Конструирование машин и агрегатов систем кондиционирования - Воронин Г.И.

Автор: Воронин Г.И.
Теги: авиация и космонавтика летательные аппараты ракетная техника космическая техника общее машиностроение машиноведение машиностроение кондиционирование кондиционирование воздуха издательство машиностроение
Год: 1978
Похожие
Системы кондиционирования воздуха на летательных аппаратах
Климатические системы пассажирских вагонов
Авиационная акустика
Основы авиационной техники
Текст
                    КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШИН и АГРЕГАТОВ
СИСТЕМ
ОНДИЦИОНИРОВАНИЯ

Г. И. ВОРОНИН
КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШИН И АГРЕГАТОВ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
Допущено
Министерством высшего и среднего специального образования СССР
в качестве учебника для студентов авиационных специальностей
высших учебных заведений
Москва
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
1978
ББК 34.42
В 75
УДК 629.7.048.001 (075.8)
Рецензенты:
кафедра МАИ,
д-р гехн. наук проф. Я. В. Кравцов
Воронин Г. И.
В 75 Конструирование машин и агрегатов систем
кондиционирования: Учебник для авиационных
специальностей вузов.—М.: Машиностроение,
1978. — 544 с., ил.
В пер.: 1 р. 50 к.
31808—181
В ------------181—78
038(01)—78
ББК 34.42
6П5.2
[здательство «Машиностроение», 1978 г.
Посвящается 150-летию
МВТУ им. И. Э. Баумана
ПРЕДИСЛОВИЕ
В настоящее время на всех летательных аппаратах имеются сис-
темы кондиционирования, обеспечивающие нормальные условия
для жизнедеятельности экипажа и пассажиров, а также для рабо-
ты оборудования. Если система кондиционирования оказывается
неработоспособной, го это приводит к прекращению полета.
Самая совершенная система кондиционирования, установленная
на летательном аппарате, не может обеспечить нормальный полет,
если какой-либо элемент, входящий в эту систему, сконструирован
и изготовлен не на должном научно-техническом уровне. Поэтому
каждому элементу системы независимо от выполняемой им функ-
ции придается очень важное значение. При создании систем конди-
ционирования всем без исключения элементам (агрегатам машин,
приборам) должны быть заданы высокая надежность работы и
соответствующие конструктивные, технологические, экономические
и эксплуатационные характеристики.
Конструирование систем кондиционирования и их элементов
связано с большими трудностями. В поисках оптимальных решений
почти всегда приходится сталкиваться с противоречивыми явлени-
ями. Так, стремлению выполнить любую конструкцию машины, аг-
регата или прибора наименьшей массы противостоит условие мак-
симальной продолжительности работы (ресурса) разрабатываемо-
го элемента, а создание элемента системы наименьших габаритов,
т. е. наиболее компактного, требует усложнения конструкции, а сле-
довательно, удорожания ее и усложнения эксплуатации. Часто эти
противоречия удается разрешить, пренебрегая унификацией и даже
стандартизацией, т. е. путем создания элемента системы, предназ-
наченного только для данного типа летательного аппарата.
Сложность конструирования элементов систем кондиционирова-
ния также и в том. что всегда нужно предусматривать устойчивость
их к большим ударным и вибрационным нагрузкам, а также к из-
меняющимся атмосферным влияниям.
3
На летательных аппаратах системы кондиционирования работа-
ют длительное время в нестационарном режиме, причем скорости
изменения режимов работы бывают значительными. Это также
создает определенные трудности при конструировании элементов
системы.
Особенно внимательного выбора схем, материалов, уплотнений,
учета термических напряжений и т. д. требует наличие высоких,
резко изменяющихся температур и давлений.
В полете невозможно управлять вручную множеством элемен-
тов системы и параметров, поскольку очень велика скорость проте-
кающих в системе процессов. Поэтому система кондиционирования
включает в себя сложные пневмоэлектронную и пневмоэлектриче-
скую системы управления всеми процессами изменения давлений,
температур, расходов, влажности и т. д При этом конструкции
элементов систем кондиционирования усложняются в результате
введения дополнительных устройств, непосредственно регулирую-
щих работу элементов или сигнализирующих об их рабочем ре-
жиме.
Для обеспечения успешного полета в систему кондиционирова-
ния вводят специальные устройства, позволяющие перед каждым
полетом проверить бортовые элементы системы и убедиться в их
исправности.
Вследствие особых требований к элементам систем кондициони-
рования по надежности, массе, компактности, ресурсу и т. д. на ле-
тательных аппаратах практически невозможно использовать эле-
менты систем кондиционирования из других отраслей техники.
Более того, общепринятые теории и методы расчета элементов и
систем также оказались не вполне приемлемыми для систем кон-
диционирования летательных аппаратов. В данной книге рассмат-
риваются в основном такие функциональные элементы систем кон-
диционирования, которые могут обеспечивать заданные температу-
ры воздуха, в кабинах летательных аппаратов.
ВВЕДЕНИЕ
Системы кондиционирования, появившиеся в тридцатых годах
на самолетах с негерметическими кабинами, включали в себя
только теплообменники, различные устройства для подогрева воз-
духа и кислородные приборы для дыхания экипажа.
В сороковых годах в связи с увеличением скорости и высоты
полета на самолетах стали применяться герметические кабины с
системами кондиционирования, которые включали также регуля-
торы давления, влажности и чистоты воздуха кабин, генераторы
кислорода и др.
В пятидесятые годы, с дальнейшим развитием летательных
аппаратов, в системах кондиционирования появляются турбохоло-
дильники, регуляторы скорости и расхода воздуха, измерители
скорости изменения давления воздуха в кабине, генераторы тепла
и нейтрального газа, различные дистанционные перекрывные уст-
ройства, обратные клапаны и др.
В шестидесятые годы системы кондиционирования значительно
усложнились вследствие возросших скорости, высоты и дальности
полета. Появились новые аппараты и приборы, например, увлажни-
тели и осушители воздуха, глушители шума, новые виды теплооб-
менных аппаратов, надперекисные генераторы кислорода, поглоти-
тели углекислого газа, окиси углерода и других токсических газов,
вентиляторы, насосы и др.
В последнее десятилетие системы кондиционирования вследст-
вие многорежимности и многофункциональности их работы чрез-
вычайно усложнились. Появилось множество новых элементов,
ранее не применявшихся, с новыми функциями п назначениями,
например, тепловые, вихревые и пульсационные трубы, смесители
и распределители воздуха; устройства для очистки воздуха от
дипольных, аэрозольных, химических, биологических и других
засорений; вычислительные устройства автоматического управле-
ния параметрами систем; сигнализаторы и указатели давления,
температуры, расхода газов и жидкостей, эжекторы и многие дру-
гие. В современную систему кондиционирования летательного
аппарата входит более 500 разных машин, агрегатов, аппаратов и
приборов, обеспечивающих условия для жизни и деятельности лю-
дей, находящихся в корабле, а также для нормальной работы бор-
тового оборудования.
5
Система кондиционирования воздуха летательного аппарата
эбеспечивает комфортные условия в герметической кабине; очистку
воздуха, подготовку воздуха для регулирования температуры и
давления в скафандрах; охлаждение электронного и другого обо
рудования приборных кабин, заданную программу изменения дав-
ления в кабинах в период полета; обогрев и обдув остекления
кабинного фонаря; подготовку воздуха для тепловой противообле-
денительной системы п наддува топливных баков; питание кисло-
родом люден, находящихся в кабинах; охлаждение масла двпга-
Л 55 56 57 58	53 60 61 6? 65 65
Рис. 0.1. Схема системы кондиционирования
6
телей; охлаждение среды гидросистем и другие функции. На рис.
0.1 показана принципиальная, далеко не полная схема системы
кондиционирования летательного аппарата, свидетельствующая о
большой сложности и многофункциональности системы. Схема
отражает (неполно) взаимосвязь системы кондиционирования с
многими другими системами, не показанными на рис. 0.1.
Воздух поступает в систему кондиционирования от компрессо-
ров двигателей по двум независимым линиям (левой и правой).
.На каждой линии установлены: обратные клапаны /, предотвра-
воздуха летательного аппарата
7

щающие утечку воздуха из системы при остановке одного из двига-
телей; регуляторы избыточного давления — запорные краны 2,
ограничивающие давление в системе и позволяющие отключать
подачу воздуха по одной из линий в случае неисправностей; регу-
ляторы массового расхода, включающие исполнительные механиз-
мы 3 и датчики массового расхода 4, ограничивающие расход воз-
духа в систему; воздухо-воздушные теплообменники 6 и топливо-
воздушные теплообменники 9, обеспечивающие первичное охлаж-
дение кабинного воздуха воздухом встречного скоростного потока
и топливом; воздушные фильтры 10, обеспечивающие очистку воз-
духа, поступающего в систему. Система регулирования температу-
ры в трубопроводах левой и правой линий включает в себя: регу-
лирующие заслонки 7, которые по команде датчиков 8 температу-
ры, путем изменения расхода охлаждающего воздуха, поддержива-
ют заданную температуру на выходе из воздухо-воздушных
теплообменников 6; регулирующие устройства с пневмоприводом
71, поддерживающие с помощью датчиков давления 70 по команде
датчиков температуры 68 и 69 в зависимости от давления в трубо-
проводе ту или иную температуру за топливовоздушными теплооб-
менниками; регулирующие устройства, которые с помощью блоков
72 управления по команде датчиков 73 и 74 перепускают охлажда-
емый воздух мимо топливовоздушных теплообменников, если тем-
пература топлива превышает температуру охлаждаемого воздуха.
Пневмопитание системы регулирования температуры в трубопро-
водах осуществляется воздухом, забираемым из трубопроводов
через регуляторы избыточного давления 67 и отстойники 87.
После первичного охлаждения в теплообменниках 6 и 9 воздух
направляется на охлаждение хвостовой и основной приборных ка-
бин и на кондиционирование пассажирских кабин и герметической
кабины экипажа. Воздух, поступающий в хвостовую кабину при
открытом кране 92, охлаждается в турбохолодильнике 90 и, пройдя
водоотделитель 91, поступает на охлаждение блоков оборудования
99. Однако на больших высотах турбохолодильник 90 работать не
может из-за уменьшения нагрузки тормозного вентилятора, прока-
чивающего забортный воздух. Поэтому система охлаждения хвос-
товой кабины автоматически переключается на высотный режим
охлаждения. Кран 92 закрывается, а кран 94 открывается, и воз-
дух, пройдя регулятор давления 93, попадает в эжектор 95, засасы-
вая дополнительное количество воздуха из кабины, и затем после
охлаждения в воздушно-испарительном теплообменнике 96 направ-
ляется на охлаждение оборудования. Часть использованного воз-
духа, выходящего из блоков оборудования, вновь засасывается в
эжектор, а другая часть выпускается через регулятор давления 97
в продувочную полость теплообменника 96, куда одновременно
подается вода для охлаждения воздуха, поступающего в кабину.
Из продувочной полости теплообменника 96 паровоздушная смесь
выбрасывается в атмосферу.
Воздух для пассажирских кабин поступает в две турбокомпрес-
сорные холодильные установки, состоящие из турбокомпрессора 57,
8
воздухо-воздушных теплообменников 55 и воздушно-испарительных
теплообменников 56. Теплообменники 55 охлаждают воздух, выхо-
дящий из компрессора, воздухом встречного скоростного потока на
малой высоте полета при открытых кранах 54. На этих режимах
часть воздуха отбирается после турбины на охлаждение основной
приборной кабины, а другая часть, пройдя глушители 59, направ-
ляется в разводку трубопроводов пассажирских кабин. Теплооб-
менник 56 обеспечивает охлаждение воздуха водой и паровоздуш-
ной смесью, выходящей из турбовентиляторных установок 13 при-
борной кабины на высотных режимах полета.
Температура охлажденного воздуха регулируется путем подме-
шивания горячего воздуха с помощью двухканальных распредели-
тельных заслонок 58, управляемых по сигналам датчиков темпе-
ратуры 60. Комфортная температура в кабине устанавливается ре-
гулированием дополнительной подачи горячего воздуха по отдель-
ному трубопроводу, размещенному в нижней части кабины. Горя-
чий воздух подается через заслонки 66, работающие по командам
датчиков температуры 65. Давление в пассажирской кабине регу-
лируется с помощью регулятора давления 62. Защита кабин от
давления, превышающего предельно допустимое давление, и от об-
ратного перепада давлений при снижении летательного аппарата
осуществляется предохранительным клапаном 63.
На малой высоте полета воздух для охлаждения в приборной
кабине блоков 20 электронного оборудования поступает от турбо-
компрессорных установок пассажирской кабины. На высотном
режиме выпускные клапаны 23 регуляторов давления в приборной
кабине закрываются, перекрывные заслонки 12 открываются и
включаются две турбовентиляторные холодильные установки 13.
С помощью регулятора абсолютного давления 18 и клапана 17 осу-
ществляется наддув кабин, в результате чего прекращается поступ-
ление воздуха от турбокомпрессора 57. Охлаждение приборной
кабины на этом режиме происходит следующим образом. Воздух
забирается из кабины вентиляторами 13, охлаждается в воздушно-
испарительных теплообменниках и затем по разводке трубопрово-
дов направляется на охлаждение блоков 20 электронного оборудо-
вания. Нагретый воздух, выходящий из блоков в кабину, вновь за-
сасывается вентиляторами. Таким образом, осуществляется замкну-
тая циркуляция охлаждающего воздуха в кабине.
В качестве привода вентиляторов используются воздушные тур-
бины, воздух после которых попадает в продувочную полость воз-
душно-испарительных теплообменников, а затем паровоздушная
смесь направляется в теплообменники 56 для вторичного исполь-
зования.
Воздух, поступающий в гермокабину на малой высоте, охлаж-
дается с помощью турбохолодильника 29, а на большой — с по-
мощью воздушно-испарительного теплообменника 27 и увлажни-
тельного устройства 28. После охлаждения воздух проходит водо-
отделитель 31 и направляется в гермокабину, предварительно
охладив в воздухо-воздушном теплообменнике 35 воздух, предназ-
9
каченный для скафандров экипажа. Переключение режимов охлаж-
дения осуществляется с помощью распределительного крана 24.
Температура в герметической кабине регулируется с помощью под-
мешивания регулирующей заслонкой 37 горячего воздуха. Заслонка
работает по сигналам датчика 45 температуры, которые обрабаты-
ваются в блоке управления 44. Изменение давления воздуха в ка-
бине обеспечивается регулятором давления 51 с выпускным кла-
паном 50.
Подсистема ручного и автоматического управления включает
в себя блок 52, обеспечивающий:
1) ручное включение и выключение подачи воздуха в систему
кондиционирования от левой пли правой линий путем подачи уп-
равляющих сигналов на регуляторы давления — запорные краны 2;
2) ручное или автоматическое переключение режимов охлаж-
дения подачей управляющих сигналов на закрытие клапанов 23
регуляторов давления, на перекрывные заслонки 12 и краны 24, 54,
92, 94, 75 и 82.
Подсистема подачи воды включает в себя: емкость 83 с датчи-
ками-сигнализаторами уровня 76 и 86, заправочной горловиной 79
со сливным штуцером 84 и предохранительным клапаном 80; при-
емником температуры 85, датчиком давления 78 и регулятором
давления 81; перекрывные краны 75 и 82; трехканальный обратный
клапан 77; трубопроводы с водяными фильтрами 19 и разгрузоч-
ным клапаном 25.
На малых высотах полета вода в систему не подается, водяные
магистрали продуваются горячим воздухом, при этом краны 75 и
82 открыты и емкость для хладагента разгерметизирована. На
больших высотах полета краны 75 и 82 по сигналу от блока управ-
ления 52 закрываются, емкость 83, наполненная водой, наддува-
ется с помощью регулятора давления 81, и вода подается к воз-
душно-испарительным теплообменникам. При снижении летатель-
ного аппарата краны 75 и 82 вновь открываются, подача воды пре-
кращается и водяные магистрали продуваются горячим воздухом.
Для прохода воздуха только в одном направлении поставлены
обратные клапаны 5, И, 14, 16, 22, 30, 89 и 101. Для наземной про-
верки системы наддува кабин предусмотрены штуцера 15 и 103.
Для наземного кондиционирования установлены штуцера 33, 64 и
88, для наземного контроля — штуцер 39. Для поддержания тре-
буемого давления введены в систему регуляторы 26, 36, 46 и 61
избыточного давления. Для защиты системы от разрушения по по-
явлении недопустимых давлении стоят предохранительные клапаны
32, 47, 93 и 100, а также датчики давления 49 и 102. Для регули-
рования подачи воздуха служат ручной и электрический перекрыв-
ные краны 40 и 41, а также трубка ограничения расхода воздуха
34 и выпускной клапан 50. Для информации и обеспечения задан-
ной температуры установлены приемник и измеритель с задатчика-
ми температуры 42 и 43. В подсистеме осушки воздуха имеются
водоотделитель и отстойник 21 и 48. Имеется также и много дру-
гих элементов системы кондиционирования.
Глава 1
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
1.1.	КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
И ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Теплообменным аппаратом принято называть любое устройство,
в котором Организован процесс передачи тепла от одной среды к
другой.
К теплообменным аппаратам можно отнести радиаторы, кон-
денсаторы, испарители, сублиматоры, рекуператоры, конвекторы,
калориферы, бойлеры, различные подогреватели и охладители га-
зов и жидкостей и т. д.
В современной технике теплообменные аппараты применяются
весьма многообразно и широко. Здесь рассмотрены только такие
теплообменные аппараты, которые используют на летательных ап-
паратах. Даже в этом ограниченном применении имеется большое
количество типов теплообменных аппаратов, разнообразных как
по назначению так и по конструктивному исполнению. Каждый
летательный аппарат содержит десятки систем, различных по функ-
циям и характеру работы. Теплообменные аппараты входят как
основные элементы в следующие системы: кондиционирования воз-
духа кабин; тепловые противообледенительные; наддува топлив-
ных баков нейтральным газом; гидравлические; подогрева топлива:
спецсистемы и др.
Классификацию теплообменных аппаратов можно проводить
по различным признакам. Разделение их на соответствующие груп-
пы в некоторой степени условно. Если, например, классифицировать
по принципу передачи тепла, то теплообменные аппара-
ты можно разделить на две группы: поверхностные и смесительные.
В поверхностных теплообменных аппаратах среда, передающая теп-
ло, и среда, воспринимающая тепло, разделены одна от другой ме-
таллическими стенками, которые образуют поверхность теплооб-
мена. В смесительных аппаратах теплообмен происходит вследст-
вие непосредственного контакта и смешения сред, обменивающихся
между собой теплом.
Если классифицировать теплообменные аппараты по измене-
нию агрегатного состояния среды в процессе тепло-
обмена, то можно выделить три группы:
11
1)	аппараты с теплообменом, не сопровождающимся измене-
нием агрегатного состояния обеих сред;
2)	аппараты с теплообменом, сопровождающимся изменением
агрегатного состояния какой-либо одной среды;
3)	аппараты с теплообменом, сопровождающимся изменением
агрегатного состояния обеих сред.
Данную классификацию можно детализировать и дальше. Так,
например, теплообменные аппараты первой группы можно разде-
лить на три подгруппы: газо-газовые,
Рис. 1.1. Классификация теплообменных ап-
паратов:
ТА—теплообменные аппараты; Р~радиаторы: К—
конденсаторы; И—испарители; С—сублиматоры;
Ре—рекуператоры; Ко—.конвекторы; Ка—калори-
феры; Б—бойлеры; П—прочие подогреватели и
охладители газов и жидкостей, а также специ-
альные аппараты
газожидкостные ji жидкост-
но-жидкостные. дальнейшее
разделение в свою очередь
можно провести в зависимо-
сти от конкретных сред, уча-
ствующих в теплообмене,
например, воздухо-воздуш-
ные, воздухо-пропановые,
азотно-гелпевые теплооб-
менные аппараты и т. д.
По относительному
направлению движе-
ния потоков среды
теплообменники разделяют-
ся на прямоточные, проти-
воточные, с перекрестным
потоком и аппараты с комбинированным потоком среды.
Если же классифицировать теплообменные аппараты по кон-
структивному оформлению теплообменной по-
верхности, то их можно разделить на четыре основные группы:
трубчатые, трубчато-ребристые, трубчато-пластинчатые и пластин-
чатые теплообменные аппараты.
На рпс. 1.1 представлена схема сложившейся классификации
теплообменных аппаратов, а на рис. 1.2 показана детальная с.хема
классификации наиболее распространенного типа теплообменных
аппаратов-радиаторов. Из указанных на рис. 1.1 типов теплооб-
менных аппаратов рассмотрим только радиаторы, испарители, кон-
денсаторы и радиационные теплообменники, которые применяются
на летательных аппаратах. Конденсаторы рассмотрены в пятой
главе.
Основные требования к теплообменным аппаратам, устанавли-
ваемым на летательных аппаратах, являются, по существу, комп-
лексом отдельных требований, предъявляемых к подобным элемен-
там в других областях техники, и сводятся к следующим:
—	максимальная интенсификация теплообмена;
—	минимальные гидравлические потери;
—	высокая компактность, т. е. насыщенность теплообменной по-
верхности в единице объема;
—	минимальная масса аппарата;
— стабильность тепловых и гидравлических характеристик в
процессе эксплуатации;
— высокая надежность в течение длительного срока службы;
— сохранение работоспособности при значительных динамичес-
ких нагрузках и существенно различных атмосферных условиях.
Нетрудно заметить явную противоречивость этих требований.
Поэтому важнейшей задачей конструктора является выбор реше-
Рис. 1.2. Классификация радиаторов:
Т—по роду теплообменивающихся сред; НТ—по взаимному
направлению движения теплообменивающихся сред; К—по
конструкции теплообменной поверхности.
Радиаторы:	Г-Г—газо-газовые;	Г Ж—газожидкостные;
Ж-Ж—жидко-жидкостные; П—с прямоточным потоком сред;
Пр—и противоточным потоком сред; Пе—с перекрестным по-
током сред; Км—с комбинированным потоком сред; Тр—
трубчатые; Трр—трубчато-ребристые; Трп~трубчато-пластин-
чатые; П—пластинчатые
ния, оптимальным образом удовлетворяющего комплексу указан-
ных требовании, и правильное определение критериев оптималь-
ности в каждом конкретном случае.
1.2. ВОЗДУХО-ВОЗДУШНЫЕ РАДИАТОРЫ
1.2.1. Конструкции воздухо-воздушных радиаторов
С появлением систем кондиционирования на летательных аппа-
ратах стали изготавливаться воздухо-воздушные радиаторы. Вна-
чале появились радиаторы, выполненные из латуни, а вскоре
начали делать их из алюминиевых и стальных сплавов. На рис. 1.3
представлен воздухо-воздушный трубчатый стальной радиатор с
перекрестным потоком среды.
Радиатор состоит из корпуса 13 с охлаждающими элементами
в виде трубок 5 и четырех крышек 3, 9, 11 и 15. Корпус 13 состоит
из двух боковин 14 и двух трубных досок 2 и 7, перегородки 4, двух
усиливающих накладок 12 и трубки 5, составляющих теплообмен-
ную поверхность.
К боковинам 14 приварены две трубные доски 2 и 7, в которые
вставлены и припаяны охлаждающие элементы 5. Для жесткости
корпуса 13 к каждой боковине 14 приварены накладки 12. Для
предохранения трубок от прогиба в корпус вставлена перегородка
4. Боковины 14 имеют рифты, обеспечивающие жесткость и тепло-
вую компенсацию корпуса и трубок радиатора при различных тем-
пературах воздуха.
13
В трубную доску 2 вставлена и приварена крышка входа охлаж^
даемого воздуха 15 с двумя вваренными рассекателями 17, а в
трубную доску 7 — крышка выхода охлаждаемого воздуха 9. Гай-
ки 8 и 16 служат для соединения радиатора с трубопроводами.
Между двумя трубными досками 2 и 7 и двумя боковинами 14
вставлены крышки охлаждающего воздуха 3 и 11. К крышке 11
приварен патрубок 10 с законцовкой для соединения с трубопро-
водом. В крышку 3 вварены два рассекателя 18. К ней также при-
варен патрубок 1 с за-
концовкой для соеди-
нения с трубопроводом.
Рассекатели 17 и 18
равномерно распреде-
ляют поток воздуха по
фронту радиатора. К
трубным доскам 2 и 7
приварено по четыре
кронштейна 6, при по-
мощи которых радиа-
тор крепится к сило-
вым элементам лета-
Рис. 1.3. Воздухо-воздушный стальной радиатор с
цилиндрической трубкой:
1—патрубок входа охлаждающего воздуха: 2, 7—трубные
доски; 3, 11—крышки охлаждающего воздуха; 4—перего-
родка; 5—трубки, составляющие теплообменную поверх-
ность; 6—кронштейны: 8, 16—гайки: 9—крышка выхода
охлаждаемого воздуха; 10— патрубок выхода охлаждаю-
щего воздуха; 12—накладки; 13—корпус; 14—боковины:
15—крышка входа охлаждаемого воздуха; 17, 18—рассе-
катели
через стенки трубок холодному воздуху,
тельного аппарата.
Движение воздуха в
радиаторе — комбини-
рованное. Охлаждае-
мый воздух в радиатор
поступает от компрес-
сора двигателя. Прохо-
дя по трубкам 5, воз-
дух отдает свое тепло
протекающему между
трубками, и через патрубок выхода 8 движется далее по трубопро-
водам системы кондиционирования.
Трубка 5 имеет длину 180 мм, диаметр 4 мм, толщину стенки
0,2 мм. В радиаторе таких трубок 990.
