~20 % большим моментом, чем задний (при /-=10... 12).
Для уменьшения габаритов редуктора данной схемы используют принцип многопоточности как для всей передачи, так и отдельных ее звеньев,, включая ведущую шестерню редуктора.
Высокий КПД редуктора (до 0,992) объясняется малым числом пар зацепления, пониженными относительными скоростями вращения шестерен и отсутствием звена замыкания.
К недостаткам редукторов данной схемы относят трудности в размещении подшипников вала переднего винта и сложность системы автоматического управления винтами.
8.4.	РЕДУКТОРЫ ВЕРТОЛЕТОВ
Передача мощности от двигателя к несущему винту вертолета осуществляется через главный редуктор. В вертолетах с одним несущим винтом предусмотрена передача мощности через дополнительный редуктор к рулевому винту.
Основные характеристики главных редукторов отечественных вертолетов представлены в табл. 8.2.
Таблица 8.2. Основные характеристики главных редукторов вертолетов
Вертолет	Двигатель	Главный редуктор	Масса главного редуктора, кг	Максимальная мощность одного двигателя. кВт	Частота вращения несущего винта, об/мин	Передаточное число главного редуктора	Удельная масса. i	
							кг/Н	м
МИ-1	1ХАИ-26В	р-1	135	423	232	6,82	7,75-	ю-3
МИ-2	2ХГТД-350	ВР-2Б	300	321	246	23,98	12,03-	10 3
МИ-4	1 ХАШ-82В	Р-5	471	1250	198	13,45	7,81-	10 3
МИ-6	2ХД-25В	Р-7	3200	4045	120	69,2	4,97-	ю3
МИ-8	2Х ТВ-2- 117	ВР-8А	785	1100	192	62,5	7,17-	ю3
Ка-15	1 ХАИ-14В	РВ-15	80,5	280	377	2,0	11,34-	10 3
Ка-26	2ХМ-14В26	Р-26	201	239	294	2,94	12.87-	10 3
Эффективность редукторов может быть оценена удельной массой туд, представляющей собой отношение массы редуктора к крутящему моменту на выходном валу несущего винта Л4крвых:
^УД 77//AlKpBt4x
N 60	60	.
Учитывая, что	==—• —ж ------------, где NB— мощность,
кр.вых п* 2л	2л пе	в
подводимая к несущему винту, кВт; пв — частота вращения
205
несущего винта, об/мин; 2Мд — суммарная мощность двигателей, Вт; Л4кр вых — крутящий момент на выходном валу, Н • м, имеем:	т„в
т =---------
уд 9,5542
Рассчитанные по этой формуле значения удельной массы редукторов представлены в табл. 8.2.
Главные редукторы вертолетов обычно выполняются многоступенчатыми. В первых быстроходных ступенях применяются простые передачи, составленные из цилиндрических или конических колес. Применение здесь планетарных передач затруднено ввиду больших центробежных сил сателлитов, передаваемых на их подшипники. В последних тихоходных ступенях часто применяются планетарные замкнутые передачи.
На рис. 8.5 в качестве примера приведена кинематическая схема главного редуктора ВР-8А вертолета МИ-8, в котором передача мощности на вал несущего винта осуществляется через
Рис. 8.5. Кинематическая схема главного редуктора ВР-8А вертолета Ми-8: а, б — приводы от двигателей ТВ2-117; в — вал несущего винта; г — привод хвостового вала; д — привод агрегатов; /, 2— зубчатые колеса 1-й ступени; 3, 4 — зубчатые колеса 2-й ступени; 5, 6, 7, 8, 9, 10 — зубчатые колеса 3-й ступени
Первая ступень передает мощность от двух двигателей а и б к ведущим цилиндрическим колесам 1 с косыми зубьями. Вторая ступень состоит из двух конических зубчатых колес 3, 4 со спиральными зубьями. Третья ступень выполнена как замкнутая планетарная передача. В ней установлено пять сателлитов 6 планетарной ступени и семь промежуточных шестерен 9 ступени
206
перебора. Крутящий момент передается на несущий винт двумя потоками.
Большие перспективы в снижении относительной массы редуктора вертолета (до 50%) открываются благодаря применению простых кинематических передач с разветвлением потока мощности. Преимущества этого пути реализуются только при такой компоновке и конструктивных решениях, которые обеспечивают равномерное распределение нагрузки в потоках.
Пример реализации такого подхода к построению кинематической схемы главного редуктора представлен на рис. 8.6. Редук-
Рис. 8.6. Кинематическая схема многопоточного главного редуктора с простыми передачами:
о. 6 — приводы от двигателей; в — вал несущего винта; г, д — приводы к агрегатам и хвостовому валу; 1, 2 — четыре комплекта конических шестерен первой ступени; 3, 4 — цилиндрические шестерни второй ступени; 5 — шестнадцать ведущих цилиндрических шестерен третьей ступени; 6 — две ведомые шестерни третьей ступени
207
тор трехступенчатый, составлен из простых передач, в каждой из которых предусмотрено увеличение числа потоков мощности по мере возрастания передаваемого крутящего момента.
От двух двигателей а и б осуществляется привод первой ступени редуктора, составленной из четырех пар конических шестерен 1, 2. На выходе первой ступени образуется четыре потока мощности.
Вторая и третья ступени образованы цилиндрическими шестернями .3, 4 и 5, 6.
На выходе второй ступени формируется шестнадцать потоков.
Третья ступень осуществляет требуемую редукцию частоты вращения и, одновременно, интегрирует все 16 потоков мощности на едином валу несущего‘винта в. Передача мощности к двум ведомым шестерням 6, соединенным с валом несущего винта, осуществляется в шестнадцати зонах зацепления. Это позволяет выполнить шестерни 6 легкими при соблюдении условий интенсивной смазки и охлаждения зубьев.
Недостатком данной схемы являются большие диаметральные габариты редуктора по сравнению со схемой, включающей планетарные ступени. Однако этот недостаток не является определяющим при использовании, данной схемы для тяжелого грузового вертолета, где скорость полета и, соответственно, аэродинами