Расход охлаждаемого воздуха через радиатор равен 2700 кг/ч;
температура охлаждаемого воздуха на входе в радиатор 648 К;
абсолютное давление охлаждаемого воздуха на входе в радиатор
0,652 МПа; расход охлаждающего воздуха через радиатор
2000 кг/ч; температура охлаждающего воздуха на входе в радиа-
тор 403К; абсолютное давление охлаждающего воздуха на входе в
радиатор 0,123 МПа; температура охлаждаемого воздуха на выхо-
де из радиатора не более 573 К: максимальное абсолютное давле-
ние охлаждаемого воздуха 0,236 МПа; максимальное избыточное
давление охлаждающего воздуха 0,049 МПа. Масса радиатора не
более 15 кг.
Воздухо-воздушные радиаторы выполняются с круглыми, оваль-
ными и прямоугольными трубками. Рассмотрим радиаторы с оваль-
ными и прямоугольными трубками.
14
Воздухо-воздушные радиаторы с овальной
трубкой применяются только алюминиевые. На рис. 1.4 показа-
на конструкция такого радиатора. Алюминиевые коллекторы вхо-
да 2 и выхода 3 охлаждаемого воздуха соединены с блоком трубок
болтами. Блок теплообменных элементов имеет 5310 трубок 1, кон-
цы которых герметично заделаны с помощью пистонов и клея в
трубные доски. Для предохранения трубок от прогиба и вибрации
между трубными досками расположены три перегородки 4 с ци-
линдрическими отверстиями под трубки. В местах заделки трубок
в трубных досках и перегородках овальная форма трубок / плавно
переходит в круглую, плотно прилегая к стенкам отверстий труб-
ных досок 2 и перегородок 3 (рис. 1.5).
С двух сторон блок теплообменных элементов стянут двенад-
цатью круглыми стальными расчалками 5 (см. рис. 1.4), препятст-
вующими деформации трубных досок внутренним давлением в ра-
диаторе. По бокам блока установлены боковины 6, которые при-
креплены к трубным доскам и перегородкам. Для соединения ради-
атора с туннелью воздухозаборника блок окаймлен жесткими про-
филями 7.
Во внутренней полости коллектора 2 установлены четыре пере-
городки 8, предохраняющие коллектор от выпучивания под дейст-
вием внутреннего давления воздуха. В средней части коллектора
выхода 3 выштампованы пазы для установки фильтра 9 очистки
воздуха от пыли. Вынимают и устанавливают фильтр через окна,
вырезанные по бокам коллектора 3. В рабочем состоянии окна гер-
метично закрывают крышками 10 и привертывают болтами. Между
крышками и коллектором ставится уплотнительная резиновая про-
кладка. Внутри коллектора в пазах для установки фильтра при-
клепаны пять стальных пластинчатых пружин 11, прижимающих
секции фильтра одну к другой и предохраняющих их от ударов о
стенки коллектора.
В качестве уплотнения между поверхностями прилегания блока
теплообменных элементов и коллекторов входа и выхода установ-
лены картонные прокладки 12, смазанные с обеих сторон клеем.
Патрубки 13, расположенные по бокам коллектора 2, предназначе-
ны для подачи горячего (неохлажденного) воздуха в герметичес-
кую кабину.
Охлаждающий воздух протекает между трубками в направле
нии, перпендикулярном их оси. Охлаждаемый воздух, поступающий
от турбокомпрессора, входит в коллектор 2, откуда растекается по
трубкам, проходит фильтр очистки и движется далее по трубопро-
водам для последующей обработки в системе кондиционирования.
При применении овальной трубки, показанной на рис. 1.6, труб-
ная доска 2 (см. рис. 1.5) не используется. Трубки (рис. 1.6) в этом
случае имеют разделанные концы и свариваются между собой в
торец разделки. К крайним контурным трубкам приваривается
пояс 2 (рис. 1.7), к которому в свою очередь привариваются пат-
рубки 3 и боковины 4. Профили 5 и 6 свариваются между собой.
15
16
На рис. 1.8 показана конструкция воздухо-воздушного
медного радиатора с прямоугольной трубкой 1
следующих размеров: толщина стенки 0,1 мм, стороны поперечного
сечения 2,2 и 3,5 мм, длина 250 мм.
Радиатор со стороны фронта имеет форму, соответствующую
месту расположения его на летательном аппарате. Крепится он к
силовым элементам с помощью двух лент.
Рис. 1.5. Соединение трубок с
трубными досками:
/—трубка; 2—трубная доска*. 3—пе-
регородка;	/1—расстояние между
рядами трубок; d~диаметр трубки,
равный 4 . . .5 мм; I'—толщина труб-
ной доски; /о—глубина разделки
трубки; Z"—толщина перегородки;
1Г—длина трубки; b и G—ширина и
глубина овальной части трубки; С—
толщина стенки трубки
Рис. 1.6. Соединение трубок меж-
ду собой:
Г—глубина разделки прямой части
трубки; 1о—глубина разделки прямой
и конусной части трубки; Zr—длина
трубки; /"—диаметр распорных стерж-
ней; t\—расстояние между рядами тру-
бок по фронту блока; h—расстояние
между рядами трубок по глубине бло-
ка; /г—глубина разделки конца трубки;
?х—глубина блока; 6-0,3 мм; Ь=5 мм;
«=20 мм
В верхней крышке радиатора, объединяющей входной и выход-
ной патрубки (на рисунке не показано), имеется перепускное уст-
ройство, позволяющее направлять охлаждаемый воздух помимо
теплообменных элементов при низких температурах наружного
воздуха.
В целях образования зазоров для прохода охлаждаемого воз-
духа проложены четыре опорные трубки: две крайние трубки 2 с
поперечным сечением 1,8X6 мм и две средние сечением 1,8x3,5 мм.
Опорные трубки имеют толщину стенки 0,1 мм. Опорные трубки
образуют проток для охлаждаемого воздуха, равный 1,8x230 мм.
Холодный воздух движется внутри трубок. Концы основных трубок
вместе с крайними опорными трубками спаиваются одновременно.
Средние опорные трубки припаивают к основным трубкам преры-
вистым швом. Все трубки припаивают к корпусу радиатора.
17
Рис. 1.8. Воздухо-воздушный трубчатый медный радиатор с прямоугольной
трубкой:
I, 2—трубки; 3—воздухоотводный лист; 4—заслонка; 5—дефлектор
18
Корпус радиатора состоит из верхнего, бокового и нижнего кол-
лекторов, фланцев и профилей сечением 10X15 мм опоясывающих
корпус. Коллекторы изготовлены из листовой латуни толщиной
1,5 мм и соединены между собой сваркой. Стальные фланцы и про-
фили припаяны к обечайке латунью. Фланцы входа и выхода имеют
по контуру наружные отверстия под болты для соединения возду-
хопроводов с радиатором.
Выход охлаждающего дозд^ха.
пуска охлаждаемого
воздуха в воздухе- Рис. 1.10. Схема воздухо-воздушного трубчато-реб-
воздушном радиаторе	рпстого алюминиевого радиатора
Для обеспечения требуемой циркуляции охлаждаемого воздуха
в радиаторе и уменьшения гидравлических потерь внутри корпуса
имеются воздухоотводный лист 3, воздушная заслонка 4 и дефлек-
тор 5. Охлаждаемый воздух, поступающий от нагнетателя, прохо-
дит через входное отверстие фланца по каналу, образованному бо-
ковым коллектором и воздухоотводным листом, и следует далее в
нижний коллектор, откуда, пройдя межтрубные полости радиатора,
поступает в полость выходного фланца.
В нижней части радиатора установлена сливная пробка для
слива конденсата из радиатора.
Не всегда удается выполнить фланцевое соединение радиатора
с воздухопроводами и сделать в радиаторе прямые каналы для
прохода горячего воздуха между трубками. Компонуя радиатор на
летательном аппарате, приходится придавать ему такую форму,
какую имеет объем, отведенный для радиатора. В силу этого ра-
19
диатор принимает самые причудливые и весьма сложные формы.
Поэтому конструкция радиатора и особенно охлаждающие элемен-
ты должны иметь возможность принимать любые формы без рез-
кого снижения тепловых и аэродинамических качеств.
На рис. 1.9 показан радиатор такого типа. При его сложной
и неустойчивой форме понизилась прочность. Поэтому он усилен
тремя парами расчалок. Соединение радиатора с воздухопровода-
ми гибкое. Каналы между трубками для прохода охлаждаемого
воздуха кривые.
Циркуляция воздуха помимо трубок осуществляется по каналу,
сделанному в самом радиаторе. При положении заслонки, указан-
ном на верхнем рисунке, воздух течет между трубками, а при вто-
ром крайнем положении заслонки (нижний рисунок) воздух дви-
жется по верхнему коллектору помимо трубок.
Схема воздухо-воздушного трубчато-ребристого алюминиево-
го радиатора представлена на рис. 1.10, а конструкция его на рис.
1.11. Для интенсификации теплообмена в полости входа в радиа-
тор охлаждающего воздуха подводится вода, которая, испаряясь
и перемешиваясь с воздухом при движении внутри трубок, повыша-
ет коэффициент теплоотдачи от внутренней неоребренной стенки
трубки к воздуху и одновременно понижает температуру этого
воздуха.
Радиатор состоит в основном из теплообменных элементов, кры-
шки и четырех фланцев. Теплообменными элементами радиатора
являются круглые ребристые трубки /, вставленные в шахматном
порядке в трубные доски 2 и 21. Межтрубная полбсть образована
двумя фланцами 4, соединенными боковинами 9 и уголками 5.
Трубная полость образуется ребристыми трубками 1, трубными
досками 2 и 21 и полостью для перетока воздуха 25. Вода через
штуцер 13, приваренный к трубным доскам 20 и 21. попадает в зме-
евик 23, откуда через полую втулку 16, приваренную к трубной
доске 20, поступает в полость между трубными досками 20 и 21.
Из полости, образуемой трубными досками 20 и 21, вода через
дозирующие втулки 14 поступает в трубки 1 с турбулизирующими
пластинами 15. Змеевик 23 приварен к решеткам 19, которые вин-
тами 22 крепятся к трубной доске 20. На штуцере 13 и полой
втулке 16 установлены уплотнительные кольца 17, закрепленные
гайками 18. Для устранения утечки воды из межтрубной полости
между трубной доской 20 и дозирующими втулками 14 установле-
ны уплотнительные кольца 10. Для того чтобы избыточное давле-
ние в полости между трубными досками 20 и 21 не возрастало бо-
лее 0,1 МПа, на трубной доске 20 поставлен клапан 24, отрегули-
рованный на открытие при избыточном давлении 0,1 МПа Дозиру-
ющая втулка 14 закреплена на трубной доске 20 с помощью винтов
12 и контровочной шайбы 11. Охлаждаемый воздух через крышку
3 попадает в радиатор. Для равномерного распределения поступа-
ющего воздуха по фронту радиатора в крышке 3 имеются два рас-
секателя потока воздуха 8. Все детали радиатора изготовлены из
алюминиевых сплавов.
20
Из приборной кабины воздух поступает в радиатор для охлаж-
дения. Вода через штуцер 13 поступает в змеевик 23, затем через
полую втулку 16 течет в полость между трубными досками 20 и 21,
откуда через дозирующие втулки 14 попадает во внутреннюю по-
Рпс. 1.11. Конструкция воздухо-воздушного трубчато-
ребристого алюминиевого радиатора с односторонним
оребрением:
1—трубка; 2—трубная доска; 3—крышка; 4—фланец; 5—уголок;
6— болт; 7—гайка; 8—рассекатель потока воздуха; Р—боковина;
10, 17—уплотнительное кольцо; 11—контровочная шайба: 12, 22—
винт; 13—штуцер; 14—дозирующая втулка; 15—пластина, турбу-
лизирующая поток; 16—полая втулка; 18—гайка; 19—решетка;
20, 21—трубная доска; 23—змеевик; 24—клапан; 25—полость пе-
ретока воздуха
лость трубок 1. Далее вода подхватывается охлаждающим возду-
хом, проходящим в трубной полости, и выпадает на внутренней
поверхности трубок в виде водяной пленки. Интенсивно испаряясь,
она увеличивает эффективность теплообмена. Охлаждаемый воздух
поступает в радиатор через крышку с рассекателями потока возту-
ха 8 и проходит между ребрами трубок 1.
21

В воздухо-воздушных радиаторах ребристые трубки бывают не
только цилиндрические, но и прямоугольные. Те и другие встреча-
ются как с односторонним, так и с двусторонним оребрением.
На рис. 1.12 показан воздухо-воздушный алюминие-
вый трубчато-ребристый радиатор с двусторон-
ним оребрением прямоугольной трубки.
Радиатор имеет две крышки 9 и 10, привернутые к фланцам
корпуса стальными болтами. Блок теплообменных элементов состо-
ит из четырех секций. Каждая секция собрана из 21 трубки, кото-
рые плотно прилегают одна к другой разделанными концами и
сварены по торцам.
Рис. 1.12. Воздухо-воздушный трубчато-ребристый алю-
миниевый радиатор с двусторонним оребрением:
/—фланец; 2— боковина; 3—профиль-. 4—рамка; 5—перегородка;
6—распорная трубка; 7—расчалка; 8—гайка; 9, /0—крышки
Теплообменными элементами являются прямоугольные трубки
2 (рис. 1.13) из плакированного алюминия с размерами сторон
5,6X75X644 мм и толщиной стенки 0,8 мм. Концы трубок разде-
ланы по форме прямоугольника со сторонами 9,6X75 мм.
Для увеличения теплообменной поверхности внутренние и на-
ружные стенки трубок 2 оребрены гофрированными пластинами 1
и 3 из алюминиевого сплава АМц толщиной 0,15 мм. По внутренней
полости трубок проходит горячий кабинный воздух; внешняя по-
верхность трубок обдувается атмосферным воздухом. К стенкам
крайних трубок секций прилегают алюминиевые гофрированные
пластины жесткости с толщиной стенки 0,5 мм. Соединение гофри-
рованных пластин со стенками трубок производится пайкой мето-
дом спекания.
По торцам каждой секции приварены рамки 4 (см. рис. 1.12),
при помощи которых эти секции приваривают к корпусу,радиатора.
Рамки изготовлены из алюминиевого сплава АМц толщиной 2 мм.
Корпус радиатора состоит из двух боковин 2, четырех уголков,
восемнадцати профилей жесткости 3 и четырех фланцев Г. двух по
22
фронту кабинного воздуха и двух по фронту продувочного воздуха,
соединенных между собой газовой сваркой. Боковины 2 ограничи-
вают поток продувочного воздуха, проходящего через радиатор.
Они изготовлены из алюминиевого сплава АМц толщиной 2 мм и
имеют гофры, обеспечивающие жесткость и тепловую компенсацию
корпуса и теплообменных элементов радиатора при различных тем-
пературах воздуха. Профили 3 предназначены для увеличения
жесткости боковин и соединены с ними электроточечной сваркой.
Рис. 1.13. Теплообменные элементы воздухо-воздушного труб-
чато-ребристого радиатора:
1—гофряповаяная пластина для внешнего оребпения трубки; 2—трубка;
3—гофрированная пластина для внутреннего оребрения трубки; 4—
рамка
С двух сторон по фронту кабинного и атмосферного воздуха к кор-
пусу приварены алюминиевые фланцы 1, предназначенные для
закрепления крышек п соединения радиаторов с фланцами объекта.
В корпус радиатора вварены четыре секции, составляющие блок
теплообменных элементов. Таким образом, корпус вместе с четырь-
мя секциями является соединением неразборным. Секции в радиа-
торе разделены на два ряда перегородкой 5, в каждом ряду уста-
новлено по две секции. Таким образом, радиатор имеет два хода
по кабинному воздуху и один ход по холодному (атмосферному).
Во избежание деформации боковин от внутреннего давления в
радиаторе они стянуты между собой круглыми стальными расчал-
ками 7 диаметром 4 мм, расположенными между секциями, и с
внешней стороны крайних секций в 5 рядов. Крайние ряды расча-
лок, установленные по фронту продувочного воздуха, вставлены в
распорные трубки 6, изготовленные из материала Д16-Т. Расчалки
крепят гайками 8, расположенными внутри алюминиевых профилей
3, с внешних сторон боковины. Под гайки устанавливают шайбы,
места прилегания которых к опорным поверхностям герметизиро-
ваны клеем.
К корпусу радиатора крепят две крышки. Левая крышка 9 раз-
делена перегородкой и имеет две полости по кабинному воздуху:
входную и выходную. С противоположной стороны к корпусу при-
23
вернута правая крышка 10, внутренняя полость которой предназ-
начена для перетока кабинного воздуха из одного ряда секций в
другой. Для обеспечения герметичности разъемов устанавливают
паронитовые прокладки на клее. Кабинный воздух, поступающий от
компрессора двигателя, направляется в радиатор через входную
полость левой крышки 9. Охлаждаемый воздух проходит через
первый ряд секций радиатора в направлении крышки 10, а затем
Рис. 1.14. Воздухо-воздушный пластинчатый алюминиевый радиатор:
а—общий вид; б—вид сверху без крышки
I—теплообменный блок-. 2, 5—крышки; 3, 6 и 8—кронштейны крепления; 4—патрубок
выхода охлаждаемого кабинного воздуха; 7—патрубок входа кабинного воздуха; 9—
разделительная пластина; 10, 16—гофрированные пластины; 11, 15—фиксаторы-. 12—
боковина; 13, 14, 17 и 18—рамки
через второй ряд секций в обратном направлении и далее к турбо-
холодильнику или другому каскаду охлаждения. Холодный воздух
поступает от скоростного напора и, проходя в межтрубное прост-
ранство, обдувает внешнюю поверхность трубок, отводя от них
тепло.
Если ребра на трубках заменить сплошными пластинами, наса-
женными на трубки, то такие теплообменники принято называть
трубчато-пластинчатыми. Воздухо-воздушные радиаторы такого
типа почти не применялись на летательных аппаратах.
На рис. 1.14 представлен воздухо-воздушный пластинчатый алю-
миниевый радиатор, в котором осуществлен перекрестный поток
воздуха. К теплообменному блоку 1 приварены крышки 2 и 5.
К крышке 2 приварены патрубок 7 с фланцем и кронштейны креп-
ления 3 и 8. К крышке 5 приварены патрубок 4 с фланцем и крон-
штейны крепления 6.
Блок 1 состоит из шести секций, сваренных между собой. Каж-
дая секция состоит из омедненных разделительных пластин 9, по-
мещенных между ними гофрированных пластин 10 и 16 высотой
соответственно 3,2 и 2,0 мм и фиксаторов 11 и 15. Каждая секция
ограничена с двух сторон боковинами 12, спаянными заодно с гоф-
24
рпрованными пластинами 10. К блоку 1 приварены рамки 13, 14,
17 и 18.
Если смотреть на блок 1 со стороны любой снятой крышки (см.
рис. 1.14,6), то увидим такое же построение разделительных и гоф-
рированных пластин, фиксаторов, рамок и других деталей.
Охлаждаемый кабинный воздух через патрубок 7 поступает в
радиатор. Проходя по каналам, образованным гофрированными
пластинами высотой 2 мм, охлаждаемый воздух передает тепло
охлаждающему атмосферному воздуху, движущемуся по каналам,
образованным гофрированными пластинами высотой 3,2 мм, и вы-
ходит через патрубок 4.
Выше рассмотрены примерные конструкции трубчатых воздухо-
воздушных радиаторов с круглой, овальной и прямоугольной труб-
ками; трубчато-ребристых радиаторов с односторонним и двусто-
ронним оребрепие?л трубки; трубчато-пластинчатых радиаторов и,
наконец, пластинчаты?; радиаторов с оребрением разделительных
пластин пластинами с прямоугольными гладкими ребрами. Но эти-
ми конструкциями теплообменных элементов не ограничиваются
типы и способы оребрения поверхностей, что видно из рис. 1.15,
где показано еще несколько примеров основных ребристых поверх-
ностей из существующего большого количества разных видов ребер.
Первые три пластины (группа с) имеют гладкие ребра, следую
щие две пластины (группа 6) имеют так называемые жалюзийные
ребра, затем прерывистые, волнистые, шиповые и перфорированные
ребра.
Наиболее распространенными формами сечений каналов реб-
ристых поверхностей являются треугольная и прямоугольная. По-
верхности с гладкими ребрами имеют длинные каналы с гладкими
стенками. Течение в них принципиально не отличается от течения
внутри гладких труб аналогичных форм. Длина канала имеет су-
щественное влияние на теплоотдачу и гидравлическое сопротивле-
ние. Если на полной длине канала располагаются несколько глад-
ких ребер, изготовленных из отдельных листов металла, состыко-
ванных между собой без полной подгонки, то под непрерывной дли-
ной I канала надо понимать участок по длине ребра до стыка, так
как поверхность длиной Г будет иметь собственные участки стаби-
лизации профиля скоростей и температур.
Жалюзийные ребра создаются прорезями на поверхности глад-
ких ребер с отгибанием полосок материала, которые образуют
выступающие в поток торцы, параллельные прорези. Расстояние
между прорезями Г и относительные размеры торцов могут быть
самыми различными. Комбинируя размеры и вид ребер, можно
получить неограниченное количество вариантов поверхностей тако-
го типа. Назначение прорезей — искусственная турбулизация при-
стенного пограничного слоя.
Поверхность с прерывистыми ребрами по конструкции близка к
жалюзийной, но в этом случае весь элемент ребра, заключенный
между прорезями, отгибается в поток. Такая конструкция позволя-
25
ет значительно уменьшить непрерывную длину потока в направле-
нии движения теплоносителя, что приводит к достижению высоких
коэффициентов теплоотдачи, особенно в ламинарной области.
В настоящее время имеется большое количество эксперимен-
тальных исследований тепловых и гидравлических характеристик
различных ребристых поверхностей теплообмена как зарубежных.
Рис. 1.15. Оребренные пластины теплообменных блоков:
а—с гладкими ребрами; б—с жалюзийными ребрами: в—с прерывистыми ребрами; г—
с волнистыми ребрами- д—с шиповыми ребрами; е—с перфорированными ребрами;
h—длина пластин*, г—шаг пластин; /'—шаг волны; а—высота волны; 6—шаг шиповых
ребер; d—диаметр шипа
так и отечественных авторов. Однако непосредственное использова-
ние их для расчета ребристых поверхностей, изготавливаемых в ус-
ловиях измененной технологии, встречает большие трудности. Спо-
соб и технология изготовления, материал, из которого изготовлено
ребро, толщина ребра, геометрия и чистота передней кромки для
разрезных жалюзийных и прерывистых ребер оказывают большое
влияние на тепловые и гидравлические характеристики. Изменения
толщины ребра в некоторых случаях влияют на эквивалентный ди-
аметр п проходное сечение, что также необходимо учитывать.
26
1.2.2. Расчет воздухо-воздушных радиаторов
Тепловой расчет
Конструктивный тепловой расчет производится для определе-
ния габаритов радиатора при заданных параметрах и расходах
охлаждаемого и охлаждающего теплоносителей.
Номинальной тепловой мощностью называется максимальная
мощность, обеспечиваемая при заданных параметрах теплоносите-
лей. Заданными величинами являются тепловая мощность радиа-
тора, расходы обоих теплоносителей, температура и давление на
входе, а также допустимые гидравлические сопротивления
Поверочный тепловой расчет радиатора производится при необ-
ходимости определения характеристик рабочего процесса на режи-
мах, отличных от номинального.
Тепловой баланс устанавливает равенство между тепловыми по-
токами охлаждаемого и охлаждающего теплоносителей с учетом
потерь в окружающую среду.
Полный тепловой баланс радиатора
Qr+Qcroup +Qx01<p =QX+Qn,
где Qr — тепловой поток, отведенный от охлаждаемого теплоноси-
теля, кВт; Qr , Qx •	— тепловые потоки, появляющиеся в ре-
зультате преодоления гидравлического сопротивления в отдельных
трактах радиатора при движении в них охлаждаемого и охлажда-
ющего теплоносителей, кВт; Qx— тепловой поток, воспринимаемый
охлаждающим теплоносителем, кВт; Qn — тепловой поток, отдава-
емый радиатором в окружающую среду, кВт.
Тепловой поток, подведенный к охлаждающему охлаждаемым
теплоносителем, равен
Qr=GrCp.r (Tr - 7\) = wr (Т'г - Тг)=Gr (i'r - 0,
где Qr — расход охлаждаемого теплоносителя, кг/ч; ср.г — удельная
теплоемкость охлаждаемого теплоносителя, кДж/(кг-К); Тт, Тг—
температуры охлаждаемого теплоносителя соответственно на входе
и выходе из радиатора, К; — водяной эквивалент охлаждаемого
теплоносителя, кВт/K; zr, Q — удельная энтальпия охлаждаемого
теплоносителя на входе и выходе из теплообменника, кДж/кг.
Тепловой поток, воспринимаемый охлаждающим теплоносите-
лем, равен
Qx=GxCp.x (7Q - Л) = W (7\ - Л) = Gx (z\ - zQ),
где Gx — расход охлаждающего теплоносителя, кг/ч; ср.х—удельная
теплоемкость охлаждающего теплоносителя, кДж/(кг-К); Тх, Тх —
температура охлаждающего теплоносителя соответственно на вхо-
де и выходе, К; W — водяной эквивалент охлаждающего теплоноси-
теля, кВт/K; zx, zx —удельная энтальпия охлаждающего тепло-
носителя соответственно на входе и выходе, кДж/кг.
27
Тепловые потоки, появляющиеся в результате преодоления
гидравлических сопротивлений при движении охлаждаемого и ох-
лаждающего теплоносителей по трактам радиатора, определяются
пересчетом мощности, затрачиваемой на прокачку.
QCCnp_yyfCOnp* QCOIIp_С0ПР
гдеЛгг°,,р, Ari°"p — мощности, необходимые для прокачки охлажда-
емого и охлаждающего теплоносителей.
Оценка относительных тепловых потерь в окружающую среду
производится сравнением с эксплуатационными данными аналогич-
ных радиаторов. В номинальном режиме потери теплоты в окру-
жющую среду и подвод тепла от преодоления гидравлических со-
противлений при прокачке потоков практически компенсируют
друг друга, и поэтому полный тепловой баланс радиатора произво-
дится только для особо точных расчетов.
Расчет поверхности теплообмена может быть выполнен методом
среднелогарифмического напора или методом е—N.
Метод среднелогарифмического напора. Поверх-
ность теплообмена, отнесенная к стороне одного из теплоносителей,
определяется по формулам
а — Q = _- Q •
r qr К, ДГ-,- ’
f' — Q г- Q
х К^т'с ’
где qr, qx—плотность теплового потока, отнесенная соответственно
к фронтальной площади входа охлаждаемого и охлаждающего теп-
лоносителей, кВт/м2; Q — тепловой поток, проходящий через по-
верхность теплообмена, кВт; АТт — среднелогарифмический темпе-
ратурный напор, К; Кг, — средний коэффициент теплопередачи,
отнесенный соответственно к фронтальной площади входа охлаж-
даемого и охлаждающего теплоносителей, кВт/(м2-К).
Тепловой поток, фактически проходящий через поверхность теп-
лообмена, определяют из полного теплового баланса; потери в ок-
ружающую среду учитывают в случае особо точных расчетов для
радиаторов малой мощности. Среднелогарифмический температур-
ный напор ДТт представляет собой разность температур между
охлаждаемым и охлаждающим теплоносителями и зависит от схемы
движения теплоносителей. Средний расчетный температурный на-
пор для прямоточной и противопоточной схем движения теплоноси-
телей определяется как среднелогарифмическая разность темпера-
тур по формуле
---ДТб-ДГм	п
2,31а(Д7б/Д7’м)
где ДГд и А7М— большая и меньшая разности температур тепло-
носителей на концах поверхности нагрева, К-
28
При условии Д7’б/ДТм<^1,7 температурный напор можно опреде-
лять как среднеарифметическое значение разностей температур
ду ___ ЛТ’б+ДТ’м  с
^Р-с—	2	—°с₽’г	°ср.х>
(1.2)
где 9ср.г, 0ср.х — средняя температура охлаждаемого и охлаждаю-
щего теплоносителей, соответственно. При этом отклонение в ре-
зультатах расчета по формулам (1.1) и (1.2) не превышает +2%.
При выполнении условий А7'прд.^0,9 ДГпрт температурный на-
пор для любой сложной схемы движения теплоносителей может
быть определен по формуле
Д7-т=(ДТПрМ+ДТ„рт)/2,	(1.3.)
где ДГпрм и ДГпрт — средние температурные напоры, найденные для
прямотока и противотока, К-
Средний температурный напор при схемах движения теплоноси-
телей, отличающихся от чистого противотока и прямотока, рассчи-
тывают по формуле
ДТт—фАТдр-г,
где ф— поправочный коэффициент, зависящий от схемы движения
теплоносителей.
Для каждой схемы движения теплоносителей поправочный ко-
эффициент ф является сложной функцией входных и выходных тем-
ператур теплоносителей. Коэффициент ф определяется по графикам
в зависимости от вспомогательных параметров Р и Д.
На рис. 1.16 и 1.17 представлены значения поправочного коэф-
фициента ф для некоторых случаев течения теплоносителей.
Л!етод е—N. Безразмерный параметр е, представляющий со-
бой эффективность теплообменника, выражает соотношение между
фактически переданным количеством тепла Q=Wr(Tr— Тг)=
=U7X(7X— Дх) и максимально возможным количеством тепла, ко
торое может быть передано в идеальном противоточном теплооб-
меннике с бесконечно большой поверхностью теплообмена
Qn^=W^T'r-T'x}, если V7x<U7r или QmZK=Wr(T'r-T^
если i!7r<(U7x:
s Q _
г	г	г	/ у	' *	'
Qraax	lFlnIn(7’r-7’x)
где IFjnin —меньшая из величин U7r и IFX; N — показатель теплопе-
редачи,
nun H^mln
29
Рис. 1.16. Зависимость поправочного коэффициента ф от
ных схемах
однократно-перекрестный ток: а—обе среды не перемешиваются; б—
ются; двукратно-перекрестный ток; г—одна среда перемешивается,
только между ходами; е—одна среда не перемешивается, другая
при общем прямотоке; трехкратно-перекрестный ток-, з—одна среда
30
0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 Р
3
V
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
О 9,1 0, г 0,5 0,9 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0Р
V
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,1 0,2 0,3 0,9
т' —	т’ — т"г
Р = ----------- и Р =----------- при различных пеоекрест-
т’г-т’;
движения потоков:
одна среда перемешивается, другая нет; в—обе среды перемешива-
Другая нет; д—одна среда перемешивается непрерывно, другая
перемешивается только между ходами: ж—то же, что и в п. д, но
перемешивается непрерывно, другая только между ходами
31
т'г
32
Рис. 1.17. Зависимость ф от Р и /? при различных комбинированных
схемах движения потоков:
а—один ход в межтрубном пространстве, два хода в трубах, один прямоточ-
ный, другой противоточный; б—теплообменник с внешними перепусками теп-
лоносителя, с Двумя противоточными и с двумя прямоточными ходами в тру-
бах; в—теплообменник с внешними перепусками теплоносителя, идущего в
межтрубном пространстве, с тремя противоточными и тремя прямоточными
ходами в трубах; г—теплообменник с внешними перепусками теплоносителя,
идущего в межтрубном пространстве с четырьмя противоточными и четырьмя
прямоточными ходами в трубах; д—теплообменник с внешними перепусками
теплоносителя, идущего в межтрубном пространстве с шестью противоточны-
ми и шестью прямоточными ходами в трубах; е—теплообменник с одним пря-
моточным и двумя противоточными ходами; ж—теплообменник с одним про-
тивоточным н двумя прямоточными ходами; з—теплообменник с обоими про-
тивоточными ходами: к—теплообменник с обоими прямоточными ходами
2	505
33
Для каждой схемы движения теплоносителей б является сложной
функцией показателя теплопередачи N и отношения водяных эк-
вивалентов Г^тЫп/Жлях:
е = Ф(^, UZinIn/VZmax),	(1.5)
где IFmtn и U''n-inv — соответственно меньший и больший водяные
эквиваленты двух теплообменивающихся потоков.
На рис. 1.18—1.31 представлена графически зависимость (1.5).
По известным температурам теплоносителей на входе и выходе из
Рис. 1.18. Характеристика противо
точного теплообменника
Рис. 1.19. Характеристика прямо-
точного теплообменника
теплообменника и их водяным эквивалентам определяется б, затем
с помощью графических представлений зависимости (1.5) опреде-
ляется показатель теплопередачи N, который дает возможность
определить площадь поверхности, отнесенную к одному из теплоно-
сителей:
Fr=AWmIIAr или Fx=NWmln/Kx.
(1-6)
Из приведенного выше описания двух методов расчета поверх-
ности теплообмена следует, что оба метода дают прямое решение,
если при этом не учитывать гидродинамических требований. Осо-
бые преимущества метода е—N по сравнению с методом среднело-
гарифмического напора проявляются в поверочном расчете, в кото-
ром метод е—N дает возможность избежать ряда последователь-
ных приближений, необходимых при пользовании методом средне-
логарифмического напора.
34
Рис. 1.20. Характеристика пере-
крестного теплообменника (оба по-
тока не перемешиваются)
Рис. 1.21. Характеристика пере-
крестного теплообменника
(один поток перемешивается)
Рис. 1.22. Характеристика пе-
рекрестного теплообменника
(оба потока перемешиваются)
теплообменник
Рис. 1.23. Характеристика много-
ходового перекрестно-противоточ-
ного теплообменника lFmln/U7max=
=1; потоки не перемешиваются в
ходах, оба потока перемешивают-
ся между ходами
2*
35
Рис 1.24. Эффективность тепло-
передачи е в многоходовом теп-
лообменнике с общим противо-
точным движением и перекрест-
ными ходами в зависимости от
числа ходов и N при 1Гт1и/1^тах=
«1: в ходах поток не перемеши-
вается, а один поток не перемеши-
вается также и между ходами
। Поток В межтруйнон
V ।_пространстве
/	111
Роток 8 трубках ’
Рис. 1.25. Эффективность теплопе-
редачи е в многоходовом тепло-
обменнике с общим противоточным
движением и перекрестно-противо-
точными ходами в зависимости от
W и числа ходов; W'min/ll7max=l:
потоки не перемешиваются ни
внутри ходов, ни между ходами
Рис 1.26. Характеристика прямо-
точно-противоточного теплообмен-
ника, имеющего в межтрубном
пространстве один ход, в трубном
пространстве 2, 4, 6, 8 п т. д. хо-
дов
Рис 1'.27. Характеристика много-
ходового противоточного тепло-
обменника, имеющего в межтруб-
ном пространстве 2 хода, в труб-
ном пространстве 4, 8, 12 и т. д.
ходов
36
Поток в межтрубном
Пространстве |
Поток о трубках
/	9
Поток в трудна»:
Рис. 1.28. Характеристика мно-
гоходового противоточного теп-
лообменника, имеющего в меж-
трубном пространстве 3 хода, в
трубном пространстве 6, 12, 18 и
т. д. ходов
Рис. 1.29. Характеристика мно-
гоходового противоточного
теплообменника, имеющего в
межтрубном пространстве 4 хо-
да, в трубном пространстве 8,
16, 24 и т. д. ходов
Перемешиваемый
поток
Рис, 1.30. Характеристика теп-
лообменника с разветвляемым
потоком; теплоноситель, харак-
теризуемый величиной 117м, пе-
ремешивается в межтрубном
пространстве
Рис. 1.31. Влияние относительного
движения теплоносителей на ха-
рактеристику теплообменника для
случая lPmir71Fmax=l:
7—чистый противоток; 2—перекрестный
ток, потоки не перемешиваются; 5—пе-
рекрестный ток, один поток перемеши-
вается: 4—смешанный ток, один ток в
межтрубном пространстве; 5—прямоток
37
Коэффициенты теплопередачи поверхностей нагрева со стороны
охлаждаемого и охлаждающего теплоносителей соответственно
определяются по формулам
= +1---------------+-------1----- ;
Кт lo.r^r (Fnil/Fг)	(^x/Fг) 71о.хах	уч
1  1 а .1	1L >
Кх	1о.ХаХ	(Fпл/FхН	(Кг/Кх)’lo.r^r
где Кг, Кх — коэффициенты теплопередачи, отнесены к единице пол-
ной поверхности, включая всю развитую оребренную поверхность
соответственно со стороны охлаждаемого и охлаждающего тепло-
носителей, кВт/м2-К; т]о.г, ilo.x — КПД полной поверхности теплооб-
мена Кг или Fx соответственно; Кпл — средняя величина площади
поверхности гладких пластин, м2; аг, ах — коэффициенты теплоот-
дачи соответственно со стороны охлаждаемого и охлаждающего
теплоносителей, кВт/(м2-К); X — теплопроводность, Вт/(м-К)-
Средние температуры по толщине стенки в пределах точности,
необходимой для выполнения теплового расчета, определяются по
приближенной формуле
у-  Ctr6rKгЧо.Г + «Х^хКхЧо.Х	| g)
F гЧо.гЩ + ахКХ11о.Х
где 0Г, Ох—-средние температуры потоков соответственно охлажда-
емого и охлаждающего теплоносителей, К-
Из уравнения (1.7) следует тождество KxFx=KrFr-
Коэффициент полезного действия полной поверхности теплооб-
мена т]о.г или т]о.х (соответственно Fr либо Fx) учитывает снижение
эффективности оребренной поверхности в результате наличия в ней
градиента температур. Коэффициент полезного действия т]о явля-
ется средней величиной из значения КПД основной поверхности,
равного 100%, и КПД оребрения %>, меньшего 100%,
Т)о=1—^(1-0р),	(1.9)
F
где Fp/F— отношение поверхности ребер к полной расчетной по-
верхности; — КПД ребра, с достаточной степенью точности опре-
деляемый из соотношения, полученного для прямого ребра постоян-
ного сечения,
th (m/р.э)
/w/р.э
(1. 10)
где т — параметр ребра, м-1.
Для тонких плоских ребер
m=V2a/(Ap8p),
где Хр — теплопроводность металла ребер, кВт/(м-К); бр— толщи-
на ребра, м.
38
В оребренных пластинах ребро соединяет соседние пластины.
Градиент температуры, максимальный у основания ребра (в месте
соединения ребра с разделительной пластиной), в середине ребра
равен нулю. Поэтому эффективная длина ребра /р.э определяется
как половина протяженности ребра /р между разделительными
Рис. 1.32. Зависимость КПД ребра от его парамет-
ров i]p=th(zn/p.5)m/p.3
пластинами 1Р.В—1Р12. На рис. 1.32 зависимость (1.10) представле-
на графически.
При многорядном оребрении со стороны одного из теплоносите-
лей за эффективную длину ребра /р.э принимается величина
*Р.Э=« y+t^-1)’
где / — шаг оребрения, м; п-—количество смежных оребренных ка-
налов со стороны одного теплоносителя.
Определение коэффициентов теплоотдачи
Рассмотрим теплоотдачу при течении газов (Рг<1) в межре-
берных каналах для случая вынужденной конвекции.
Теплофизические характеристики принимаются при средней
температуре потока ГСр- Влияние изменения теплофизических
свойств теплоносителя в поперечном сечении канала учитывается
безразмерным температурным фактором (ГСт/Тср)п. Показатель п
принимает различные значения в зависимости от геометрии поверх-
ности и условий движения.
Расчет конвективного теплообмена производится по зависимо-
сти Nu=f(Re, Pr, l/d, Тст/Тср). Величина коэффициента теплоот-
дачи в кВт/(м2-К) определяется из уравнения
a=Nu2i. t
$ЭКВ
[де Nu — число Нуссельта; Re — число Рейнольдса; Рг —число
Ирандтля; 7.т— теплопроводность теплоносителя при средней тем-
39
пературе потока, кВт/(м-К), с?Экв — эквивалентный диаметр про-
ходного сечения рассматриваемой пластинчато-ребристой поверх-
ности теплообмена в м.
Линейная скорость потока теплоносителя в м/с определяется по
формуле
-------— ,
ЗбООД'сб
(1-11)
где G — расход теплоносителя, кг/ч; q— плотность теплоносителя,
кг/м3; Fc — проходное сечение для потока теплоносителя, м2.
Массовая скорость потока теплоносителя в кг/(м2-с) определя-
ется по формуле
eU7=G/(3600Fc).	(1.12)
За определяющий размер при обтекании поверхности нагрева
принят эквивалентный диаметр
d3KB=4FjIL=4LFc/F	(1. 13)
или эквивалентный радиус
гэкв=Дс/П,	(1.14)
где II — периметр теплообменной поверхности; L — общая длина
потока в теплообменнике.
Для удобства расчета ребристых теплообменников используют-
ся следующие геометрические параметры и зависимости между
ними.
Коэффициент компактности теплопередающей поверхности |3,
определяемый как отношение полной теплообменной поверхности
со стороны одного теплоносителя к суммарному объему между ка-
налами этого теплоносителя в 1/м.
Коэффициент компактности q, определяемый как отношение
полной теплообменной поверхности со стороны одного из теплоно-
сителей к общему объему сота теплообменника в 1/м.
Коэффициент проходного сечения о (безразмерный), определя-
емый как отношение площади проходного сечения к фронтальной
поверхности
(Fc \	(F ГэКтА	(FГэкв\ . _ ^Г^гГэКВ	/ | | CV
V ф / Г \ 'Т \ F )	+ 2®ПЛ
где гэкв— экивалентный радиус; V—объем теплообменника; Ьт и
by— стороны каналов,-6ПЛ — толщина пластины.
Коэффициент компактности
Qr=—) =(—1=------------------—------•	(1- 16)
х/7фй/г \Гэкв /	+ ^х -Ь 2В11Л
Проходное сечение потока определяется из соотношений
Л.г=(^ф)г=(Дгэкв/£)г=[Д0/(£е)]г;	(1.17)
(r3M=(FjF)r=[^LQ)]r.	(1.18)
Геометрические характеристики используемых оребренных по-
верхностей указаны в табл. 1.1 и 1.2, где I — длина потока среды в
теплообменнике; d — диаметр канала; [3 — коэффициент компактно-
сти теплообменника; 6Р — толщина ребра; Fp— поверхность ребер
теплообменника; F— полная расчетная поверхность теплообменни-
ка; 2l/t— щелевидность, т. е. отношение протяженности ребра к
шагу ребра; /п— расстояние между пластинами; t— шаг оребре-
ния; б/экв — эквивалентный диаметр; b — длина отогнутого ребра.
1.1. Геометрические характеристики поверхностей, оребренных
гладкими ребрами
№	гп, мм	t, мм	lid	р, м2/м3	Ьр, мм	FP/F	2//<	^ЭКВ» ММ
			Ребра треугольного профиля					
1*	1,00	1	179	5215	0,05	0,616	2,00	0,53
2	3,26	3,10	69	1945	0,1	0,658	2,10	1,82
3	4,10	3,00	19,3	1715	0,1	0,717	2,74	1,94
4	6,00	2,80	38,2	1400	0,1	0,780	4,28	2,05
5	7,00	4,60	73,5	1160	0,15	—	3,04	2,94
6	3,00	1,40	—	3000	0,1	0,780		0,91 1
			Ребра прямоугольного профиля					
7	2,00	6	53,2	1400	0,3	0,288	0,66	1,95
8	4,00	4	55,33	1390	0,15	0,640	2,00	2,44
9	4,00	8	33,9	860	0,2	0,418	1,00	3,70
10	7,80	4,4	67	1110	0,3	0,769	—	2,94
	* Случай	№ 1-	- для медных пластин, остальные — для алюминиевых.					
1.2. Геометрические характеристики поверхностей, оребренных
жалюзийными ребрами
№	61, мм	t, мм	₽, м2/м3	8р, мм	FplF	^экв> ММ	Ь, мм
1	3,20	3,10	1755	0,1	0,64	1,73	9,6
2	2,50	5,60	1515	0,1	0,39	2,00	9,6
3	7,00	4,60	1160	0,15	0,75	2,94	9,6
4	6,14	9,20	790	0,15	0,57	4,40	9,6
Число Нуссельта при ламинарном течении газа по поверхности
с гладким треугольным оребрением в области чисел Рг=0,6... 1,0
определяется по следующим эмпирическим зависимостям.
41
1.	Для ламинарного течения в области чисел Рейнольдса Re=
=200... 1500 имеем
Nu=l,55(Perf/Z) 3	(1.19)
где Ре — число Пекле; d — диаметр канала; I — длина канала;
ф<=1-
При 20 <//</< 100 ел=1,44 — 0,0044 lid,
при Z/tZ>100 ел=1.
В случае полной стабилизации профиля скорости и температу-
ры (ел=1 при Ре cZ/Z<3,5) предельное число Nu=2,35. Уравнение
(1. 19) представлено на графике (рис.
1.33)	. Среднеквадартичное отклонение
опытных результатов от значений, по-
лученных по указанному уравнению, не
превышает 10%.
2.	В области чисел 1500-<Re<;3000
безразмерный коэффициент теплоотда-
чи определяется по формуле
Пи=Лр?-У,32'Ч	(1.21)
(1500/	v
ГДе Д= 17,67 (Ргу-^ед>	(1.22)
В=11,6Рг°’М/-	(1-23)
Рис. 1.34. Зависимость числа
Нуссельта Nu от числа Рей-
нольдса Re в переходной об-
ласти для теплообменников с
треугольным оребрением
Рис. 1.33. Зависимость числа Нус-
сельта Nu от числа Пекле Ре для
ламинарного течения в теплообмен-
никах с треугольным оребрением
Значения ел, ет и определяют по (1.20), (1.25) и (1.26) соот-
вественно. Формула (1.21) при ф< = 1 представлена на рис. 1.34.
Если не равно 1, то необходимо произвести следующую коррек-
тировку. На величину значения ф; сдвигают по вертикали число Nu
при Re=3000 и соответствующем Z/d; полученную точку соединя-
ют прямой с точкой, соответствующей значению числа Nu при Re=
= 1500 и тому же l/d. Далее при требующемся значении числа Re
42
по вновь проведенной прямой определяют искомое число Nu для
соответствующего Ifd.
3.	Для турбулентного течения в области чисел Re>3000
где
Nu=0,0193 Re°’8Pr°-6^e,
_	(Z/rf)2 — 328 (Z/rf)
Е'г ~(lldp - 356 (Z/rf) 4- 2000
при 20 lid <70; при Z/tf>70 e.f=l.
(1.24)
(1.25)
При нагреве газа
— (У„/У Ср
)-°.5,	(1.26)
при охлаждении газа ф/=1.
Рис. 1.35. Зависимость
числа Нуссельта Nu
от числа Рейнольдса
Re для турбулентного
течения в теплообмен-
никах с треугольным
оребрением:
/—по формуле (1.24); 2—
по формуле (1.32)
Рис. 1.36. Зависимость ве-
личины Вт от относительной
длины Z/rf для пакетов тре-
угольного и прямоугольного
профиля
Зависимости (1.24) и (1.25) представлены на рис. 1.35 и 1.36.
Число Нуссельта при течении газов по ребристой поверхности с
гладким прямоугольным оребрением в области чисел Рг=0,6... 1,0
определяется по эмипирическим зависимостям, полученным при
Уст = const.
1.	Для ламинарного течения в области чисел Re=200... 2000
1
Ntv= 1,55 (Ре dH)3 едеф,	(1. 27)
ГДе	еФ= 1 + 0,03 а/b, а/Ь<\0.	(1.28)
Значение коэффициента ел определяется по зависимости (1.20).
В случае полностью стабилизированных профиля скорости и
температуры предельные значения Nu определяют по графику на
рис. 1.37. Среднеквадратичное отклонение опытных результатов от
^по/ЧеНИ11, П0ЛУченных по указанной зависимости, не превышает
•1 о 70 .
43
2.	В области чисел Re=2000... 7000
где
I.84Ig fl
Nu=A(Re/2000)	Л*.
А=19,5елеф(Рг-^\
я^гбАЛРг0'6.
(1.29)
(1.30)
(1.31)
Значения ел, £ф, ет и фг определяются по формулам (1.20),
(1.28), (1.25) и (1.26). Зависимость (1.29) при е$=1 и фг=1 пред-
ставлена на рис. 1.38. Если
еф отличается от 1, то для оп-
ределения числа Nu в указан-
ном диапазоне чисел Re делает-
ся следующее построение. На
величину еф поднимается по
вертикали числа Nu при Re=
=2000 при соответствующем
Z/cZ; полученная точка соединя-
ется прямой со значением чис-
ла Nu при Re=7000 и том же
Рис. 1.37. Зависимость числа
Нуссельта Nu от отношения
большей стороны прямоуголь-
ного канала а к меньшей сто-
роне канала Ь для стабилизи-
рованного ламинарного тече-
ния
Рис. 1.38. Зависимость числа Нуссель-
та Nu от числа Рейнольдса Re для
переходной области в теплообменни-
ках с прямоугольным оребрением
Z/cZ; далее искомое число Nu определяется при требующемся чис-
ле Re по вновь проведенной прямой. Корректировку Nu при не
равном 1 проводят способом, аналогичным описанному выше (см.
рис. 1.34), изменены лишь крайние значения чисел Re. Средне-
квадратичное отклонение опытных результатов от значений, полу-
ченных по указанной зависимости, не превышает 7%.
44
3.	Для турбулентного режима течения газа при Re>7000
Nu=0,0215 Re°>8Pr°>6<p/eT.
(1.32)
Значения коэффициентов ет и ф* определяются по зависимостям
(1.25) и (1.26). Зависимость (1 32) представлена на рис. 1.35,
Среднеквадратичное отклоне-
ние опытных результатов от
значений, полученных по ука-
занной зависимости, не пре-
вышает 7%.
Число Нуссельта при тече-
нии газов по поверхности с жа-
люзийными ребрами в области
чисел Рг=0,6...1,0 и чисел
500^Re^ 12 000 определяют
по эмпирическим зависимо-
стям:
для поверхностей с жалю-
зийным треугольным оребрени-
ем № 2, 3, 4 (см. табл. 1. 2)
Рис. 1.39. Зависимость числа Нуссельта
Nu от числа Рейнольдса Re для турбу-
лентного течения в теплообменниках с
прямоугольным оребрением:
/—по формуле (1.33); 2— по формуле (1.34)
Nu=0,0844 Re0’687 Pr0-6, (1.33)
для поверхности № 1
Nu=0,107 Re0’687 Pr0-6. (1.34)
Зависимости (1.33) и (1.34) представлены на графике (рис.
1.39). Среднеквадратичное отклонение опытных результатов от зна-
чений, полученных по указанным зависимостям, не превышает
Расчет гидравлических сопротивлений
Мощность, необходимая для прокачки теплоносителей через
все тракты теплообменников, определяется общим падением полно-
го давления в них. Определение падения давления в трактах теп-
лообменников производится расчетом гидравлического сопротив-
ления. Гидравлическое сопротивление теплообменника определя-
ется суммированием сопротивлений отдельных элементов по пути
следования теплоносителей: сопротивления трения, сопротивления
на ускорение потока, на формирование профиля скорости и мест-
ных сопротивлений.
Примерный характер изменения давления в теплообменнике
представлен на рис. 1.40. Давление в газовых теплообменниках от
сечения 1 к сечению а и от сечения b к сечению 2 изменяются не-
значительно, поэтому можно принять, что удельный объем теплоно-
сителя в этих интервалах остается неизменным. Расчет потери на-
45
пора при течении в трубах производится по уравнению количества
движения
Др=-^-[(^+1-о2)+2^ -1)+С — •—------
2qj [	1	к 82	)	Сер
_(l-a2_/<z)2Ll	(1.35)
62 J
Рис. 1.40. Примерная схема изменения
давления в теплообменнике
где о — коэффициент проходного сечения, т. е. отношение проход-
ного сечения к фронту теплообменника; Л'с — коэффициент потерь
напора на входе в теплообменник, связанных с формированием
профиля скоростей; ‘ — коэффициент трения; L —длина поверх-
ности трения, м; — эквива-
лентный гидравлический диаметр
проходного сечения, м; Ki — ко-
эффициент потерь напора на вы-
ходе из теплообменника, связан-
ных с изменением профиля скоро-
сти; ti=QlW — массовая скорость,
кг/(м2-с).
Величина 1 — о2 учитывает
влияние изменения сечения на
гидравлическое сопротивление.
Таким образом, первый и послед-
ний члены в квадратных скобках
уравнения (1.35) учитывают по-
тери напора соответственно на
входе в радиатор и на выходе из
него. Второй член в этом уравне-
нии определяет величину потерь напора, затрачиваемых на уско-
рение потока. Следующий член учитывает гидравлическое сопро-
тивление трения потока о стенку. Отношения плотностей, входящие
в два последние члена рассматриваемого уравнения, учитывают
влияние изменения температуры в радиаторе на его гидравличе-
ское сопротивление.
Потери напора в коллекторных крышках, присоединительных
штуцерах и промежуточных камерах многоходовых теплообменни-
ков определяются отдельно.
При линейном изменении температуры теплоносителей, что мо-
жет быть приближенно принято для большинства случаев схем
движения (исключение составляет прямоток) можно считать
6ср~ (б1+б2)/2-
(1.36)
Коэффициенты потерь напора на формирование профиля ско-
рости на входе и выходе теплообменника Кс и Ki зависят от гео-
метрии входа и выхода теплообменника, а также от числа Рей-
нольдса потока, и определяются по графикам (см. рис. 1.41 и рис.
1.42), полученным в результате аналитического исследования и
подтвержденным экспериментально. Указанные коэффициенты для
46
поверхности с жалюзийным оребрением определяются по кривым
Re= со.
Коэффициенты трения l, определяют по эмпирическим форму-
лам, приведенным ниже.
1. При ламинарном течении газа вдоль гладкой поверхности
теплообмена в области чисел Рейнольдса Re=200... 2000 для пря-
Рис. 1.41. График для определения коэффициентов по-
тери напора на входе Кс в пакет с каналами треуголь-
ного сечення и на выходе Ki из него
моугольного оребрения и Re—200... 1500 для треугольного ореб-
рения
'	(Ь37)
Здесь при 20<Z/d<100 ел=х 1,6~ 0,006//rf- ,	(1.38)
(Z/rf)0’11
ПРИ	Z/d>100 e.1=(Z/rZ)°'n,	(1.39)
47
где I и d —длина и гидравлический диаметр канала;
(а/6)2 + 3,84 (а/b) 62,5
(д/6)2 —3,65(«» -70
(1-40)
где а и b — стороны прямоугольного канала, а>Ь\ для треугольно-
го оребрения е$=0,95, а[Ь< 10.
При нагреве газа
Ф/М^ср)0-45,	(1-41)
при охлаждении газа
Ф/-(ГС1/Тср)о.з,
(1-42)
где Тер и 7СТ— соответственно средние значения температур газа
ад
О 0,1 0,2 0,3 0Л 0,5 0,6 0,7 0,8 0,96
Рис. 1.42. График для определения коэф-
фициентов потери напора на входе Кс
в пакет с каналами прямоугольного сече-
ния и иа выходе Ki из него
и поверхностей теплообмена.
Зависимости (1.37), (1.38)
и (1.40) представлены на гра-
фиках (рис. 1.43, 1.44 и 1.45).
Среднеквадратичное отклоне-
ние опытных результатов от
значений, полученных по зави-
симости (1.37), не превышает
11,5%.
2. В области чисел 2000<
<Re< 12 000 для поверхностей
с прямоугольным оребрением
Фо U-43)
1 Re
где при нагреве газа
Ф^ЛЖрГ011- (1-44)
при охлаждении газа ф<=1.
Зависимость (1.43) пред-
ставлена на графике (рис.
1.46). Среднеквадратичное от-
клонение опытных результатов
от значений, полученных по
указанной зависимости, не пре-
вышает 12%.
3. В области чисел Рейнольдса
тей с треугольным оребрением
1500<Re<7000 для поверхнос-
где
48
0,316
4 ---
1 Re
(1-45)
e.f=:71Re-",
(1-46)
Рис. 1.43 Зависимость коэффициента
трения т] от числа Рейнольдса Re при
ламинарном течении газа вдоль кана-
лов, образованных прямоугольным и тре-
угольным оребрением
Рис. 1.46. Зависимость коэф-
фициента трения t, числа
Рейнольдса Re в переходной
области для каналов с прямо-
угольным оребрением
Рис. 1.44. График для определения эф-
фективности теплообменника ел
Рис. 1.47. Зависимость коэффици-
ента трения от числа Re в пере-
ходной области для поверхностей
с треугольным оребрением
Рис. 1.45. График для определения еф
для прямоугольного профиля
Рис. 1.48. График для оп-
ределения величины А в
формуле (1.46)
49
для	20<Z/d<70 А= 17500(Z/t/)-2'3,	(1.47)
п= (W-70(W)_ ...	(L48)
(//cf)2 — 320 (Z/rf) + 2830	v '
для Z/tZ>70 eT= 1.
Величину фг определяют аналогично предыдущему случаю.
Зависимости (1.45), (1.47) и (1.48) представлены на графиках
(рис. 1.47, 1.48 и 1.49).
Среднеквадратичное отклонение опытных результатов от значе-
ний, полученных по указанным зависимостям, не превышает 3%.
Рис. 1.49. График для определения степени п в
формуле (1.46)
4. Коэффициенты трения при течении газов по поверхностям
теплообмена с жалюзийным оребрением определяют по формулам:
а) в области чисел Рейнольдса Re=200... 2000
С = Л//?е°'4 * 6,
(1.49)
где Л = 13,2 для поверхности № 1 (см. табл. 1.2); 71=6,5 для по-
верхности № 2; А=9,9 для поверхностей № 3 и 4;
б) в области чисел Рейнольдса Re>2000
(;=.Z/Re0-28,
(1.50)
где Л = 1,2 для поверхности с размерами 3,2 X 3,1 Х9,6;
А = 0,87 для поверхностей с размерами 7X4,6X9,6 и 6,14Х
X 9,2 X 9,6;
Л = 0,5 для поверхности с размерами 2,5x5,6X9,6. Эти зависи-
мости представлены на графиках (рис. 1.50 и 1.51). Среднеквадра-
тичное отклонение опытных результатов от значений, полученных
по указанным зависимостям, не превышает 3,5% •
50
Потери напора в присоединительных штуцерах, коллекторах,
ври поворотах определяют по формуле
(1-51)
где — коэффициент местного сопротивления; П7о — скорость в
расчетном сечении, создающем местное сопротивление.
Рис. 1.50. График для определения
коэффициента трения при Re=
=200 ... 2000 для поверхностей с
жалюзийным оребрением
Рис 1.51. График для определе-
ния коэффициента трения при
Re>2000 для поверхностей с жа-
люзийным оребрением
За расчетное сечение при резком сужении или расширении при-
нимают минимальное сечение, за определяющий размер принима-
ют эквивалентный диаметр, определяемый по формуле
б/э=4Л'0/П0,	(1.52)
где Fo и По —площадь и периметр поперечного сечения канала.
Число Рейнольдса в потоке
Re=V7(43/v.	(1.53)
Коэффициенты сопротивления при резком изменении сечения
канала любой формы при числах Рейнольдса Re>104 определяют
по графику (рис. 1.52).
Коэффициенты сопротивления при резком сужении в области
чисел Re<104 определяются при 10 = Ке<Д 104 по кривым £H=f(Re,
fo/fi) по рис. 1.53; при 1 <Re<8 по формуле
CM=27/Re.	(1.54)
Коэффициенты сопротивления при резком расширении с равномер-
ным распределением скоростей определяются при 10<Re<3,5-103
по изображенным на рис. 1.54 кривым gM=/(Re, fo/fi), при l<Re<
<8 — по формуле
См=26 Re.	(1.55)
Коэффициенты сопротивления при различных условиях входа
в трубу показаны на рис. 1.55—1.59.
51
Определение коэффициентов
торов с прямыми образующими
Рис. 1.52. График для определения
коэффициента сопротивления при
резком изменении сечения канала в
области чисел Re>104
сопротивления конических коллек-
производятся по графикам, приве-
денным на рис. 1.56 и 1.55.
Оптимальными считаются ко-
нические коллекторы с углом су-
жения ф=40 . . . 80° и относитель-
ной длиной LjD не более 0,2 ... 0,3.
В случае, когда вход в трубу
сечения f\ происходит из канала
большего сечения f0, соизмеримо-
го с fi (а не из неограниченного
объема), коэффициент сопротив-
ления входа, отнесенный к мень-
шему сечению fi, определяется из
выражения
(1-56)
где коэффициент определяется
в зависимости от характера входа
среды (см. рис. 1.55... 1.57).
Коэффициент сопротивления
диффузора прямолинейного про-
филя рассчитывают по формуле
См-ЧВЫх, (1.57)
^ых — определяют по рис. 1.52 в зависимости от отношения началь-
ного сечения к конечному. При угле раствора а^40° коэффициент
определяется как в случае внезапного расширения (/г—1); при
а<40° поправочный коэффициент k определяется по рис. 1.60.
Рнс. 1.53 График для определения коэффициента сопротивления при рез-
ком сужении канала в области чисел Re<104 (входное сечение в торцевой
стенке)
52
Рис. 1.54. График для определения коэффициента сопро
тивления при резком расширении газа с равномерным
распределением скоростей
Рис. 1.55. График для определения коэф-
фициента сопротивления конических кол-
лекторов без торцевой стенки
Рис. 1.56. График для определения ко-
эффициента сопротивления коллекторов с
торцевой стенкой
53
Рнс. 1.57. График для определения коэффициента сопро-
тивления прямого входа в трубу, входное отверстие кото-
рой удалено от места ее заделки на величину b
Рис. 1.58. График для определе-
ния коэффициента сопротивления
заделанных и не заделанных в
стенку коллекторов, профилиро-
ванных по дуге окружности:
1—без торцевой стенки, неточеный; 2—
без торцевой стенки, точеный; 3—с тор-
цевой стенкой, неточеный
Рис. 1.59. Зависимость коэффи-
циентов сопротивления от отно
сительного расстояния h/d^
для различных форм входа с
наличием экрана
54
Коэффициент сопротивления при изменении направления дви-
жения зависит как от формы сечения, величины угла и радиуса,
так и от числа Re, условия входа и относительной шероховатости
b=kjds.	(1.58)
Плавным поворотом называется поворот, у которого 1,5 dBE,
где R— средний радиус изгиба с наружной и внутренней закруглен-
ными кромками.
При отсутствии закругления на обеих кромках (Rbh=Rh=0)
или при закруглении только внут-
Рнс. 1.60. График для опреде-
ления поправочного коэффи-
циента k, необходимого для
расчета сопротивления диффу-
зора в прямом канале
Рис. 1.61. Схема поворотов каналов:
а—резкий поворот; б—плавный поворот
При числах Re>2-105 можно принять коэффициент местного
сопротивления любых поворотов колен и отводов не зависящим от
числа Re. При числах Re<2-105 необходимо учитывать влияние
числа Re по формуле
(СМ)ке = С1Ст₽Ве/СтР>	С1-59)
где ti — коэффициент сопротивления колена гладкой трубы при
Re>2-105;
&грне — коэффициент сопротивления трения прямой трубы при том
же числе Re, что и для данного колена;
£тр — коэффициент трения гладкой прямой трубы при Re>2-105;
(?м)не — искомая величина коэффициента сопротивления при Re<
<2-Ю5.
Поправку на число Re учитывают только для плавных поворо-
тов. Ее можно определять по рис. 1.62.
Коэффициенты сопротивления при поворотах и отводах опреде-
ляют по рис. 1.63 и 1.64. Для изгиба стальных труб (&ш=0,08 мм)
при dBH> 125 мм и нержавеющих труб (^ш=0,01 мм) при dEn>
>75 мм вносится поправка с д на уменьшение относительной шеро-
55
Рис. 1.62. График для оп-
ределения поправочного
миожителя к коэффи-
циенту сопротивления
плавных поворотов ка-
налов
Рис. 1.63. График для определе-
ния коэффициентов сопротивле-
ния изгибов газовых каналов
при относительной шероховатости
Аш/^н>8-10-4
Рис. 1.65. Графики для оп-
ределения поправки Сд на
относительную шерохова-
тость, меньшую, чем 8 -IO-4:
/—для канала, имеющего сме-
щенный центр, но постоянный
радиус построения; 2—для кана-
ла, имеющего один центр, но
различные радиусы построения:
3—для канала, имеющего плав-
ный переход (малую кривизну)
Рнс. 1.64. График для оп-
ределения коэффициентов
сопротивления колен газо-
вых каналов при относи-
тельной шероховатости
Йш/Йви>8 10-4
56
ховатости по рис. 1.65. Ниже даны значения коэффициентов
сопротивления плавных изгибов труб при R/g?BIi^3,5 в зависимости
от угла поворота а:
а° а<20 20<а<60 60<а<140 а> 140
См 0,1	0,1	0,2	0,3
Значения коэффициентов местных сопротивлений во входных
(выходных) и переходных камерах теплообменных аппаратов при-
нимаются следующие. При ударе и повороте во входной (выход-
ной) камерах ^=1,5, при повороте на угол 180° из одной секции
в другую через промежуточную камеру £м=2,5, при повороте на
угол 180° из одной секции в другую через колено в секционных
конструкциях £м== 2.
Из указанных в табл. 1.1 и 1.2 теплообменных поверхностей с
гладким прямоугольным и треугольным оребрением и с жалюзий-
ным оребрением во всем диапазоне изменения чисел Re целесооб-
разно применять поверхности с жалюзийным оребрением № 1 и 2
(см. табл. 1.2).
Для эффективной работы теплообменных аппаратов в области
низких значений чисел Re необходимо использовать поверхности
с прерывистым оребрением и малым значением гидравлического
диаметра dr <1,5 мм.
При одинаковом гидравлическом диаметре явным преимущест-
вом обладает оребрение прямоугольного профиля, как в гладком,
так и в прерывистом оребрении.
Оребрение высокой щелевидности приближается по своим гео-
метрическим характеристикам к прямоугольному оребрению и
имеет такие же теплогидродинамические характеристики.
Схемы расчетов
Схема конструкторского расчета воздухо-воздушного радиатора
с использованием среднелогарифмического температурного напора.
Принимаются для расчета следующие задаваемые пара-
метр ы.
Расход охлаждаемого воздуха GT.r, кг/ч.
Температура охлаждаемого воздуха на входе Тт, К.
Температура охлаждаемого воздуха на выходе Тг, К.
Абсолютное давление охлаждаемого воздуха на входе рт, МПа.
Гидравлическое сопротивление по полости охлаждаемого воз-
духа не более Арг, МПа.
Расход охлаждающего воздуха GT X, кг/ч.
Температура охлаждающего воздуха на входе Тх, К-
Абсолютное давление охлаждающего воздуха на входе рх', МПа.
Гидравлическое сопротивление по полости охлаждающего воз-
духа не более Дрх, МПа.
Последовательность расчета.
1.	На основе анализа технических требований выбирают тип
охлаждающей поверхности и ориентировочные габариты теплооб-
57
I
менного аппарата. Рассчитывают проходные сечения и величины
теплообменной поверхности по обоим теплоносителям.
2.	Средняя температура охлаждаемого воздуха
л=(г;+л)/2.
По Тг находят 2.г, Ср.г, Цг и далее определяют последующие па-
раметры.
3.	Тепловой поток в теплообменнике
4.	Температура выхода охлаждающего воздуха
7\=71 + Q/(Gf.xcp.x).
5.	Средняя температура охлаждающего воздуха
гх=(г;+г:)/2.
6.	Геплофизические параметры охлаждающего воздуха
£р.Х’ ^х> 1лх-
7.	Массовая скорость охлаждающего воздуха
«Х=Л=^.Л36ОО^.
8.	Число Рейнольдса охлаждающего воздуха
Ке=2х1Их(7х/р.х.
9.	Число Нуссельта охлаждающего воздуха для соответствую-
щего режима течения. Первоначально поправка ф( принимается
равной 1.
После получения комплексов аРц с обеих сторон теплообменной
поверхности определяют температуру стенки и проверяют значение
ф/. При необходимости расчет коэффициентов теплоотдачи уточ-
няют.
10.	Коэффициент теплоотдачи от стенки к потоку охлаждающе-
го воздуха
ax=NuXx/rfx.
И. Эффективность оребрения со стороны охлаждающего воз-
духа
По.х=	-w
Гх
12.	Массовая скорость охлаждаемого воздуха
«Г=Л =——— •
г Wr г (3600Дс.г)
13.	Число Рейнольдса охлаждаемого воздуха
Re=QrWzr(/r/p.r.
58
14.	Число Нуссельта охлаждаемого воздуха для соответствую-
щего режима течения.
15.	Коэффициент теплоотдачи от охлаждаемого воздуха к
стенке
ar=NurXr/rf.
16.	Эффективность оребрения со стороны охлаждаемого воз-
духа
Т)о.г=1-^(1-Пр.г).
* г
17.	Коэффициент теплопередачи, отнесенный к поверхности ох-
лаждаемого воздуха
f 1 +	1 + 5 Г1.
Х^Г^О.Г «Х^О-Х^х/^г	/
18.	Среднелогарифмическая разность температур
ду-  Д7б А7\,
2,3 1ё(Д7б/ДГм)
Для противотока
дгб=г;-71, ДГм=7”г-Гх.
Для прямотока
дг6=л-г', ддм=г;-г;.
Для теплообменных аппаратов с другими схемами движения
теплоносителей вводят поправочный коэффициент ф к среднелога-
рифмическому напору ДГпрт, подсчитанному для случая противо-
тока,
дгт=фдгпрт,
где ДТ'т — среднелогарифмическая разность температур в теплооб-
меннике.
Определяют величины Р и R-.
Р=(1\-7\)/(Т'т-К), R=(T't-Т"т)/(К-7\),
из соответствующего вспомогательного графика (см. рис. 1.16 и
1.17) находят поправку ф.
19.	Потребная теплообменная поверхность полости охлаждае-
мого воздуха с учетом технологических отклонений
Лг=1,2р3/(/СгД7\),
где Q3 — заданный тепловой поток в теплообменнике.
Величину FT сравнивают с величиной теплообменной поверхно-
сти, заключенной в первоначально выбранных габаритах. Если эти
величины близки, то- переходят к гидравлическому расчету.
59
Схема расчета теплообменника с использованием метода е—N
сводится к следующему.
1.	Определяют водяные эквиваленты и их отношение
W = G с W =G с W . /W
и г ^ г.г^р.г» х wr.xVzp.x» min'17 шах	ч
(V г СрЛпах
2.	По известным заданным температурам теплоносителей на
входе и выходе из сота определяют эффективность теплообменника
^х(^х-Ф
е=------------- или s—-------------.
3.	По графикам, представленным на рис. 1.18—1.31 в зависи-
мости от схемы движения теплоносителей, отношения водяных экви-
валентов и эффективности теплообменника е определяют показа-
тель теплопередачи 7V.
4.	Коэффициент теплопередачи определяют по пп. 1 ... 17 ранее
описанного метода.
5.	Потребную поверхность теплообмена определяют с учетом
технологических отклонений:
F=l,2Wmln//G
Сравнивают полученное значение теплообменной поверхности с
первоначально выбранным. Если эти величины близки, то перехо-
дят к гидравлическому расчету. Если расхождение велико, задают-
ся новыми габаритами или типом поверхности и заново проводят
расчет по приведенной выше схеме.
Таким образом, использование метода е—7V >в конструкторском
тепловом расчете воздухе-воздушного радиатора не дает преиму-
ществ по сравнению с методом, использующим среднелогарифми-
ческую разность температур.
Гидравлический расчет каждой полости теплообменного блока
теплообменника производится в следующем порядке.
1. Потери давления в теплообменном блоке вычисляют по урав-
нению (1.35).
Входящие в него величины определяют следующим образом.
Плотность охлаждающего воздуха на входе
61 = Рх/(^х).
Плотность охлаждающего воздуха на выходе
е2=(Рх-ДРх)/(/?Гх).
Коэффициент живого сечения
3	с.х/^"ф.х-
Коэффициент потерь напора на входе в теплообменный аппарат
Кс и коэффициент потерь напора на выходе из аппарата Кг опре-
деляют по рис. 1.41 и 1.42.
60
Коэффициент сопротивления трения охлаждающего воздуха бе-
рут для соответствующего профиля оребрения и режима течения,
определяемого по числу Rex, взятому из теплового расчета. Темпе-
ратурная поправка г|ч= (7Ст/7Ср)п в выражении для коэффициен-
та сопротивления определяется в зависимости от режима по форму-
лам (1.42), (1.44). Температуру стенки для определения ф( берут
из теплового расчета.
2. Местные потери давления по полости каждого теплоносителя
складываются из потерь во входных и выходных патрубках и по-
терь в переходных камерах и определяются по уравнению
Дры=сме^/2,
где £м — коэффициент местного сопротивления; W — скорость те-
чения в расчетном сечении; g — плотность потока в расчетном се-
чении.
Значения коэффициента £м берутся из рис. 1.52—1.65 и из дан-
ных, приведенных на с. 57.
3. Суммарные потери давления
2Др=ДРс01а + 2Д;?м-
Аналогично определяют потери давления в полости охлаждае-
мого воздуха.
Если полученная в расчете величина несколько меньше или
равна заданной в технических требованиях по обеим полостям, то
расчет окончен; если существенно отличается от заданной, то не-
обходима корректировка геометрических размеров теплообменного
блока, а следовательно, и теплового расчета. Расчет считается
оконченным, если определены теплообменные поверхности, позво-
ляющие передать требуемый тепловой поток при одновременном
удовлетворении требований по гидравлическим сопротивлениям.
Схема поверочного расчета с использованием среднелогарифми-
ческого напора.
Поверочный расчет дает возможность определить выходные
температуры теплоносителей из блока теплообменника заданной
конструкции и потери давления по обеим полостям при заданных
расходах теплоносителей и заданных входных температурах и дав-
лениях.
1.	Задаются не менее трех значений выходной температуры теп-
лоносителя, например, охлаждаемого.
2.	Для каждого из выбранных значений 7/' по пп. 2... 18 расче-
та теплообменника определяют тепловой поток по уравнениям теп-
лопередачи и теплового баланса.
3.	Графическое решение уравнений теплопередачи Q = A'FA7T
и теплового баланса Q = GT.rcp.r (7/—7Г") однозначно определяет
температуру охлаждаемого теплоносителя 7Г" на выходе из сота
при заданных входных условиях. Из уравнения теплового баланса
определяется и выходная температура охлаждающего теплоноси-
теля 7Х".
61
Схема поверочного расчета с использованием метода е—N.
1.	Задают тепловую нагрузку.
2.	По пп. 1 ... 17 расчета теплообменника определяют коэффи-
циент теплопередачи, отнесенный к поверхности охлаждаемого воз-
духа.
3.	Определяют показатель теплопередачи
4.	Находят отношение водяных эквивалентов
W  W
у mitt' max*
5.	Определяют эффективность теплообменника е в зависимости
от схемы движения теплоносителей, отношения Wmin/Wmax и пока-
зателя теплопередачи N.
6.	Находят тепловую нагрузку по формуле
Q = UZmin(7;-71)e.
Если тепловая нагрузка незначительно отличается от ранее
принятой, то расчет закончен и из уравнений теплового баланса
определяют выходные температуры теплоносителей. Иногда при
поверочном расчете теплообменника известен коэффициент тепло-
передачи. В этом случае поверочный расчет теплообменника мето-
дом е—/V имеет преимущество по сравнению с методом среднело-
гарифмического напора, так как исключает при расчете последова-
тельные приближения.
Гидравлический расчет проводится в той же последовательно-
сти, что показана в методе расчета теплообменника.
Пример расчета
Произведем конструкторский теплогидродинамический расчет воздухо-воз-
душного радиатора по следующим исходным данным.
1.	Расход охлаждаемого воздуха GT.r=1000 кг/ч.
2.	Температура охлаждаемого воздуха на входе в теплообменник Г/=373 К.
3.	Температура охлаждаемого воздуха на выходе из теплообменника не вы-
ше 7’г=348 К.
4.	Давление охлаждаемого воздуха на входе в теплообменник рг'=0,236 МПа.
5.	Гидравлическое сопротивление по полости охлаждаемого воздуха Дрг =
=0,00688 МПа.
6.	Расход охлаждающего воздуха GT.x=900 кг/ч.
7.	Температура охлаждающего воздуха на входе в теплообменник 7\'=
=323 К.
8.	Давление охлаждающего воздуха на входе в теплообменник р/=
=0,0295 МПа.
9	Гидравлическое сопротивление по полости охлаждающего воздуха Дрх =
=0,00393 МПа.
В соответствии с заданными для расчета параметрами можно применить для
теплообменника (рис. 1.66) алюминиевые сплавы.
По обеим полостям теплообменника между гладкими пластинами толщиной
бп=0,8 мм расположено жалюзийное оребрение. Высота оребрения 6,9 мм, шаг
оребрения Z=4,56 мм, толщина ребер 6=0,15 мм, эквивалентный диаметр 4кв=
=3,19 мм, непрерывная длина ребра й=9,6 мм, периметр ячейки 31,58 мм, ко-
личество пластин по охлаждающему воздуху пх=12, количество пластин по ох-
лаждаемому воздуху пг=Н.
62
Выполним расчет геометрических параметров. Живое сечение по полости ох-
лаждаемого воздуха
Лс.г= пгЬВга = 11-6,9-135-0,943-10-6 =0,00967 м2,
где о — коэффициент живого сечения; значения Вг берем из рис. 1.66. Живое
сечение полости охлаждающего воздуха
+с.х = пхЬВха = 12-6,9-240-0,925-10-6 =0,0188 м2.
Значения Вх берем из рис. 1.66. Теплообменная поверхность со стороны охлаж-
даемого воздуха
ДГ=₽Г' = 1160-22-6,9.135-240-10-9 = 5,7 м2,
где р — отношение площади теплообменной поверхности к объему полости ох-
лаждаемого воздуха VT'. Теплообменная поверхность (в м2) со стороны охлаж-
дающего воздуха
+х=3^ = 1160-12-6,9-240Х
X Ю-9-270 =6,22.
Переходим к тепловому расчету.
Средняя температура охлаждаемого
воздуха
7г=(г;+ 7’;)/2 = (373 +
+348)/2 = 360,5 К.
Теплофизические свойства охлаждае-
мого воздуха при его средней
температуре: ср= 1,010 кДж/(кг-К),
[1 = 21,4-10—6 Н • с/м2,	1=
= 0,0311 В т/м - К-
Рис. 1.66. Блок теплообменных элемен-
тов воздухо-воздушного радиатора
Заданный тепловой поток в теплообменнике
(?3 = (1100/3600). 1,01-25 = 7,71 кВт.
Температура выхода охлаждающего воздуха
„	, Q
Т —Т + —
х	х	G г
= 323 +
7,71-3600
1,01-900
= 353,6 К.
Средняя температура охлаждающего воздуха
7Х = (323 + 353,6)/2 = 338,3 К.
Теплофизические параметры охлаждающего воздуха ср=1,01 кДж/(кгК),
Х=0,0293 Вт/(м-К), р.=20,35-10-6 Н-с/м2.
Скорость охлаждающего воздуха в теплообменнике
кх= ехТГх =Gx/(3600Fc.x)= 900/(3600-0,0188)= 13,3 кг/(с-м2).
Число Рейнольдса охлаждающего воздуха
QxWxd 13,3-3,19-Ю-з
Rex =	= L - „----------= 2085.
р.	20,35 10-6
Число Нуссельта охлаждающего воздуха
Nux = 0,068 Re°>687 = 0,068-2085°’F87 = 12,75.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к потоку охлаждающего воздуха
NuxX
ах =	,
а
12,75-0,0293
3,19-Ю-з
= 117 Вт/(м2-°С).
63
Эффективность оребрения со стороны охлаждающего воздуха
тх =
2-117
0,15-10-3.203 ~ 7,4 М
(mZp/2)x = 87,4-(7,26/2)-10-з= 0,317,
th (mZp/2) о,ЗО7
Чп v =--------—---=-------= 0,967,
р mZp/2 0,317
Т7 р.х
1ох = 1 ------(I -т]рХ)= 1 —0,712(1 —0,967) =0,9765.
Гх
Скорость охлаждаемого воздуха в теплообменнике
иг =----—— = 0,Ж. =--------—-------= 31,6 кг/(м2-с).
г ЗбООЛс.г	3600-0,00967
Число Рейнольдса охлаждаемого воздуха
$Wd 31,6-3,19-Ю-з
Rer =  ----=—1------:-------= 4710.
г р	21,4-10-4
Число Нуссельта охлаждаемого воздуха
Nur= 0,068 Re0’687 = 0,068-4710°’687 = 22,45.
Коэффициент теплоотдачи от охлаждаемого воздуха к стенке
аг = Nu X Id = 22,45 - 0,0311 /(3,19 • 10—3) = 219 Вт/(м2- °C).
Эффективность оребрения со стороны охлаждаемого воздуха
2-219
---------------= 120 м-1;
0,15-10-3-203
7,26
m — = 120	Ю-з = о,436;
2	2
th(mZp/2) th 0,436
,p‘f wZp/2 0,436
i)o.r= 1 -0,712(1 -0,94) = 0,957.
Коэффициент теплопередачи от охлаждаемого воздуха к охлаждающем)'
*г =
1
1
tfr’lo.r	' X
a.xlo-x с
8

1	1	( 0,8-Ю-з 
= 219-0,957 + 107-0,9765-6,22/5,7 + 180-2,86/5,7
Среднелогарифмическая разность температур в теплообменнике
. „_______— ДТ’м__________
прт~ г.з^дт’е/дт’м) ~
„ Гх-^х
= 78,5 Вт/(м2.°С).
т _т
1 г X
Т — Т
—7
Тх~Тх
(75-50)-(100-80,6) _
2,3 1g (25/19,4)
= 80^ =
100 — 50
100 — 75
-------— = 0,816;
80,6 — 50
ф = <р {PR), ф = 0,945, ДТт = Д7пртф = 21.
64
Потребная теплообменная поверхность аппарата по полости охлаждаемого воз-
духа с учетом технологических отклонений
Q3-1,2	7,71-103.1,2 .	„
17	=5,62 м2,
К\Тт 78,5-21
что несколько ниже располагаемой теплообменной поверхности — 5,7 м2, при-
нятой в рассматриваемом варианте. Ввиду незначительности расхождения даль-
нейшее уточнение расчета не требуется.
Выполним гидравлический расчет полости охлаждающего воздуха:
(oW
Ур= —
201
L 01	01 1
“э Оср	02 J
01 = Pi/(/?7”) = 29500/(286,7-323) = 0,318 кг/м3;
0з= p2/{RT") =25590/(286,7-353,6) = 0,251 кг/м3;
Оср = 0,284 кг/м3;
! 01
4- 1 — с2) + 2|-ьк - 1
\ 02
0,0188
—---------= 0,442;
0,24-0,177
С = O,87/Re0’28 = O.87/2O850’28 = 0,1015;
А'с=0,34, К, =0,36;
/0,318	\	„ „ 300
— 0,195) + 21 —— 1 ] + 0,1015——- -1,12 —
\0,251	/	3,19
- (1 — 0,195 - 0,36)	= 3233 Н/м2 = 0,00323 МПа.
Потери давления в патрубке входа охлаждаемого воздуха диаметром 60 мм
Wbx = G'(F„qbx 3600);
Fu -- 0,785-3600-10-6= 0,002823 м2;
0«х = р/(286,77) = 236000/(286,7-373) = 2,2 кг/м3;
1ГВХ= 1100/(3600-2,2-0,002823) = 49,2 м/с;
FJF = 0,002823/0,0257 = 0,11;
С = 0,8;
Свх^х
Др„ = С—— = 0,8-49,22-2,2/2 = 2130 Н/м2.
Потери давления на поверхности теплообмена
(««О2 г„
₽,Ji"_2+l2
L о,	,
+ с— — -2(1-О2_Л-;)^ .
d3 Qcp	S2 J
0,00967
с _------------= 0,376;
0,145-0,177
0,236-106 — 2130
Pi =------------------= 2,17 кг/м3;
[286,7-373
0,236-106 — 2130 — 2940
о> =------------------------ =2,3 кг/м3;
286,7-348
оср=2,23 кг/м3;
13,32 г
Др“2-0,318[
0	/^с.х/'ср.р
°2)+2
300
3,19
3
505
65
0,87
Re0’28
0,87
471O0-28
= 0,076;
31,62
Д/’со1а = 2 2>17
500
+ 0,076
Kc =0,355; Ki = 0,415;
I 2,17	\
2 (0,355 + 1 — 0,141) + 2 I ——— -1) +
\ о
2,17
0,973 — 2(1 —0,141 —0,415) ——-
3,19	2,3
= 2839 Н/м2.
Потери давления в переходной камере из едкой секции в другую
q = p/RT = 232000/(287,6-360,5) = 2,236 кг/м3;
С = 2,5;
U7r = izr/Q = 31,6'2,236 = 14,1 м/с!
ЛРк.п = 2,5
14,12-2,236
2
555
Н/м2.
Потери давления в выходном патрубке находим из формулы
С = Рвых/(Л7 ”)>
236000 - (2130 + 2839 + 555)
о =-------------------------------=2,3 кг/м3;
348-287,6
1100
И7,..,у =-----------------= 47 м/с;
вых 3600-2,3-0,002823
/П/Гф = 0,002823/0,0257 = 0,11;
Рвых = 0,46 (472-2,3)/2 = 1170 Н/м2.
Суммарные потери давления по полости охлаждаемого воздуха
I Др — Дрвх + ДРт.6 + Дрпов + Дрвых —
= 2130 + 2839 + 555 + 1170 = 6694 Н/м2 =0,00669 МПа.
Влияние высоты и скорости полета на эффективность теплообмена
Высота и скорость полета предопределяют эффективность ра-
боты, габариты и массу теплообменника. Воздухо-воздушный ра-
диатор, применяемый в системе кондиционирования воздуха, рабо-
тающий по воздушному циклу, должен охлаждать воздух до тем-
пературы
^=^1+Ч.х,	(1-60)
где — температура воздуха перед кабиной; Д/Т.х— перепад тем-
ператур в турбохолодильнике.
Температура окружающей среды изменяется в зависимости от
высоты и скорости полета, что в значительной степени осложняет
определение условий применения теплообменника. Одним из основ-
ных критериев работы воздухо-воздушного радиатора является
эффективность теплосъема т), характеризующая степень использо-
66
ванпя располагаемого температурного перепада для охлаждения
пли нагрева рабочей среды:
т]=(7’;-7;)/(г;-л),	u.ei)
где Т/, Тт' — соответственно начальная и конечная температуры
юрячего кабинного воздуха; Тх' — начальная температура охлаж-
дающего воздуха.
Рассмотрим характер изменения основных параметров, влияю-
щих на работу воздухо-воздушного радиатора. С увеличением вы-
соты полета уменьшаются температура воздуха и коэффициент
динамической вязкости ц, но так как при этом плотность воздуха
уменьшается сильнее, то кинематическая вязкость v=p/o растет.
Так, на высоте 15 км значение v примерно в 5 раз больше, чем на
уровне моря, а динамическая вязкость вследствие понижения тем-
пературы воздуха уменьшается на 25%. Кинематическая вязкость
холодного атмосферного воздуха с высотой увеличивается более
резко, чем горячего воздуха, отбираемого от двигателя.
Скорость воздуха в радиаторе и кинематическая вязкость опре-
деляют число Рейнольдса в зависимсти от высоты и скорости по-
лета. С подъемом на высоту скорость V горячего воздуха в тепло-
обменнике увеличивается, так как при этом растет объемный рас-
ход воздуха вследствие уменьшения плотности воздуха за двига-
телем. Объемный расход воздуха, отбираемого от двигателя, опре-
деляем по формуле
^дв^^кек/блв,	(1-62)
где VK — объемный расход воздуха в кабине, м3/ч; qk — плотность
воздуха в кабине; рдв— плотность воздуха за двигателем.
Приближенно можно считать, что рдв—qt и Удв = Кт (величины
с индексом «т» относятся к теплообменнику). При этом кинемати-
ческая вязкость увеличивается быстрее, чем скорость, и с высотой
полета число Рейнольдса уменьшается.
Величина коэффициентов теплоотдачи по горячему и холодному
воздуху пропорциональна критерию Re, и, следовательно, коэффи-
циент теплопередачи с высотой полета также убывает. Таким об-
разом, при постоянной поверхности теплообмена S и незначитель-
ном уменьшении водяного эквивалента 1Гг значение KS/W умень-
шается. Так как расход охлаждающего воздуха с подъемом само-
лета на большую высоту убывает сильнее, чем горячего воздуха,
и значение отношения WT/V7X растет, то эффективность теплосъема
значительно уменьшается.
Таким образом, при проектировании воздухо-воздушного радиа-
тора необходимо исходить из условий максимальной высоты поле-
та, используя управление расходом воздуха на других режимах
при прочих равных условиях.
С увеличением скорости полета при неизменной высоте соответ-
ственно увеличиваются скорость воздуха и коэффициент теплоот-
дачи, а следовательно, параметр KSI\VT. Вследствие увеличения
"х отношение уменьшается, и, таким образом, эффектив-
ность теплосъема при увеличении скорости полета повышается.
3*
67
1.3. ВОЗДУХО-ЖИДКОСТНЫЕ РАДИАТОРЫ
1.3.1. Конструкции воздухо-жидкостных радиаторов
Конструкция воздухо-жидкостного трубчатого радиатора пока-
зана на рис. 1.67. К двум трубным доскам 10 приварен корпус / и
крышки 9 и 12. К верхней крышке 9 приварены фланец входа воз-
духа 8 и фланец выхода воздуха 7. Для обеспечения двух ходов
по воздушной полости имеется перегородка 5. К корпусу 1 прпва-
рены фланец 4 для входа и фланец 2 для выхода жидкости из
радиатора. Между трубными
досками 10 впаяны круглые
трубки 11. Для создания двух
ходов по жидкости межтрубная
полость радиатора разделена
Вход
газа
Вход
жидкости
Выход
газа
^-72
Рис. 1.67. Конструкция воздухо-жидкостно-
го трубчатого радиатора:
/—корпус; 2—фланец выхода жидкости; 3—перего-
родка; 4—фланец входа жидкости; 5—перегород-
ка; 6—штуцер; 7—фланец выхода воздуха; 8—
фланец входа воздуха-. 9—крышка с перегород-
кой 5; 10—трубные доски; //—трубка; 12—крышка
без перегородки
Выход
жидкости
Рис. 1.68. Конструкция воз-
духо-жидкостного трубчато-
ребристого радиатора:
/—трубная доска; 2—боковина; 3—
уголок; 4—фланец; 5—трубка с
внешними ребрами
перегородкой 3 на два одинаковых объема. К нижней крышке 12
приварен штуцер 6, с помощью которого осуществляется контроль
герметичности полости в процессе эксплуатации. Все детали радиа-
тора сделаны из нержавеющей стали.
Горячий воздух с температурой около 500К по трубопроводу
системы кондиционирования поступает через фланец 8 в трубную
полость радиатора, делает два хода и, передав жидкости часть
тепла, через фланец 7 возвращается в систему кондиционирования.
Жидкость, охлаждающая воздух, проходит по межтрубной полости,
делая два хода.
Конструкция воздухо-жидкостного трубчато-ребристого радиа-
тора представлена на рис. 1.68. Теплообменный блок состоит из
ста девяноста стальных омедненных трубок 5; длина трубок
275 мм, диаметр — 8 мм, толщина стенки трубки 0,5 мм, диаметр
68
Рис. 1.69. Конструкция воздухо-жидкостного
трубчато-пластинчатого радиатора:
1, 10—блоки теплообменные; 2—корпус клапана; 3—
перепускной клапан- 4—заглушка; 5—кронштейн; 6, 20,
21—штуцер; 7—фланец; 8, 18, 19—крышки; 9—заглуш-
ка; 11. 13—боковины; 12, 17—трубные доски; 14—труб-
ка; 15—пластина плоская: 10—пластина гофрирован-
ная
ребра—15 мм, толщина его — 0,1 лм. На каждую трубку насаже-
ны п припаяны сто тридцать одно ребро. Трубки приварены к труб-
ным доскам 1, а к последним приварены две боковины 2 с ребрами
жесткости, четыре уголка 3 и два фланца 4, к ним привинчивают
патрубки (не показаны), которые соединяются с воздухопроводами
системы кондиционирования. К трубным доскам 1 приваривают
крышки (не показаны) со
штуцерами для соедине-
ния с ними труб, подводя-
щих и отводящих охлаж-
дающую жидкость.
Конструкция воздухо-
жидкостного трубчато-
пластинчатого радиатора
показана на рис. 1.69. Два
теплообменных блока / и
10 сварены между собой
по смежным бортам труб-
ных досок 12 и 17 и по
смежным боковинам //и
13, обеспечивая два хода
для охлаждающей жидко-
сти. Крышка 8, прива-
ренная к трубным доскам
12, образует полость для
перетекания жидкости из
одного теплообменного
блока 1 в другой 10. В
резьбовое отверстие кры-
шки 18 ввернут корпус
клапана 2, в гнездо кото-
рого установлен перепус-
кной клапан 3. Гнездо за-
крыто ввернутой заглуш-
кой 4. Корпус клапана
имеет два штуцера:
один — для подсоединения трубопровода жидкости, второй — для
отвода жидкости, прошедшей через перепускной клапан. В резьбо-
вое отверстие крышки 19 ввернут штуцер 6. который служит для
поде диненпя трубопровода, отводящего жидкость из радиатора.
К трубным доскам 12 и 17 с двух сторон приварены фланцы 7,
к которым присоединяют подводящие и отводящие воздух трубо-
проводы системы кондиционирования.
К крышкам приварены кронштейны 5, которые имеют отверстия
Для крепления радиатора к силовым элементам летательного ап-
парата.
В крышке 8 имеется резьбовое отверстие, через которое в слу-
чае необходимости производится слив жидкости, для чего необхо-
димо вывернуть заглушку 9.
69
Теплообменные блоки 1 и 10 состоят из плоских трубок 14 с
гофрированными треугольными пластинами 16. Между трубками
вставлены по две гофрированные пластины 16 с плоской пластиной
15 между ними. С внешних сторон крайних трубок стоят по одной
гофрированной пластине, которые опираются на боковины 11 и 13.
Концы трубок вставлены в отверстия трубных досок 12 и 17. Все
элементы теплообменного блока (12, 14, 15, 16, 17) соединяются ме-
жду собой спеканием (оплавлением припоя). Боковины внутренние
к трубным доскам приварены, а боковины внешние — припаяны.
Крышки 8, 18 и 19 приварены к трубным доскам. Все детали ра-
диатора изготовлены из нержавеющей стали.
Жидкость, поступающая в штуцер 20, проходит по трубкам 14
блока 1, охлаждая воздух, протекающий по межтрубной полости.
В крышке 8 поток жидкости поворачивает и течет в обратном на-
правлении к выходному штуцеру 6, охлаждая воздух. В случае воз-
никновения в трубных полостях перепада давлений выше заданно-
го, клапан откроется для перетекания жидкости через штуцер 21
в бак, минуя теплообменные блоки 1 и 10. Это произойдет в том
случае, когда температура воздуха и жидкости понизится ниже до-
пустимой.
1.3.2. Расчет воздухо-жидкостных радиаторов
Для расчета воздухо-жидкостных радиаторов необходимы сле-
дующие заданные величины:
— начальная температура охлаждаемого воздуха Ля в К:
—	расход воздуха СЕ в кг/ч;
—	давление поступающего воздуха рг1 в МПа;
—	расход жидкости через теплообменник бт в кг/ч;
—	давление поступающей жидкости рт1-в МПа;
—	температура жидкости на входе в теплообменник /Т1 в К:
—	температура воздуха на выходе из радиатора Л<2 в К;
—	гидравлическое сопротивление теплообменника по жидкости
Дрт и по воздуху Дрв в МПа.
Порядок расчета.
1.	Выбираем конструкцию радиатора и определяем его основ-
ные геометрические характеристики: гидравлический диаметр ко-
эффициент живого сечения и число ходов по воздуху и по жидкости. |
2.	Задаемся несколькими значениями площади фронта радиа-
тора по воздуху F и определяем соответствующую величину охлаж-
дающей поверхности;
S=4F'fJB/dr,B, F'=F-Fn,
(1.63)
где Fn — площадь сечения перегородок, м-; /в — коэффициент пло-
щади живого сечения по воздушной полости;
/в — длина канала по воздушной полости, м; с!г.в— гидравли-
ческий диаметр по воздушной полости, м.
70
3.	Определяем площадь живого сечения по ходу воздуха с уче-
том числа ходов п
FB=F'fBln.	(1-64)
4.	Определяем площадь живого сечения радиатора по ходу жид-
кости при противотоке
r;=	,	(1.65)
т
где du и rfBH— соответственно наружный и внутренний диаметры
трубок для прохода воздуха; т — число ходов по жидкостной по-
лости.
5.	Находим скорость воздуха в радиаторе
Vb==Gb/<F'bQb).	(1.66)
6.	Находим скорость жидкости в радиаторе
V.t-G.r/(F'QT).	(1.67)
7.	Определяем коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке
по критериальному уравнению
NuB=0,032 Re°-8Pr°’35(ZB/afr в)-0'054.	(1. 68)
8.	Определяем коэффициент теплоотдачи стенки к жидкости из
уравнения
НЧ-13,2Ре«.23^М.гГ°Л	(1-69)
где Ре — критерий Пекле, Ре= Утргстс/г.т/Лт; dr.T — гидравлический
диаметр по жидкости; ст — теплоемкость топлива.
9.	Определяем коэффициент теплопередачи от воздуха к жид-
кости
д- анат
«в + «г ’
Полученное значение коэффициента теплопередачи с учетом терми-
ческого сопротивления стенки уменьшаем на 5%.
10.	Определяем водяные эквиваленты по воздуху и жидкости
U/B=GBcB) WT=G.[Ct.
11.	Находим количество тепла, снимаемого радиатором;
Q =--------zb.bx-G.bx------	, L 70)
1/(XS)+ 1/Г, + 1/(2VTB)	v J
где Zb.bx и Zt.bx — температура газа и жидкости на входе в теплооб-
менник.
12.	Определяем температуру воздуха и жидкости на выходе из
Радиатора:
tB2=tK1~Q/WB;	(1.71)
ZT2=ZrI + Q/ir/T.	(1.72)
71
При использовании топлива в качестве охлаждающей жидкости
его температура на выходе из радиатора не должна превышать
температуру термического разложения топлива. Из последнего
уравнения можно найти величину теплосъема, соответствующую
предельной температуре топлива /Пр.т- По полученному графику
Q=f(S) определяем поверхность охлаждения радиатора S, а за-
тем из графика S=<p(F) —площадь фронта радиатора при задан-
ных исходных значениях d, т, U7, I. В том случае если какие-либо
габариты радиатора превышают допустимые величины, расчет сле-
дует провести повторно, задавшись другими значениями величии
т, п и I.
1.4. ИСПАРИТЕЛЬНЫЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ
1.4.1. Конструкции испарительных теплообменников
К газожидкостным теплообменникам можно отнести испари-
тельные теплообменники.
Испарительные теплообменники предназначены для охлаждения
воздуха и других веществ с использованием скрытой теплоты ис-
парения жидкостей. В качестве рабочих жидкостей — хладаген-
тов — применяют воду, водо-спиртовую смесь, водо-гликолевую
смесь, пропан, аммиак и др. В соответствии с этим различают во-
до-воздушные, пропано-воздушные, аммиачно-воздушные и другие
испарительные теплообменники. Основные теплофизические харак-
теристики хладагентов, применяемых в испарительных теплообмен-
никах, приведены в табл. 1.3.
1.3. Характеристики хладагентов
Хладагент	Температура кипения при атмосферном давлении, °C	Теплота испаре- ния, кДж/кг	Хладагент	Температура кипения при атмосферном давлении, °C	Теплота испаре- ния, кДж/кг
Вода	100	2260	Углекислота	-78	250
Амимак	-33	1370	Азот	— 196	210
Спирт:			Фреон-22	-39	235
этанол	78	840	Фреон-12	- 30	170
метанол	64	1200	Фреоп-11	24	180 1
Кислород	183	214			
Испарительные теплообменники на современных летательных
аппаратах работают, как правило, при больших удельны.-; тепловых
нагрузках и перепадах температур. Поэтому кипение в этих тепло-
обменниках может происходить в пузырьковом режиме, в режиме,
близком к критическому, в переходных режимах и в режиме пле-
ночного кипения (в закрптпческоп области). Рассмотрим эти про-
цессы.
Как известно, кипение жидкости на поверхности нагрева проис-
ходит в том случае, если температура поверхности становится выше
температуры насыщения при данном давлении. При достаточно
больших тепловых потоках температура стенки может превысить
температуру насыщения, даже если основная масса жидкости не
нагрета До этой температуры. В таком
случае возникают кипящий граничный
слой и более холодное ядро жидкости.
В ядре происходит полная или частич-
ная конденсация пара, выходящего из
кипящего граничного слоя.
Резкое возрастание температуры
жидкости наблюдается в слое толщи-
ной 2 ... 5 мм у нагреваемой поверх-
ности (рис. 1.70). Температура частиц
жидкости, непосредственно соприка-
сающихся с поверхностью нагрева, рав-
на температуре этой поверхности. Сле-
Рис. 1.70. Изменение темпера-
туры кипящей воды при подо-
греве ее снизу в зависимости
от расстояния до греющей по-
верхности
довательно, в прилегающем к стенке
слое жидкость перегрета относительно
температуры насыщения на величину
перепада температур
^=^п-4,	(1.73)
где tn и tH — соответственно температура поверхности нагрева и
температура насыщения.
Начальный диаметр парового пузырька, возникающего в пере-
гретом пограничном слое жидкости,
~3,95-^-
(1.74)
где Г" — температура насыщения пара, К; q" — плотность пара,
кг/м3; г — скрытая теплота парообразования, Дж/кг; о—-коэффи-
циент поверхностного натяжения, Н/м.
Диаметр пузырьков в момент отрыва от поверхности нагрева
при слабой циркуляции жидкости, имеющей температуру насыще-
ния, определяется из соотношения
^=0,00576 ]/ —,	(1.75)
I е'е"
где 6 — краевой угол между пузырьком п поверхностью нагрева:
С- — плотность воды.
По мере возрастания температурного напора увеличивается чис-
л° пузырьков, образующихся в единицу времени, и наступает мо-
мент, когда число активных центров парообразования становится
Настолько большим, что пузырьки соприкасаются друг с другом.
'Ют критический момент можно считать границей пузырькового
73
I
режима кипения. Когда разность температур становится выше кри-
тической, наступает переходный режим кипения, при котором ак-
тивные центры не возникают, образовавшаяся на горячей поверх-
ности пленка неравномерна и находится в состоянии бурного дви-
жения. Пленка пара на греющей поверхности продолжает
оставаться неустойчивой при увеличении температурного напора
до некоторого нового значения, соответствующего образованию
устойчивой пленки. В этот момент начинается качественно и коли-
Рис. 1.72. Зависи-
мость коэффициента
теплоотдачи от теп-
лового потока при ки-
пении в большом объ-
еме:
Л—область пузырькового
кипения: В—переходная
область; С—область пле-
ночного кипения; D—точ-
ка перехода от пузырько-
вого кипения к пленочно-
му; К—точка перехода от
пленочного кипения к пу-
зырьковому
Рис. 1.71. Зависимость коэффици-
ента теплоотдачи от температур-
ного напора при кипении воды и
ртутно-магниевой амальгамы:
Л—область пузырькового кипения: В—
переходная область: С—область пленоч-
ного кипения; 1 и 2—кривые соответст-
но для воды и ртутно-магниевой
амальгамы
чественно отличный от предыдущих двух
режимов третий режим кипения, называе-
мый пленочным. Этот режим характери-
зуется тем, что греющая поверхность пол-
ностью изолирована пленкой пара. Парообразование идет в этом
случае на границе раздела фаз жидкость — пар. Образовавшийся
при пленочном кипении пар удаляется с поверхности парообразо-1
вания в виде пузырей, намного больших, чем в условиях пузырь-
кового кипения.
На рис. 1.71 в логарифмических координатах приведены типич-
ные зависимости коэффициента теплоотдачи а от температурного
напора при кипении воды и ртутно-магниевой амальгамы на гори-
зонтальной трубке, погруженной в большой объем жидкости. При
плавном увеличении температурного напора коэффициент теплоот-
дачи а, достигнув максимума, начинает постепенно снижаться.
В координатах а=/(^) коэффициент теплоотдачи при разности
температур выше критической, соответствующей ctmax. уменьшается
скачкообразно до величины, характерной для пленочного режима
кипения (рис. 1.72). Чтобы вновь восстановить пузырьковый режим
кипения, необходимо значительно уменьшить плотность теплового!
потока q (точка К). Таким образом, существуют два значения кри-
тической плотности теплового потока: первое 7Крь при котором про-|
74
исходит переход от пузырькового кипения к пленочному (точка D);
второе 9кР2, при котором разрушается паровая пленка и восстанав-
ливается пузырьковое кипение (точка Л). Когда плотность тепло-
вого потока находится между этими значениями, то существование
обоих режимов кипения зависит от особенностей протекания про-
цесса.
При пузырьковом кипении в большом интервале значений плот-
ности теплового потока и давления связь между коэффициентом
теплоотдачи а [в Вт/(м2-°С)] и плотностью теплового потока q
a=Aqn.
(1-76)
Для чистых поверхностей нагрева принимают п=0,7. Для сталь-
ных труб и латунных труб, бывших длительное время в употребле-
нии, п=0,6. -
При пузырьковом кипении жидкости в большом объеме коэффи-
циент теплоотдачи можно определить также по следующим фор-
мулам:
при 104^Re*^ 10~2
	Nu*=0,125 Re*0*65 Рг1'3;	(1-77)
при 10-5<Re*<	С IO-2	
	Nu*=0,0625 Re*°i5PrI/3,	(1-78)
где	Re*=^/*/(rp"v);	(1.79)
	Nu*=a/*/X;	(1.80)
	/*=Сре'аГн/(ге")2;	(1.81)
о — поверхностное натяжение;
Гп— температура насыщения,
г—теплота парообразования при Т=ТИ',
X— коэффициент теплопроводности жидкости при Т— Тя.
Эти выражения справедливы при 0,86^Рг<7,60 и давлении
1470 Н/см2. Для воды значения /* и /*/(g"rv) в зависимости от
температуры tK приведены в табл. 1.4.
При кипении жидкости, текущей внутри трубы, в общем случае
можно выделить три зоны.
1. Зона от передних точек нагрева до сечения, в котором стенка
трубы достигает температуры насыщения tvA, соответствующей дав-
лению в этом сечении. Длина этой зоны Д определяется из соот-
ношения
_П_	_ 4рго 6
£>	q	'	\ х’ )	’
(1-82)
где с' — теплоемкость, кДж/(кг-К); D — внутренний диаметр тру-
°bi, м; щ — скорость течения жндксст.: во входном сечении трубы,
75
1.	4. Зависимость значений комплексов физических параметров
испаряющейся жидкости от температуры насыщения /н
t«, °C	/*106, м	/*106	А-102	/Н, °C	/*-106, м	/*106	А. 106
		CQ"V м2/Вт	/-Q"v 1/° С			rQ"V м‘~'Вт	rQ"V 1/° С
30	16450	375090	1040	200	0,296	0,1664	27,5
40	5950	99200	782	210	0,200	0,0971	23,5
50	2305	28300	587	220	0,136	0,0575	20,2
60	960	8850	450	230	0,0938	0,0344	17,3
70	423	2980	347	240	0,0646	0,0209	15,1
80	197	1080	273	250	0,0451	0,0134	13,6
90	96,0	412	216	260	0,0318	0,00802	11,4
100	48,7	165,8	172	270	0,0224	0,00505	9,80
ПО	25,9	70,1	138	280	0,0158	0,00329	8,80
120	14,2	30,8	110	290	0.0114	0,00207	7,47
130	8,05	14,4	96,0	300	0,00800	0,00123	6,16
140	4,70	6,95	75,0	310	0,00565	0,000823	5,64
150	2,82	3,49	60,5	320	0,00398	0,000525	4,93
160	1,73	1,80	52,6	330	0,00278	0,000337	4,34
170	1,08	0,961	44,5	340	0,00192	0,000214	3,77
180	0,715	0,536	37,05	350	0,00126	0,000134	3,36
190	0,450	0,292	—	—	—	—	
м/с; q — средняя по трубе плотность теплового потока, Вт/м2; t\ —
температура жидкости при входе в трубу;
„	"	CrvCiQ'—Q")w3jL-i
J-91 • Ю3—---------- 	;	(1. 83)
rQ"D
t" — температура насыщения при давлении рх во входном сечении
трубы; £тр — коэффициент гидродинамического трения; г — удель-
ная теплота парообразования, Дж/кг.
2.	Зона от передних точек нагрева до сечения, в котором жид-
кость уже полностью достигла температуры насыщения, соответст-
вующей давлению в данном сечении. Длину этой зоны находим из
выражения
Z,2 _ 0,25с'Q'w0(r"2 — ti)
D	~q
Температуру /Н2 определяем аналогично температуре /нг
(1.84)
76
3.	Зона развитого кипения. Величина первой критической плот-
ности теплового потока (перехода от пузырькового кипения к пле-
ночному) зависит от физических свойств жидкости, скорости ее те-
чения, паросодержания, недогрева ядра потока до температуры
насыщения, состояния и ориентации поверхности нагрева.
Критическая плотность теплового потока qi:fl достиг^ г макси-
мального значения при давлениях, составляющих 0,3 ...0,5 от кри-
тического. При дальнейшем'увеличении давления qKp уменьшается
и при критическом давлении становится равной нулю. При давле-
нии р< (0,3 ... 0,5) рКр критическая плотность теплового потока па-
дает и при /7=0 она равна нулю.
Характер циркуляции в значительной степени определяет вели-
чину критической плотности теплового потока. При вынужденном
движении жидкости с ростом скорости критическая плотность теп-
лового потока возрастает, так как при этом увеличивается работа
образования паровой пленки на поверхности нагрева. При кипении
в условиях естественной конвекции принимается, что критическая
плотность теплового потока соответствует нулевой скорости жид-
кости.
Критическая плотность теплового потока 7I(Pi (в Вт/м2) для
жидкостей, хорошо смачивающих поверхности нагрева и нагретых
до температуры кипения, определяется по уравнению
?Kpl = 0,24r/e"]Za(e' - е").	(1.85)
Наряду с данной формулой, предложенной С. С. Кутателадзе,
для расчета широко используется формула Г. Н. Кружилина, выве-
денная на основе теории подобия,
a *070 ^1/2(с' -е^з/24(с„гГи)1/3с1/24
<7КР1	.0/0	(е,}5/12с1/б	•	(1.8b)
Для второго значения критической плотности теплового потока
(точка /< на рис. 1.72), т. е. для случая перехода от пленочного
режима кипения к пузырьковому, при тех же условиях
^p2=40-10-3r/e"/a(Q'-Q").	(1.87)
Вычисленные по приведенным выше выражениям значения кри-
тической плотности теплового потока дают удовлетворительные
совпадения с опытными данными для кипения воды, бензола, спир-
та, пропана, пентана и гептана в большом объеме.
Рассмотрим кратко пленочное кипение.
При пленочном режиме кипения коэффициент теплоотдачи рез-
ко снижается (в 20 ...30 раз), что опасно и невыгодно в технико-
экономическом отношении. В последние годы интерес к пленочному
режиму кипения особенно возрос в связи с появлением ядерных
реакторов, резким увеличением удельных тепловых потоков в авиа-
ционных теплообменных агрегатах и т. д. Однако пленочное кипе-
ние исследовано еще недостаточно. Значительно меньшая интен-
77
сивность теплоотдачи при пленочном кипении ооъясняется тем, чтл
в этом случае масса жидкости отделена от поверхности нагрева
слоем пара, имеющего низкую теплопроводность (радиация в на-
чальный период кипения в пленочном режиме незначительна, е э
можно пренебречь). Колебания коэффициента теплоотдачи а в
широких пределах в области переходного режима можно объяснить
неустойчивостью паровой пленки. При разрыве паровой пленки
жидкость устремляется к горячей поверхности, но, прежде чем
прийти в соприкосновение с поверхностью, она отбрасывается на-
зад мпкровзрывом пара. Частота таких пульсаций очень велика.
Для расчета коэффициента теплоотдачи при пленочном кипении
на трубке можно рекомендовать формулу, предложенную Бромли,
где D — внешний диаметр трубки, м; р" — коэффициент динамичес-
кой вязкости, Н/(с-м2).
Формула получена без учета радиации при следующих допуще-
ниях:
—	пленка пара постоянно отделяет жидкость от поверхности
нагрева;
—	движение пара вверх определяется разностью плотностей
жидкости и пара и замедляется тормозящим действием твердой
поверхности и возможным торможением со стороны жидкости;
—	кинетическая энергия пара незначительна;
—	жидкость в любой точке находится при температуре кипения;
—	- твердая поверхность везде имеет одинаковую температуру;
—	подводимое тепло в основном поглощается скрытой теплотой
парообразования;
—	физические константы пара отнесены к средней арифмети-
ческой температуре между температурами стенки и жидкости
(^ст + ^н)/2.
С учетом радиационной составляющей коэффициент теплоотда-
чи в диапазоне отношения ар/ак=0... 10 имеет, по Бромли, вид
. f 3	.	1 «р /	1
а —«к+«р[4 + 4 Gk (2,62 + ар/ак
где аР —коэффициент теплоотдачи радиацией,
(1.89)
(1-90)

о — коэффициент излучения черного тела,
а=5,67-10 8 Вт/(м2-К4);
Ест н — коэффициенты излучения стенки трубы и поверхности
жидкости
78
На рис. 1.73 приведены коэффициенты теплоотдачи, вычислен
ные но формулам (1.89), (1.90) для азота при атмосферном давле-
нии, а также их опытные значения, полученные на горизонтальной
графитовой трубке диаметром 9 мм.
Видоизмененная формула (1.88)
для пленочного кипения на вертикаль-
ной трубе или плите при наличии толь-
ко конвективного теплообмена имеет
вид
[ Х3(6' _6„)Д/ р/4
к 1L цЯД/ J ’
Рис. 1.73. Опытные и расчетные
значения коэффициентов теп-
лоотдачи при пленочном кипе-
нии
(1-91)
где С] — коэффициент, характеризую-
щий закон движения жидкости; Az •—
разность энтальпий перегретого пара
при температуре стенки трубки и жид-
кости в состоянии кипения; И — высо-
та трубки или плиты.
Формула (1.88) дает хорошие результаты для режимов с Re<
<2000; для Re>2000 лучшие результаты получаются при расчетах
по следующей формуле:
(Д.92)
где w — максимальная скорость пара.
1.4.2. Расчет испарительных теплообменников
Основными факторами, определяющими процесс теплообмена
в испарительных теплообменниках, являются давление, при кото-
ром кипит хладагент, температурный напор, физические свойства
жидкости и пара, условия теплообмена на стороне охлаждаемой
жидкости или газа, геометрические характеристики теплообмен-
ника.
В испарительных теплообменниках процесс кипен,1п жидкости
происходит в ограниченном объеме — либо в узких щелях, либо в
трубных лучках с большой площадью поверхности в единице объ-
ема. Размер канала оказывает значительное влияние, в частности,
на критическую плотность теплового потока. С уменьшением шири-
ны щели затрудняется удаление пузырьков с поверхности теплооб
мена и кризис кипения наступает раньше, чем в широких щелях
Если при одностороннем обогреве размер щели становится равным
Диаметру пузырьков пара при их отрыве, кризис кипения наступает
немедленно после начала кипения. При кипении в щели с двусто-
ронним обогревом минимальный размер щели, соответствующий
возникновению кризиса в начале кипения, вдвое больше, чем с од-
носторонним. Таким образом, минимальный размер щели зависит
79
от диаметра парового пузырька при отрыве, величина которого в
свою очередь определяется физическими и гидродинамическими
условиями: углом смачивания, поверхностным натяжением, плотно-
стью жидкости и пара, скоростью циркуляции жидкости.
На процесс теплоотдачи при кипении в вертикально располо-
женных плоских щелевых каналах существенно влияет длина (вы-
сота) канала. Пузырьки пара, образующиеся в нижней части кана-
ла, поднимаются вверх, увлекая за собой жидкость. Скорость паро-
газовой смеси с подъемом вверх увеличивается, так как при посто-
Рис. 1.75. Распространение кри-
зиса кипения в щелевом кана-
ле:
/ст—температура стенки; /н—темпе-
ратура кипения; Z—длина канала
Рис. 1.74. Зависимость кри-
тической тепловой нагрузки
от давления при кипении в
неограниченном объеме и в
плоских каналах различной
ширины h
янном массовом расходе с увеличением паросодержания возрастает
объемный расход. Коэффициент теплоотдачи при этом также уве-
личивается. В то же время с увеличением паросоде,ржания смеси
уменьшается эффективная поверхность теплообмена и возрастает
возможность возникновения кризиса в верхней части канала. С уве-
личением тепловой нагрузки кризис постепенно распространяется
па всю высоту канала. Таким образом, в рассматриваемом случае
кризис кипения для капала в целом выражен не так резко, как при
кипении в большом объеме. Поэтому вместо величины дкр необхо-
димо указывать два средних по длине канала значения плотности
теплового потока. Первое из них соответствует появлению кризиса
в верхней части канала, во втором случае пленочное кипение уста-
навливается во всем объеме.
На рис. 1.74 представлена зависимость критической плотности
теплового потока от давления при кипении в неограниченно.м объ-
еме (/;—>-оо) и в плоских каналах различной ширины: /ц—Чг?—► ...
...—>hn. При уменьшении давления критическая тепловая нагруз-
ка для плоской щели вначале имеет то же значение, что и для не-
ограниченного объема. Затем удаление пузырьков из канала начи-
нает затрудняться и значение становится меньшим, чем для
того же давления при кипении в большом объеме. Этот процесс
отражен кривой АВ. При дальнейшем уменьшении давления, когда
диаметр пузырьков при отрыве становится соизмеримым с шири-
ной щели, дкр—>0. Чем длиннее канал, тем раньше начинает ока-
80
кризис кипения распро-
!№’£) Ц-ПГТвт/м*
___(_______________ I 9 г*
О 0£ 04 0,Вр-10^Н/мг ’
Рис 1.76. Зависимость ко-
эффициента теплоотдачи и
удельной плотности тепло-
вого потока от давления при
кипении воды в щелевом
канале
при прочих постоянных
зывать влияние конечная высота щели. Для более узкой щели кри-
вая оКг=Д^и) смещается в область высоких давлений (кривая
Л1В,).
В условиях вакуума гидродинамика и теплоотдача в вертикаль-
ном щелевом канале по его высоте крайне осложнены. Пузырьки
пара, образующиеся в нижней части такого канала, поднимаются
вверх, увлекая за собой жидкость. Это приводит к возникновению
пленочного кипения в верхней части канала непосредственно после
начала кипения. С уменьшением давления
страняется вниз по каналу.
На рис. 1. 75 показано изменение тем-
пературы стенки по высоте канала. Как
видно из этого графика, температура
стенки возрастает с уменьшением темпе-
ратуры насыщения. Такое резкое повы-
шение температуры стенки характеризует
пленочный режим кипения.
В рассматриваемом случае кризис ки-
пения для канала в целом выражен не
так резко, как для большого объема.
Поэтому понятие критической тепловой
нагрузки в том смысле, в котором оно
употребляется при кипении в больших
объемах, здесь неприемлемо. Коэффици-
ент теплоотдачи а и тепловая нагрузка q
условиях возрастают с уменьшением давления в щели до некото-
рого его значения, после чего начинают уменьшаться (рис. 1.76).
Такой характер изменения а и q также объясняется возникнове-
нием одновременного пузырькового, переходного и пленочного ре-
жимов кипения. С уменьшением давления уменьшается темпера-
тура насыщения, вследствие чего возрастает температурный напор
и пленочный режим кипения распространяется на большую длину
канала.
При кипении воды в щелевых каналах возникают пульсации, в
результате чего паросодержанпе смеси в них не остается постоян-
ным. Граница кризиса кипения перемещается по длине и высоте
щели синхронно с пульсациями смеси, которые изменяют коэффи-
циент теплоотдачи и температуру стенки, превращая процесс в не-
сташюнарный.
На рис. 1.77 приведено изменение интегрального коэффициента
теплоотдачи от стенки к кипящей воде в щели в зависимости от
Удельной плотности теплового потока. Из рисунка видно, что режим
работы теплообменника соответствует переходной области и об-
ласти пленочного кипения. Вторая критическая точка для данного
случая соответствует плотности теплового потока, меньшей, чем
при кипении в неограниченном объеме.
Если вторым теплоносителем в теплообменнике является газ,
теплопередача в условиях развитого пузырькового кипения опре-
деляется интенсивностью теплообмена между газом и стенкой. При
81
пленочном режиме кипении
коэффициент теплоотдачи
со стороны
кипящей жидкости становится соизмеримым с коэффициентом теп-
лоотдачи от газа к стенке
Работа испарительного теплообменника в большой степени за
висит от гак называемого кажущегося уровня, т. е. от того на-
сколько полно теплообменные элементы омываются
жидкостью
Коэффициент теплопередачи сохраняется неизменным в деститоч
но широком диапазоне изменения кажущегося уровня.
Рис. 1.77. Зависимость
среднего коэффициента
теплоотдачи от удельной
плотности теплового по-
тока при кипении воды
в щелевом канале шири-
ной 2,8 мм
Рис. 1 78 Зависимость
коэффициентов тепло-
передачи от кажуще-
гося уровня хладаген-
та:
1 и 2—кривые соответст-
венно для воды и четы-
релхлористого углерода
Рис. 1.79. Зависи-
мость величины
уноса жидкости
от кажущегося
уровня:
1 и 2—кривые соот-
ветственно для воды
и четыреххлористого
углероде
приведена зависимость коэффициента теплопере
На рис. 1.78
дачи от кажущегося уровня для воды и четыреххлорпстого углеро-
да, кипящих в испарительном теплообменнике. Четыреххлористый
углерод имеет значительно меньшую величину скрытой теплоты
парообразования, что приводит к более быстрому росту паросодер-
жания и изменению режима движения пара в аппарате. При умень-
шении кажущегося уровня коэффициент теплопередачи снижается
вследствие того, что возрастает паросодержание, происходит срыв
и жидкостная пленка высыхает. При достаточно большой величине
кажущегося уровня коэффициент теплопередачи, определяемый тер-
мическим сопротивлением по газовому потоку, мало зависит от
плотности теплового потока.
Качество работы испарительных теплообменников
зависит
от
количества жидкости, уносимой с паром при различных
тепловых
нагрузках. На рис. 1.79 приведены опытные данные, характеризую
щие величину уноса в зависимости от кажущегося уровня, а на рис.
1.80 — в зависимости от тепловой нагрузки и кажущегося уровня.
Под величиной уноса понимается отношение количества жидкости,
увлекаемой паром из теплообменника, к общему количеству посту-
пающей в него жидкости. Из приведенных графиков видно, что в
интервале значений кажущегося уровня /7к=5...40% величина
уноса для воды практически постоянна и находится в пределах
8 .. 15%, а при дальнейшем возрастании /гк резко увеличивается.
82
При увеличении тепловой нагрузки унос достигает максимального
значения, а затем начинает уменьшаться.
Испарительные теплообменники, пли просто испарители, осно-
ванные на использовании теплоты испарения хладагента в холо-
дильном цикле, можно разделить на воздушные — для прямого
охлаждения воздуха— и жидкостные — для охлаждения промежу-
точного жидкого теплоносителя (рассола, воды, спирта и др.).
В воздушном испарителе чид.л й хладагент подается' по труб-
кам сверху, а пары отводятся через нижний штуцер. Процесс кипе-
ния жидкости внутри трубы значительно сложнее, чем на внешней
поверхности. При кипении жидкости
внутри трубы всплывающие пузырьки
пара не только участвуют в теплообмене,
но и непосредственно влияют на характер
движения жидкости у стенки.
Наиболее распространенным жидкост-
ным испарителем является трубный, кото-
рый отличается простотой и надежностью
конструкции, компактностью и высоким
коэффициентом теплопередачи. Сущест-
венным недостатком такого испарителя
является возможное замерзание жидкого
теплоносителя при случайном прекраще-
нии его циркуляции.
Рекомендуемая скорость охлаждаемо-
го теплоносителя К=0,75...2 м/с. Что-
Рис. 1.80. Зависимость ве-
личины уноса воды от теп-
ловой нагрузки и кажуще-
гося уровня
бы обеспечить эту скорость, полость теплоносителя выполняют с
перегородками.
Для расчета испарителя должны быть заданы следующие ис-
ходные величины:
—	тепловая нагрузка испарителя Qo в Вт;
-	— температура кипения хладагента tH в °C;
температура теплоносителя (воздуха) на входе в испаритель
—	массовый расход теплоносителя G в кг/ч;
—	массовый расход хладагента Ga в кг/ч;
—	рабочее давление хладагента в трубках испаритеря р в Н/м2;
—	потери давления по теплоносителю Ар в Н/м2.
Сложность расчета испарителя заключается в том, что коэффи-
циент теплоотдачи от стенки к кипящему хладагенту зависит от
удельной тепловой нагрузки, которая заранее неизвестна. Поэтому
сначала задаются ориентировочным значением площади поверхно-
сти теплообмена и определяют удельную тепловую нагрузку, а за-
тем коэффициент теплоотдачи к хладагенту. Коэффициент тепло
отдачи от теплоносителя определяется по соответствующим зави-
симостям для конвективного теплообмена при вынужденном дви-
жении. Так как в воздушных испарителях коэффициент теплопере-
дачи определяется в основном коэффициентом теплоотдачи от
воздуха, то при определении коэффициента теплопередачи следует
83
учитывать площадь оребрения поверхности теплообмена по воздуху.
При известных значениях коэффициента теплопередачи и площади
теплообменной поверхности испарителя для определения его холо-
допроизводительности можно получить зависимость
Q=CpGt4x-/H)(l-e fp°).	(1.93)
Если полученное значение холодопроизводи-
тельности не совпадает с заданным Qo, необ-
ходимо повторить расчет с другим значением S.
Для расчета испарителя ’ложно использо-
вать также графоаналитический метод Удель-
ная тепловая нагрузка q определяется следу-
ющей системой уравнений:
?=атф(/т.ср—^сг);	(1-94)
q=A(^(tc.-Q,	(1.95)
Рис. 1.81. К графоана-
литическому расчету
испарителя:
1—кривая, полученная по
уравнению (1.96); 2—пря-
мая, полученная по урав-
нению (1.94)
где ат — коэффициент теплоотдачи от тепло-
носителя к стенке; ф — коэффициент оребре-
ния; /т.ср — средняя температура теплоносите-
ля; /ст—температура поверхности теплообмена.
Из последнего уравнения получим
<7°.3 = Д(/СГ-/Н).	(1.96)
Уравнения (1.94) и (1.96) решаются графически (рис. 1.81).
Из точки с температурой tn проводим кривую 1 по уравнению
(1.96), а из точки с температурой /т.Ср— прямую 2 по уравнению
(1.94). Точка пересечения кривой с прямой определяет удельную
тепловую нагрузку а. Пунктиром показано решение для другого
значения площади теплообменной поверхности.
1.5.	РАСЧЕТ РАДИАТОРОВ СО СМОЧЕННОЙ ПОВЕРХНОСТЬЮ
ТЕПЛООБМЕНА
При определенных условиях работы воздушного теплообменни-
ка температура теплообменной поверхности может оказаться ниже
точки росы охлаждаемого воздуха и на поверхности будет конден-
сироваться влага. Вследствие этого охлаждение воздуха происхо-
дит при условии тепло- и массооб.мена его с пленкой жидкости.
Существующие методы расчета теплообменников со смоченной
поверхностью основываются на опытных данных. Эти методы мож-
но разделить на две группы. К первой группе относятся методы,
основанные на соотношении Льюиса и уравнении Меркеля, ко вто-
рой— базирующиеся целиком на эмпирических соотношениях.
В общем случае передача тепла через смоченную поверхность
происходит путем теплопроводности, конвекции, радиации и испа-
рения. Если скорость испарения не очень велика, например, при
небольших разностях парциальных давлений водяного пара в
окружающей среде и на поверхности и в случае пренебрежения
84
радиацией, то поток тепла (в Вт) от воздуха к смоченной конден-
сатом поверхности можно представить уравнением Меркеля
Q = a'(Z— is)S,	(1-97)
где а' — коэффициент массообмена, отнесенный к разности тепло-
содержаний I—is, кг/(м2-с); i и is— теплосодержание влажного воз-
духа и того же воздуха при температуре поверхности; S — внешняя
поверхность труб.
Согласно Льюису
а/а' = ср,	(.1-98)
где а — коэффициент теплообмена, не осложненного массообменом;
су/— удельная теплоемкость влажного воздуха.
Таким образом, получаем
Q=—	(1-99)
ср
Выразим поток тепла Q через коэффициент теплопередачи от
поверхности с температурой ts к хладагенту, температура которого
/хл, и через термические сопротивления стенки:
Q = --------5ХЛ,	(1.100)
l/йхл + , (6//Х/)
где 5ХЛ — поверхность труб со стороны хладагента.
Приравнивая два последних выражения, получим
	i	д/хл—is -J- ats,	(1.101)
где	а = bi	-	. “ 5	1/аХл + 2	(1. 102)
Так как	«о"| г< + _1 г J 8 со1 и 1 СО + ча н*	(1. 103)
то	ср а=	!. а/К — 1	(1. 104)
По формулам (1.101) и (1.104) можно определить температуру
поверхности С, если известны теплосодержание влажного воздуха i,
температура хладагента /хл, коэффициент теплоотдачи для сухого
воздуха а и коэффициент теплопередачи К-
На рис. 1.82 показана зависимость температуры смоченной по-
верхности от теплосодержания прилегающего к ней слоя насыщен-
ного воздуха (по Броуну). При использовании этого графика для
расчета сначала по уравнению (1.104) определяют величину а, а
затем 1 + а1ы, температуру поверхности t„ и теплосодержание влаж-
ного воздуха у поверхности is. По найденным величинам из урав-
нения (1.99) определяют поверхность теплообмена X.
85
Выражение (1.101) можно использовать и для расчета тепло-
обменника с оребренной поверхностью при небольшом перепаде
температур на ребрах. В таких теплообменниках температура по-
верхности изменяется как по пути движения воздуха, так и вдоль
ребер. Это изменение температуры поверхности ребер характеризу-
ется коэффициентом термической :ффс тивиост
L, ндж/кг
Рис. 1.82. Зависимость теплосодержания воздуха i„ у смоченной
поверхности от ее температуры fs
Для влажного воздуха коэффициент термической эффектив-
ности	z — zp th (₽,-Л) ^-z-z«- М -	О’105)
где	(1.106) f ЛоСр
h — высота ребра; 6 — толщина ребра; tP — теплосодержание насы-
щенного воздуха при температуре, равной средней температуре
ребра; tQ — теплосодержание насыщенного воздуха при температу-
ре основания ребра; т — коэффициент, определяемый по табл. 1.5.
1.5. Значения коэффициентов т и р;/|3 для прямых и спирально навитых ребер
^ср	0	5	10	15	20	24	30	35	40	45
т	0,430	0,475	0,555	0,665	0,81	1,01	1,25	1,57	2,0	2,56
	1,33	1,40	1,51	1,65	1,81	2,01	2,23	2,48	2,76	3,08
86
При теплообмене, не осложненном массообменом воздуха), коэффициент термической эффективности		(для сухого (1. 107)
п=(/	-/P)/(Z-Zo)=th(?A)/(p/z),	
где	3 = }/2a/(Xa).	(1. 108)
Следовательно,	3(/3=у m/cp.	(1. 109)
В табл. 1.5 приведено отношение 13,/р в зависимости		от средней
температуры поверхности ребра /ср. Тепло, передаваемое в ребрис-
том теплообменнике, слагается из тепла, отводимого ребрами, и
тепла, передаваемого трубками:
Q=—(/-/р)5р+—(Z-Zo)S.	(1.110)
с₽	ср
Если использовать величину т], по формуле (1.105), то
Q = (a/cp)(Z —/0)СП,Л + 5).	(1-111)
Введем понятие среднего коэффициента теплоотдачи оребрен-
ной поверхности
ар=а(1-НЖ	С1-112)
Тогда полное количество тепла
Q=(ap/Cp)(z — i0)S.	(1.113)
Температуру поверхности трубки определяем из соотношения
i + оТхл = zG -j- «7тр,	(1.114)
где	а' = —--— (-------------Y	(1- И5)
“р 5 \ 1/ахл+V(6/Z) у
Аналогично (1.104) получаем
При малой разности между температурой воздуха и хладагента,
а также в схемах с противоточным движением теплоносителя часть
теплообменной поверхности при работе может оставаться сухой,
а остальная увлажняется. В этих случаях при расчетах в теплооб-
меннике условно рассматривают сухую и влажную зоны. На гра-
нице между этими зонами температура стенки равна температуре
точки росы ts=tr>\, и теплосодержание влажного воздуха на стенке
4=Zpl. Тогда по (1.101) теплосодержание воздуха на границе раз-
дела
Zrp=Zpi-j-4pi ZXjl).	(1. 117)
87
Температура воздуха на границе раздела
4р=Л —(Ч —«гр)/Ср,	(1. Н8)
где tt и ц— соответственно температура и теплосодержание возду-
ха на входе в теплообменник.
Однако эти выражения справедливы лишь для случаев, когда
температура хладагента постоянна. В теплообменниках с перемен-
ной температурой хладагента для определения теплосодержания
воздуха на границе сухой и влажной, зон дополнительно к выраже-
нию (1.117) необходимо составить уравнение теплового баланса
^в(Л ггр) ± ^Лы^хл (^хл1 Ася.гр)»
где /ХЛ] и ^хп.гр-—температура хладагента на входе в теплообмен-
ник и на границе раздела. Знаки « + » и «—» относятся к теплооб-
менникам соответственно с противоточным и прямоточным движе-
ниями теплоносителей.
Разделив последнее выражение на GB и обозначив
b=O^cMiGK, получим h —7rp==±	/хл.гр).
Для противоточного теплообменника с гладкими трубками
4р=[а (Л ^хл1)"к^ (zpi Н“^р1)]/(а 4- Ь).
Для теплообменника с параллельным током
/гР=(а (Л + й/хл1) — b (гр1 Д- а/р1)]/(а — Ь\
Температура воздуха на границе раздела для гладких противо-
точных и прямоточных теплообменников определяется из уравне-
ния (1.117) или I—d диаграммы. Температура хладагента на этой
границе
Aui.rp ^Kll + [(Й
Для теплообменников с оребренной поверхностью энтальпия
воздуха на границе раздела
Gp ^pl 4~®ср (^р! йл)> .
Порядок расчета поверхности ребристого теплообменника, ра-
ботающего целиком во влажном режиме, т. е. с полностью смочен-
ной поверхностью. По табл. 1.5 определяем величину т, затем по
формулам (1.105) и (1.106) находим тр и р,-; по уравнению (1.112)
определяем ар, по формуле (1.115) или (1.116) находим а', после
чего по уравнению (1.114) или рис. 1.82 вычисляем /тр; по формуле
(1.118) проверяем значение /Гр и окончательно по уравнению
(1.113) определяем поверхность теплообменника S.
88
1.6.	РАСЧЕТ РАДИАТОРОВ В СЛУЧАЕ ОСАЖДЕНИЯ ЛЬДА
НА ПОВЕРХНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА
Механизм тепло- и массооб.мена между влажным воздухом и
смоченной стенкой осложняется, если температура поверхности
теплообменника ниже точки замерзания воды. В этом случае тем-
пература поверхности непрерывно меняется вследствие изменения
термического сопротивления растущего слоя затвердевшей воды
(иней, лед). Удельный поток тепла от влажного воздуха к стенке
условно можно разделить на две составляющие:
^=а(4—/п) -|-a'r' (dB—dn),	(1.119)
где tD и t„— температура воздуха и поверхности раздела (льда);
г' — теплота сублимации льда; и da — влагосодержание воздуха
в основном потоке и у поверхности.
Первый член уравнения представляет собой поток тепла, обус-
ловленный конвективным теплообменом; тепловой поток, выража-
емым вторым членом, возникает в результате массообмена, обуслов-
ленного фазовым превращением воды. Предположив, что остается
справедливым соотношение Льюиса, получим поток тепла
qs = ai(iB — Z„),	(1.120)
где щ — коэффициент переноса энтальпии; iB, 1П— теплосодержа-
ние воздуха при температуре и ta— соответственно.
Если принять, что все тепло, переданное поверхности раздела,
проходит через слой льда, то
az(4—U=XH(/n—/ст)/х,	(1-121)
где Хи — коэффициент теплопроводности льда; /Ст — температура
поверхности стенки; х— толщина слоя льда.
Введем в формулу (1.121) значение энтальпии влажного воз-
духа
г'в=^Е + г(/в	(1. 122)
и определим температуру на внешней поверхности льда
• “1 ^ст^и/^ ГС1/ДВ	123)
Хи/х + Срсс(-
Толщина слоя льда х изменяется во времени, поэтому темпера-
тура tn также является функцией времени. Значение хдля участка
поверхности, на котором температура поверхности раздела и свой-
ства воздуха могут быть приняты неизменными, находим из урав-
нения
/ ( До " Д«Г !
х=а \ —------------dx,
(1. 124)
где т—время; — плотность слоя льда на поверхности.
Влагосодержание воздуха у поверхности dn и плотность льда
Qu зависят от толщины слоя льда х, которая определяется расстоя-
89
нием от места входа в теплообменник. Поэтому без упрощающих
допущений последнее уравнение интегрировать невозможно.
Тепловой поток от влажного воздуха к стенке может быть полу-
чен для двух предельных случаев. В* первом случае толщина слоя
Рис. 1.83. Зависимость эф-
фективного коэффициента
теплообмена а/ от времени
осаждения льда т в опытах
1 ... 11 (по табл. 1.6)
Рис. 1.84. Зависимость коэффи-
циента теплообмена а, от тол-
щины слоя льда х для опытов
1 ... И (по табл. 1.6)
льда равна нулю и температура поверхности раздела равна темпе-
ратуре поверхности стенки. Второй случаи соответствует темпера-
туре поверхности раздела /п=0.
При температуре поверхности льда /и=0 и точке росы воздуха
выше нуля водяной пар из воздуха будет конденсироваться и впи-
тываться пористым слоем льда. В этом случае вода замерзнет,
вследствие чего коэффициент теплопроводности слоя будет расти,
приближаясь к максимальному значению, со-
Рис. 1.85. Зависимость
расчетного (1) и опыт-
ного (2) термического
сопротивления 1/а<
слоя льда от его тол-
щины
ответствующему коэффициенту теплопровод-
ности чистого льда. При этом толщина слоя
льда увеличивается. После того как коэффи-
циент теплопроводности слоя достигнет мак-
симального значения, влага, конденсирующая-
ся на поверхности, не будет превращаться в
лед, а станет стекать с поверхности. Если тем-
пература точки росы воздуха ниже нуля, то
осаждение льда на поверхности прекратится,
как только температура поверхности льда до-
стигнет точки росы.
На рис. 1. 83 и в табл. 1. 6 приведены зару-
бежные данные, полученные при исследовании
работы теплообменника в условиях осаждения льда. По оси орди-
нат отложены значения эффективного коэффициента теплообмена
---*7ср/(^В	^ст)’
(1. 125)
где qCr, — средний удельный тепловой поток.
Скорость воздуха уменьшалась с увеличением номера опыта.
90
1. 6. Средние параметры теплообмена в условиях осаждения льда
№ опыта по рис. 1.83	Критерий Re	Температура точки росы °C	Температура вхо- дящего воздуха t, °C '	Температура ме- таллической по- верхности (стенки) / °C *ст»
1	4700	12,2	16,6	—8,32
2	3650		>6,1	— 12,2
3	3040	11,1	16,6	—9,43
4	2760	П,1	16,1	-8,32
5	2460	12,8	18,9	—9,43
6	2170	13,9	19,4	-8,87
7	1900	10,6	17,2	—7,77
8	1720	16,6	21,1	—8,87
9	1600	12,2	17,8	—12,2
10	1450	И,1	16,6	—8,87
11	1270	13,9	18,3	-9,43
На рис. 1.84 приведены кривые изменения коэффициента тепло-
обмена по мере образования льда, построенные по табл. 1.6. По
оси абсцисс отложены средние значения толщины льда х, измерен-
ной в трех точках трубы.
Из рис. 1.85 видно, что опытные значения термического сопро-
тивления слоя льда (кривая 2) значительно отличаются от рас-
четных (кривая/).
1.7.	ЖИДКОСТНО-ЖИДКОСТНЫЕ РАДИАТОРЫ
Конструкция жидкостно-жидкостного трубчатого радиатора
представлена на рис. 1.86. Радиатор состоит из теплообменного
блока 1, корпуса 2, крышки 3 и клапана 4. Блок состоит из спи-
ральных трубок 11 и 12, двух коллекторов 13 и 16, штуцеров входа
охлаждаюшей жидкости 14, фланца выхода этой жидкости из ра-
диатора 15, крестовины 9 и направляющих втулок 10. К коллекто-
ру 16 приварен фланец 15, а к коллектору 13—штуцер 14. С про-
тивоположных сторон к коллекторам приварены направляющие
втулки 10. Концы спиральных трубок 11 заделаны в коллекторы 13,
16 п припаяны к ним. Для придания жесткости конструкции в на-
чале и в конце теплообменного блока между коллекторами уста-
новлены крестовины 9. Для предохранения спиральных трубок от
смятия и обеспечения равномерного зазора между трубками по-
ставлена распорная трубка, внутри которой проходит шпилька 17,
позволяющая стянуть гайкой 8 пакет трубок. Теплообменным эле-
ментом являются пятьдесят круглых стальных трубок диаметром
4 мм, толщиной стенки 0,2 мм и длиной 2625 мм. На рис. 1.87 по-
казана спиральная трубка в сборе. Для обеспечения равномерного
91
зазора между витками спиральной трубки 1 и придания ей жест-
кости к виткам припаивают перегородку 2.
К корпус}' 2 (см. рис. 1.86) приварены фланец 18 и крышка 20,
к которой приварен штуцер 21, предназначенный для подсоедине-
Рпс. 1.86. Конструкция жидкостно-жидкостного трубчато-стального ра-
диатора:
1—блок теплообменный: 2—корпус; 3, 20—крышки; 4—-клапан; 5—прокладка; 6—
болт; 7, 8—гайки; 9— крестовина; 10— втулка направляющая; 11, 12—трубки спи-
ральные; 13, 16—коллекторы; 15. 18—фланцы; 17—шпилька: 19— профиль; 14. 21,
22—штуцера
Л-4
Рис. 1.87. Спиральная трубка в собранном
виде:
1—спиральная трубка; 2—перегородка
ния трубопровода, подводящего охлаждаемую жидкость. К крыш-
ке 3 приварен штуцер 22, через который выходит из радиатора
охлаждаемая жидкость. Фланец 18 корпуса 1 и ответный фланец
крышки 3 соединяют при по-
мощи болтов 6 и гаек 7. Для
создания герметичности
между фланцами поставле-
на резиновая прокладка 5.
Для крепления радиатора в
любом месте летательного
аппарата предусмотрены два
профиля 19, которые прива-
рены к корпусу 2 роликовой
электросваркой.
Охлаждаемая жидкость
поступает через штуцер 21 в
межтрубную полость и выхо-
дит через штуцер 22. Охлаж-
дающая жидкость поступает
иерез штуцер 14 в коллектор
13, а из него растекается по
трубкам, где принимает теп-
ло от первой жидкости, и
входит в коллектор 16, а из него через фланец 15 течет в емкости.
На входе п выходе охлаждающей жидкости в коллекторы вмон-
тирован перепускной клапан, предохраняющий радиатор от разру-
92
шения. В случае повышения гидравлического сопротивления в по-
лостях охлаждающей жидкости клапан открывается и жидкость
перепускается из входной полости на выход. Клапан тарирован на
давление 0,4 МПа.
Теплообменная поверхность составляет 1,49 м2, рабочее давле-
ние охлаждающей жидкости на входе в радиатор 6,6 МПа, разру-
Рнс. 1.88. Жидкостно-жидкостный трубчато-пластинча-
тый алюминиевый радиатор:
Л 2—доски трубные; 3, 5—перегородки; 4, 9—профили; 6— стяж-
ка; 7—трубка; 8—пластины между трубок; 10—пластины внут-
ри трубок; 11—вход охлаждающей жидкости в радиатор; 12—
выход ее из радиатора; 13—вход охлаждаемой жидкости в ра-
диатор; 14— выход ее из радиатора
шающее давление—-20 МПа. Давление охлаждаемой жидкости
значительно ниже. Максимальная температура охлаждаемой жид-
кости не превышает 423 К.
На рис. 1.88 показан жидкостно-жидкостный трубчато-пластин
чатый радиатор. Плоские трубки 7 изготовлены из алюминиевого
листа толщиной 0,2 мм, плакированного с двух сторон силумином.
В каждом пакете по восемь трубок. Для увеличения теплообменной
поверхности в единице объема и придания теплообменному блоку
необходимой жесткости внутри трубок помещены гофрированные
прямоугольные пластины 10, а между трубками — пластины 8-
Конструктивно пластины выполнены одинаково и различаются
только размерами. Снаружи контуры блока ограничены профиля-
ми 4, выполненными в виде изогнутых оребренных пластин тол-
щиной 2,5 мм. Эти пластины соединяются с патрубками входа //и
выхода 12 охлаждающей жидкости (не показаны). Детали пакета
93
и блока в целом соединены между собой спеканием с использова-
нием плакирующего слоя трубок. К профилям 4 приварены труб-
ные доски 1 и 2, изготовленные из алюминиевого листа толщиной
4,5 мм, плакированного с одной стороны силумином. Выступающие
из трубных досок концы трубок развальцованы п спаяны по пери-
метру силумином. К трубным доскам 1 и 2 приварены перегородки
3 и 5. Для обеспечения нужной прочности радиатора наружные
профили 4 скреплены между собой специальными стяжками 6.
Крышки с патрубками входа и выхода приварены к трубным дос-
кам и к профилям.
Охлаждаемая жидкость 13 и 14, огибая перегородку 5, перете-
кает внутри трубок, а охлаждающая 11 и 12 циркулирует между
трубок. Радиатор выполнен из алюминиевых сплавов. Максималь-
ное давление, выдерживаемое радиатором, составляет 9,8 МПа,
рас?юд жидкости — 800 кг/ч, температура — 423 К.
1.8.	РАДИАЦИОННЫЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ
Радиационные теплообменники используются для отвода избы-
точного тепла из кабины или энергетической установки кссмичес- .
кого аппарата в окружающую среду путем излучения. Космические
радиационные теплообменники должны обладать минимально!
удельной массой, способностью длительно работать без потерь
рабочего вещества, стойкостью против метеоритных пробоев, высо-
кими значениями степени черноты поверхности и низкими коэффи-
циентами поглощения солнечных лучей.
1.8.1.	Схемы и характеристики
Некоторые конструкции теплообменных элементов космических
радиационных теплообменников представлены на рис. 1.89. Наибо-
лее широко применяется конструкция, состоящая из набора тру-
бок, соединенных между собой ребрами различной конфигурации.
Такая конструкция в 4... 5 раз легче, чем конструкция трубчатого
теплообменника. Повреждение ребер метеоритами не вызывает в
этом случае выхода теплообменника из строя. В зависимости от
радиационных и теплопроводящих свойств материала теплообмен-1
ника, его геометрических размеров и ориентации в пространстве
дополнительное оребрение такой конструкции в некоторых случаях
способствует увеличению количества передаваемого тепла, а в дру-
гих — уменьшению.
Представляет интерес ленточный радиационный теплообменник
(рис. 1 90), предназначенный для отвода тепла от космической I
энергетической установки. Теплообменник состоит из длинной тон-
кой вращающейся ленгы (или ряда лент), излучающей тепло в
окружающее пространство. Температура каждого элемента ленты
снижается до тех пер, пока элемент не придет в контакт с теплооб-
менным устройством, связанным с космической силовой установкой.
Б результате контакта элемент ленты быстро нагревается рабочей
жидкостью силовой установки и цикл изменения температуры лен-
94
ты повторяется. Так как лента не содержит жидкости, ее можно
изготовить относительно тонкой, и обе ее поверхности эффективно
излучают тепло в космическое пространство. Масса ленточного
излучателя значительно меньше массы эквивалентного трубчатого
излучателя. Инерционные нагрузки, возникающие при запуске кос-
мических аппаратов с излучателями больших размеров, создают
Рис. 1.89. Схемы тепло-
обменных элементов ра-
диационных теплообмен-
ников
Рис. 1 .SO. Ленточ-
ный радиационный
теплообменник
серьезные конструктивные затруднения, которых проще избежать
в ленточном излучателе вследствие гибкости ленты и возможности
складывать или свертывать ее. Эффективность применения ленточ-
ного излучателя зависит от способа передачи тепла от силовой
установки к ленте.
Устройство для такой передачи тепла представляет собой вра-
щающийся цилиндр, который нагревается отработанным теплом
силовой установки (см. рис. 1.90). Тонкая оболочка цилиндра
обеспечивает быструю передачу тепла от рабочей жидкости к ленте.
Условием надежной работы устройства является хороший контакт
Рис. 1.91. Схема ленточного радиаци-
онного теплообменника:
1—двигатель; 2—лента; 3—полость пони-
женного давления; 4—насосы; 5—трубопро-
вод для отвода конденсата в реактор; 6—
камера для конденсации пара; 7—сопла
для впрыскивания ^конденсата; 8—камера
для конденсата; 9—уплотнения; /0—влаж-
ный пар; //—перегретый пар
и, следовательно, минимальное контактное термическое сопротив-
ление между лентой и поверхностью цилиндра.
В качестве модификации предыдущего устройства на рис. 1.91
приведена схема, в которой передача тепла к ленте осуществляется
путем конвекции. Элемент ленты 2, приводимой в движение двига-
телем 1, входит в замкнутую полость 3, в которой поддерживается
пониженное давление, а затем в камеру конденсации пара 8 Рабо-
чее вещество силовой установки или другая жидкость (если исполь-
95
зуется промежуточный теплообменник) перемещается насосами 4
и направлении, противоположном движению ленты. Охладившаяся
жидкость поступает в насос и снова в камеру 8 через небольшие
сопла 7. Пар и жидкость разделяются при помощи центрифуг.
Часть конденсата, собранного в центрифугах, возвращается к реак-
тору энергоустановки или промежуточному теплообменнику, а
часть вновь направляется к ленте для охлаждения. Недостатком
приведенной схемы являются большие потери рабочей жидкости,
уносимой в результате прилипания ее к ленте.
1.7. Характеристики материалов для радиационных теплообменников
Материал	Температура плавления, °C	Коэффици- ент тепло- проводности Л (при 20е С), Вт/(м-°С)	Плотность Q, КГ/М3	X Q
Алюминий	660	230	2 700	0,0850
Магний	650	160	1 900	0,0842
Бериллий	1280	150	1 840	0,0815
Графит	3540	150	2 250	0,0600
Медь	1083	367	8 390	0,0438
Высокопрочная нержавеющая сталь	1400	19,6	7 660	0,00256
Титан	1800	17,3	4 540	0,00381
Молибден	2600	13,6	10 220	0,00136
В табл. 1.7 приведены основные характеристики конструкцион-
ных материалов, которые можно использовать для изготовления
радиационных теплообменников. Как видно из таблицы, алюминий I
н магний более пригодны для этих целей, чем медь. Вероятно, алю-1
миний станет основным материалом для низкотемпературных кос-
мических радиационных теплообменников. Методы получения спла-
вов этого материала обеспечивают достаточную экономию массы,
возмещающую теоретическую выгодность бериллия и магния. Для
изготовления трубопроводов и ребер приемлемы бериллий и маг-
ний, которые позволяют создавать наиболее легкую конструкцию
радиационных систем. Наиболее легкими являются радиационные
теплообменники, изготовленные целиком из алюминия.
Лучистая энергия, падающая на поверхность радиационного |
теплообменника космического летательного аппарата, складывает- в
ся из прямого солнечного излучения, излучения Земли и отражен-
ного Землей солнечного излучения. Поглощательная и излучатель-
ная способность любого материала изменяется с изменением длины 
волны. Поглощение и излучение электромагнитных волн длиной |
менее 2 мкм происходит в результате изменения энергии орбиталь- В
96
ных электронов. Если на поверхности создать сеть достаточно ма-
лых впадин, то поглощаться будет только коротковолновое излуче-
ние. Отражение от поверхности может быть зеркальным с углом
отражения, равным углу падения, или рассеянным согласно закону
косинусов Ламберта, или может иметь любую из нескольких про-
межуточных форм.
При нагревании окисляемых металлов спектральная избира-
тельность поверхности увеличивается вследствие того, что образо-
Рис. 1.92. Зависимость отражательной способности R
материалов от температуры:
1—платиновая фольга в кварце; 2—окись тория; 3—окись маг-
ния; 4—окись алюминия; 5—кварцевое стекло толщиной 2 мм;
6, 7—глина; 8—-кварцевое стекло толщиной 5,9 мм; 9—силикат
циркония; 10—темный кварц; 11—проводящее стекло; 12—пирок-
сеновое стекло; 13—кальцевое стекло; 14, /5—обычное стекло;
16—прессованный графит с обработанной поверхностью; 17—
карбид кремния с 25% пластичной глииы
вавшаяся окисная пленка препятствует отражению. Металлические
окислы в инфракрасной области спектра имеют относительно вы-
сокую отражательную способность и довольно низкую поглоща-
тельную. Если окислы жаростойкие, то некоторые из них могут
легко обеспечить отражательную способность порядка 0,85 при
60... 120° С (для низкотемпературных теплообменников отража-
тельная способность лежит в пределах 0,85... 0,90). На рис. 1.92
Показана зависимость отражательной способности R некоторых
материалов от температуры.
В качестве наружных покрытий могут оказаться перспективны-
ми также окись цинка, карбонат магния, двуокись циркония, окись
Меди, свинца, хрома и др. Для чистых металлических поверхностей
и длин волн более 2 мкм величину отражения падающей электро-
4	505	97
магнитной энергии с длиной волны л можно определить из выра-
жения
Ай — 1 —0,365 J/q/a,
где о-—удельное сопротивление металла, Ом/мм.
Увеличенную степень отражения можно получить от поверхно-
сти из диэлектрического материала. Варьируя слои металлов с
низкой и высокой отражательной способностью, можно получить
хорошо отражающую поверхность. Дополнительное отражение
обеспечивает белая окраска.
В США в качестве радиационных покрытий используются крас-
ки, состоящие из пигмента .на силиконовой или акриловой основе
Для белой краски, включающей TiO2, тальк [H3Mg3 (SO4)3]4 и суль-
фид цинка, отражательная способность приблизительно равна
0,85 ...0,87, а поглощательная 0,17... 0,70. Воздействие излучения
или элементарных частиц на материал поверхности изменяет ее
оптические свойства — излучательную п отражательную способ-
ность— и разрушает материал. Излучательная способность ухуд-
шается вследствие изменений, происходящих в кристаллической
решетке или в аморфной структуре покрытия, — перемещения ато-
мов и возникновения электронных колебаний.
В высоком вакууме космического пространства материалы по-
крытий испаряются с гораздо большей интенсивностью, чем у по-
верхности Земли. Существенное влияние на излучательную и отра-
жательную способность оказывает также интенсивное испарение
в высоком вакууме случайных покрытий — масляных пленок и ад-
сорбированных поверхностью молекул воды и воздуха. Ультрафио-
летовые лучи в космическом пространстве могут вызвать некоторое
пожелтение этого покрытия, которое может увеличить поглощение
па 15% или больше. Для короткого периода пребывания аппарата
в космосе (1 ...2 мес) это не опасно. При более длительном пребы-
вании должен применяться органический ультрафиолетовый погло-
титель, который является как бы защитной оболочкой для поверх-
ности. В настоящее время в качестве такого поглотителя в США
используется виниловая оболочка. Кроме того, разрабатывают но-
вые типы поглотителей такого же вида, включающие железистую
двухкарбоксильную кислоту, гидрометилфениловый бензотриазол
и гидрометилобензофенол.
Для регулирования потока энергии в многослойных оболочках
можно использовать материалы, общая отражательная способ-
ность которых меняется с температурой. Например, нагретая до
344 К пленка золота, испаряемая с поверхности вольфрамовой
нити в присутствии небольшого количества азота или кислорода,
пропускает около 97% всего излучения с длиной волны в пределах
2 мкм и только 20% излучения видимого спектра. При этих же ус-
ловиях полированная медная поверхность способна отражать 75%
видимого излучения и 98% инфракрасного. Таким образом, если
бы пленка золота была нанесена на эту поверхность, то отрази-
98
лось бы 92% излучения с длиной волны порядка 2 мкм и только
5% видимого излучения.
Связь между оболочкой и лежащей ниже поверхностью должна
быть надежной для передачи как усилий, так и тепла. Если имеется
большое различе в коэффициентах расширения обоих материалов,
то термические деформации могут привести к разрушению оболоч-
ки. Поэтому появилась идея использовать промежуточную оболоч-
ку, коэффициент расширения которой лежит между двумя другими.
Но при повышении термического сопротивления контакта наружной
и лежащей ниже поверхности снижается излучательный эффект
поверхности Так как космический радиационный теплообменник
может подвергаться большим пиковым тепловым перегрузкам, то
для него необходима упомянутая выше защитная оболочка. Такой
оболочкой может быть высококачественная пленка с низкой точ-
кой кипения, испаряющаяся при нагреве теплообменника.
1.8.2.	Расчет радиационных теплообменников
Излучение Солнца приблизительно соответствует излучению
абсолютно черного тела с температурой около 6000 К. Поток сол-
нечной энергии характеризуется солнечной постоянной, которую за
пределами земной атмосферы можно принять равной So—
= 1400 Вт/м2. Солнечная постоянная есть полная величина (про-
интегрированная по частоте) энергии солнечного излучения, пада-
ющего вне атмосферы на единицу площади за единицу времени.
Предполагается, что облучаемая площадка нормальна к солнечным
лучам и находится от Солнца на расстоянии одной астрономичес-
кой единицы длины, т. е. на расстоянии среднего радиуса земной
орбиты.
В общем случае количество солнечной энергии, воспринимаемой
поверхностью космического летательного аппарата,
qc= AS0 J cos S-rfF,	(1.126)
где A—поглощательная способность поверхности аппарата в об-
ласти видимого солнечного излучения; F— площадь поверхности;
б — угол между направлением солнечного луча- и нормалью к эле-
менту облучаемой поверхности аппарата.
Количество солнечной энергии, отражаемой Землей, характери-
зуется величиной альбедо Земли В, которое представляет собой от-
ношение суммарного светового потока, отраженного Землей, к пол-
ному потоку падающего на нее излучения; в среднем можно при-
нять В — 0,л7
Предположение, что Землю можно рассматривать как диффуз-
ный отражатель солнечного излучения, лишь приблизительно соот-
ветствует действительным условиям. Несмотря на то, что поверх-
ность океанов отражает зеркально, основную часть в альбедо Земли
составляет отражение падающего солнечного излучения атмосфе-
рой, главным образом облачным покровом. Отражение можно рас-
сматривать происходящим не от некоторой четко обозначенной гра-
д*
99
ницы, а непрерывно во всей атмосфере с многократным рассеива-
нием фотонов до и после отражения. Солнечные лучи, отражаемые
Землей, имеют такой же спектральный состав, что и прямые сол-
нечные лучи.
Если предположить, что Землю можно рассматривать как диф-
фузно отражающий шар, то мощность падающего па аппарат от-
раженного Землей солнечного излучения ^о.з можно выразить сле-
дующим соотношением:
а = ^-
7<).3
Л
cos X cos ф dS
Q2
(1. 127)
Рис. 1.93. К опре-
делению интенсив-
ности облучения
спутника отра-
женным излучени-
ем Земли:
У—спутник;	2—нап-
равление солнечных
лучей
где В — альбедо Земли; X — угол между направ-
лением на Солнце и нормалью к элементу поверх-
ности Земли; ф— угол между нормалью к эле-
менту поверхности и направлением от этого эле-
мента к спутнику (рис. 1.93); dS —элементар-
ная площадка сферы единичного радиуса,
dS = sin Od0d<p;
cos<p=(r cos б— 1)/(г2+ 1 — 2г cos б)1/2;
cos Х=cos 6-cos 6S-|- sin б sin 64 cos ср;
р2 = г2_|_ । _ 2rcos6;
г=(/?з+^Жз;
(г2	1 — 2г cos 6)3/2
/?3 -—средний радиус Земли, м; Н— высота аппарата над поверх-
ностью Земли, м. После подстановки этих значений в (1.127) по-
лучаем
ст
ZSQB г ( (г cos 6 — l)(cos 6-cos -Ь sin 6 sin 65-cos <?) sin vdvdy
*7 0.3	\ \	o/o	V 
Л J J	(r2 + 1 — 2r cos 6)3/2
oo	4
(индекс m означает максимальное значение углов).
Интегрирование уравнения (1.128) нужно проводить по поверх-
ности, освещенной Солнцем и видимой с рассматриваемого элемен-
та поверхности аппарата. Пределы интегрирования по 0 и ср зави-
сят от взаимного расположения освещенного Солнцем полушария
Земли и сферической «шапки», т. е. части земной поверхности, ви-
димой с аппарата.
Видимая со спутника часть земной поверхности меньше поверх-
ности, освещаемой Солнцем. Если первая область полностью лежит
внутри второй, то интегрирование проводится по всей видимой со
спутника поверхности. Если обе области совпадают лишь частично,
то интегрирование ведется по части поверхности, общей для обеих
областей. В случае же, когда эти области не пересекаются, отра-
женное солнечное излучение не попадает на спутник. Таким обра-
зом, пределы интегрирования по поверхности Земли определяются
конкретными условиями взаимного расположения Солнца и спут-
ника относительно Земли, вследствие чего невозможно дать общие
выражения для вычисления этих пределов. В некоторых случаях
зависимость (1.128) содержит интегралы, которые не берутся ана-
литически и требуют применения методов вычислительной мате-
матики.
Кроме того, по выражению (1.128) определяется лишь поток
отраженного солнечного излучения на элемент поверхности спут-
ника. В связи с тем, что форма поверхности спутника и радиацион-
ного теплообменника может быть самой разнообразной, определе-
ние полного количества тепла, поступающего к спутнику, связано
с дальнейшим интегрированием выражения (1.128) по той части
поверхности спутника, которая воспринимает тепло. Полное реше-
ние этой задачи возможно в общем случае лишь при использова-
нии электронных вычислительных машин.
Аналогичным образом получают зависимости для определения
количества тепла, поступающего к спутнику от собственного излу-
чения Земли. Вследствие того, что интенсивность собственного из-
лучения Земли в первом приближении принимается равномерной
по ее поверхности, расчетные формулы получаются более простыми.
При вынужденном движении рабочей жидкости в теплообмен-
нике условия невесомости не оказывают практического влияния на
теплообмен; в этом случае коэффициент теплоотдачи от жидкости
к стенке может быть определен по обычным формулам конвектив-
ного теплообмена для турбулентного режима течения
Nu=0,023 Re°’8Pr°>4;	(1.129)
Nu=0,023 Re0’8 Рг°’33(р.„/р.п)°-36.	(1. 130)
В выражении (1.129) физические характеристики рабочей жид-
кости принимаются при температуре ядра потока; в формуле
(1.130) определяющей является также температура ядра потока
/п, но вносится поправка на вязкость жидкости цст при температу-
ре стенки (ст.
Влияние кривизны каналов на теплообмен учитывается эмпири-
ческими поправочными формулами, например,
а = а0 (1-R 3,5гт//?),
где а0 — значение коэффициента теплоотдачи, полученное по фор-
мулам без учета кривизны канала, Вт/(м2-К); гт и R — соответст-
венно внутренний радиус и радиус кривизны трубы, м.
Если теплообмен в радиационном теплообменнике сопровожда-
ется фазовым превращением рабочей жидкости, то отношение ко-
эффициента теплоотдачи при конденсации в условиях невесомости
о-к.н к коэффициенту теплоотдачи при конденсации в поле силы тя-
готения ctK.T можно выразить зависимостью
сск.н / 1 dp \1/4
ак.т \ g dx )
где dpjdx — падение давления в трубе по длине х; q — плотность
рабочей жидкости, кг/м3.
(1.131)
101
Коэффициенты теплоотдачи при конденсации в условиях неве-
сомости оказываются меньшими, чем в обычном поле тяготения,
как это видно из табл. 1.8.
1.8. Отношение коэффициента теплоотдачи при конденсации
в условиях невесомости к коэффициенту теплоотдачи
при наличии силы тяготения
Теплоноситель (рабочая жидкость)	Плотность жид- кости при 316е С, кг м3	ак.Н/ ак.т		
		dpldx-Ao0	dpjdx- =1360	dp[dx- =2270
Ртуть	12 780	0,245	0,323	0,367
Сера	1 690	0,407	0,530	0,608
Рубидий	1 360	0,428	0,564	0,642
Натрий	871	0,478	0,628	0,717
Калий	790	0,490	0,648	0,736
Энергия, отводимая радиационным теплообменником с единицы
поверхности, равна разности между излучаемой и поглощаемой
Рпс. 1.94. Зависимость интенсивности о--
вода тепла излучением q от температу-
ры поверхности радиационного тепло-
обменника при разных значениях излу-
чательной способности
энергией:
9 = фесГ4 —QnprJ„
где ф — угловой коэффициент;
е— степень черноты (излуча-
тельная способность поверхно-
сти); ст—постоянная Стефа-
на—Больцмана,	ц=5,67Х
X Ю'й Вт/(м2- К4); (?погл — по-
ток поглощаемой внешней теп-
ловой энергии, Вт/м2.
На рис. 1.94 показано из-
менение интенсивности отвода
тепла с единицы площади не-
оребренной поверхности тепло-
обменника в зависимости от
температуры этой поверхности
для различных значений излу-
чательной способности и двух
значений интенсивности падающего излучения — £=0,514 и
0,0538 кВт/м2 (соответствуют минимально и максимально возмож-
ным значениям интенсивности излучения, падающего на поверх-
ность на высоте 480 км над Землей). При построении графика
принято, что излучательная способность равна поглощательной,
а угловой коэффициент ф равен единице. Сплошные линии построе-
ны для £=0,514 кВт/м2, пунктирные для £=0,0538 кВт/м2. Интен-
сивность теплоотвода с оребренной трубчатой поверхности можно
рассчитать, умножая значение интенсивности теплоотвода с неореб-
102
ренной поверхности на коэффициент эффективности оребрения kv.
Этот коэффициент определяется как отношение количества тепла,
отводимого с оребренной поверхности, к количеству тепла, огводп-
Рис. 1.95. Зависимость коэффициен-
та эффективности оребрения kp от
теплопроводности, длины и толщины
ребер:
/—кривая для ребра длиной 51 мм; 2—
кривая для ребра длиной 102 мм
кого с равной площади неоребренной поверхности, температура ко-
торой равна температуре у основания ребра. На рис. 1.95 и 1.96
приведены значения коэффициента эффективности оребрения в за-
Рис 1.97. Зависимость удельной пло-
щади излучающей поверхности от
ее температуры
Рис. 1.96. Графики за-
висимости коэффициен-
та эффективности ореб-
рения kp от температу-
ры:
I, 2, 3—для алюминиевого
ребра толщиной С, равной
2,5 мм, 1,5 мм, 1,0 мм соот-
ветственно; 4, 5, 6—для
стального ребра толщи-
ной б, равной 2,5 мм, 2,0 мм,
1,0 мм соответственно
внспмости от теплопроводности ребер, их
длины I и толщины б при различных тем-
пературах. Удельная площадь излучаю-
щей поверхности, т. е. площадь, отнесен-
ная к 1 кВт отдаваемой мощности, в ос-
новном определяется температурой, кото-
рую в первом приближении можно принять равной температуре
рабочей жидкости, и в меньшей степени, особенно при низких тем-
пературах, зависит от коэффициента теплоотдачи между жидкостью
и стенкой теплообменника (рис. 1. 97).
Глава 2
ТЕПЛОВЫЕ, ВИХРЕВЫЕ
И ПУЛЬСАЦИОННЫЕ ТРУБЫ
ТЕПЛОВЫЕ ТРУБЫ
2.1.	КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЕПЛОВЫХ ТРУБАХ,
ИХ ПРИМЕНЕНИИ И КЛАССИФИКАЦИИ
Тепловую трубу можно отнести к устройствам, работающим по
испарительно-конденсационному циклу. Если в других устройствах
для обеспечения непрерывности работы образующийся конденсат
подается в испаритель при помощи гравитационной силы пли на-
соса, то в тепловой трубе подача конденсата осуществляется при
помощи фитиля определенной капиллярности.
Тепловая труба состоит из герметичной емкости (цилиндричес-
кой или иной формы), внутренние стенки которой снабжены капил-
лярной системой — пористым фитильным материалом, насыщен-
ным жидким рабочим телом. К одному концу трубы подводится
тепло, вследствие чего происходит испарение жидкости из фитиля.
Далее пар перемещается по внутреннему пространству ко второму
концу трубы, где тепло отводится и поступивший пар конденсиру-
ется. Образующийся конденсат по фитилю возвращается к испари-
телю, обеспечивая непрерывность переноса тепла с одного конца
трубы к другому.
Исследования тепловых труб были начаты в шестидесятые годы.
Усилиями исследователей, конструкторов и технологов проложен
путь от идей до внедрения тепловых труб во многих отраслях тех-
ники.
Достоинства тепловых труб, обеспечившие их быстрое и ши-
рокое распространение.
1.	Эффективная теплопроводность, в сотни раз превышающая
теплопроводность лучших проводников тепла, сделанных из меди
или серебра.
2.	Возможность работы в широком диапазоне температур от
близких к абсолютному нулю до предельно высоких температур,
которые могут выдержать применяемые конструкционные материа-
лы и рабочие тела.
3.	Предельная простота конструкции в сравнении с существую-
щими теплообменными устройствами.
104
4.	Отсутствие вентиляторов, компрессоров, насосов и связанных
с ними уплотнений, загрязнения рабочих тел, кавитации, темпера-
турных и других ограничений.
5.	Отсутствие затрат электроэнергии на циркуляцию рабочего
тела.
6.	Автономная и высокая герметичность, позволяющая исполь-
зовать агрессивные и токсичные рабочие тела, более эффективные
в сравнении с применяемыми.
7.	Возможность обратимости процессов и в целом работы теп-
ловой трубы.
8.	Значительно меньшая масса всего устройства на единицу
передаваемой тепловой мощности.
9.	Независимость работы тепловой трубы от гравитационных
сил.
10.	Бесшумная работа.
11.	Очень высокая надежность работы и долговечность.
12.	Простота обслуживания; в частности, при эксплуатации
тепловых труб не требуется никаких регламентных работ.
Основные требования к разработке тепловых труб.
1.	Должна быть обеспечена максимальная герметичность тепло-
вой трубы, ибо малейшая течь со временем приводит к прекраще-
нию работы тепловой трубы.
2.	Весь процесс создания тепловой трубы (подбор материала,
сборка, испытание) должен быть построен таким образом, чтобы
обеспечить отсутствие газов в материале корпуса, фитиля и рабо-
чего тела, так как во время работы тепловой трубы газ, содержа-
щийся в металле и жидкости, выделяется и накапливается в кон-
денсаторе тепловой трубы, чем нарушается нормальная ее работа.
3.	Должна быть обеспечена высокая чистота внутренней полос-
ти тепловой трубы и рабочего тела, поскольку наличие загрязнений
препятствует смачиванию фитиля рабочим телом, ограничивая
поступление жидкого рабочего тела из конденсатора в испаритель.
4.	Должна быть обеспечена совместимость материалов самой
трубы, фитиля и рабочего тела. Под совместимостью понимается
отсутствие коррозии и образования неконденсирующихся газов в
результате реакции рабочего тела с корпусом или фитилем. Корро-
зия, как правило, приводит к потере герметичности, а газы блоки-
руют конденсатор.
Классификация тепловых труб может осуществляться по разным
признакам. Одной из важных характеристик тепловых труб явля-
ется диапазон рабочих температур. В зависимости от
диапазона температур, для которого разрабатывается тепловая
труба, происходит подбор материала фитиля и рабочего тела. Сама
конструкция также зависит от диапазона температур Исходя из
этого тепловые трубы разделяют на следующие группы: 1) низко-
температурные (от 1 до 200 К); 2) умереннотемпературные (ог
200 до 600 К); 3) повышеннотемпературные (от 600 до 1500 К);
4) высокотемпературные (1500 К и выше).
105
Для систем кондиционирования летательных аппаратов приме-
няют тепловые трубы второго диапазона температур; поэтому их
мы и будем рассматривать.
2. 1. Теплофизические свойства некоторых рабочих тел тепловых труб
при р = 0,1 МПа
Рабочее вещество	и О	г, кДж/кг	и/н Дор»	[ХЖ.1О7, Па-с	0ж, кг/м3	О О S	р.п. 107, Па-с	0,„ кг/мЗ	о о 5	г а
Азот	-196	197,6	8,8	1677	808	0,112	55	4,6	-210	— 147,2
Этан	-78,2	125	16	4500	1587	0,125	157	9,1	-100,6	19,7
Аммиак	—33,1	1368	32,4	2400	683	0,38	107	0,9	-77,7	132,4
Фреон-22	—40,8	234	17	3500	1500	0,118	105	7,2	-160	96,0
Фреон-12	—29,8	163	16,6	3350	1480	0,087	НО	6,2	— 158	112,0
Фреон-11	23,8	182	18,4	4000	1480	0,087	ПО	7,2	-111	198
Дпэтило- вый эфир	34,6	350	15,3	2110	696	0,136	79	3,1	-116,3	—
Ацетон	56,5	524	19,1	2400	750	0,163	—	—	-93,2	235,5
Этилен	78,4	960	15,5	4320	764	0,155	104	1,4	— 114	243,1
Метилен	64,7	1120	18,9	3270	750	0,19	107	1,2	-98	240
Вода	100	2260	72	2880	960	0,7	122	0,6	0	374,2
Даутерм-А	258	286	16,4	3030	1060	0,108	99	3,9	12	528
Характеристики рабочих тел иллюстрируются табл. 2.1, где да-
ны значения температуры кипения /н рабочих тел, удельной тепло
ты парообразования г, коэффициента поверхностного натяжения а,
коэффициента динамической вязкости жидкости и пара рп, плот-
ности жидкости и пара рп, температуры плавления 1„л и крити-
ческой температуры ^кр.
Поскольку капиллярная система являются важнейшим элемен-
том тепловой трубы, то можно тепловые трубы классифицировать
по типу фитилей. В этом случае все тепловые трубы разделя-
ются на три группы: 1) с вставными фитилями; 2) с конструкцион-
ными фитилями; 3) со смешанными фитилями.
Тепловые трубы первой группы не требуют особого разъясне-
ния; в трубу вставляется отдельно изготовленный фитиль. По по-
ристости различают изотропные фитили, имеющие одинаковую
пористость вдоль и по нормали к поверхности стенки, и анизотроп-
ные, пористость которых переменна хотя бы по одному из направ-
лений. Изотропной пористостью обладают фитили из нескольких
слоев одинаковых металлических сеток простого переплетения, из
гранулированных металлокерамических материалов. Анизотропной
106
пористостью обладают фитили из слоев различного размера метал-
лических сеток, волокнистых металлокерамических материалов.
Тепловые трубы второй группы имеют фитили, выполняемые
как единое целое со стенкой трубы; фитиль и труба представляют
собой нераздельную конструкцию. Изотропной пористостью обла-
дают конструкционные фитили с продольными пазами прямоуголь-
ного поперечного сечения. Анизотропной пористостью обладают
конструкционные фитили с пазами треугольного или трапециевид-
ного профиля и комбинированные фитили.
Тепловые трубы третьей группы представляют собой сочетание
изотропных и анизотропных фитилей первых двух типов.
Поскольку тепловую трубу характеризуют три основные ее эле-
мента (собственно труба, фитиль и рабочее тело), то классифици-
ровать тепловые трубы можно также и по применяемому
рабочему тел у. Например, все тепловые трубы, у которых ра-
бочим телом являегся этилен, относятся к группе этиленовых, и
т. п.
2.2.	СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ НЕРЕГУЛИРУЕМЫХ
ТЕПЛОВЫХ ТРУБ
Простейшая тепловая труба, показанная на рис. 2.1, представ-
ляет собой герметичный цилиндрический корпус 2, внутренняя по-
верхность которого плотно соединена с капиллярно-пористой струк-
турой 1, насыщенной жидким рабочим телом, например водой. На
испарительном участке /и осуществляется испарение жидкости из
фитиля за счет подвода тепла Qn. Пар перемещается к конденса-
ционному участку трубы 1К, где конденсируется вследствие отвода
тепла Qo- Конденсат под действием капиллярных сил возвращается
по фитилю в испаритель, обеспечивая непрерывность передачи теп-
ла. Между испарителем и конденсатором обычно бывает адиабат-
ный участок /а, характеризующийся практически отсутствием под-
вода и отвода тепла. Максимальное значение /а определяется ка-
пиллярной структурой и физико-химическими свойствами рабочего
тела. Перенос тепла из одного конца трубы в другой происходит
при непрерывном изменении фазового состояния рабочего тела.
Поскольку в процессе передачи тепла используется скрытая тепло-
та парообразования, то это дает возможность передавать и отво
дить значительные тепловые потоки при малых разностях темпера-
тур. Таким способом тепловая труба может передавать тепловую
энергию в сотни раз большую, чем металлический стержень тех же
геометрических размеров.
Рассмотрим несколько конструкций тепловых труб, применяе-
мых на летательных аппаратах. На рис. 2.2 представлена плоская
тепловая труба, характерной особенностью которой является транс-
портная зона 2. Она имеет в отличие от плоских испарителя 1 и
конденсатора о цилиндрическую форму. Транспортная зона 2 пред-
ставляет собой обычную трубу значительной длины, изогнутую в
разных плоскостях, внутри покрытую пористым фитилем 4, состоя-
щим из нескольких слоев и секций стальной сетки. Такое же сек-
107
ционное пористое покрытие внутренних поверхностей имеют испа-
ритель и конденсатор. Данная транспортная зона тепловой трубы
обеспечивает отвод тепла от всех труднодоступных мест, где распо-
ложены источники выделения тепла. Практически любой прибор,
агрегат, т. е. источник тепла 5, от которого требуется отводить теп-
ло, может быть поставлен в испаритель 1 для отвода от него тепла.
Для создания хорошего теплового контакта между источником теп-
Рис. 2.1. Схема цилиндрической тепловой трубы;
/—фитиль капиллярно-пористой структуры; 2—корпус цилин-
дрический, ?и—испарительный участок тепловой трубы, Za—
адиабатный транспортный участок, /к—конденсационный
участок, /—общая длина тепловой трубы, Qn—подвод тепла
к испарителю, Qo—отвод тепла от конденсатора, <р—угол
наклона тепловой трубы, g—ускорение свободного падения,
Яы. Яс, /?п—радиусы трубы наружный, внутренний и обла-
сти пара
Рис. 2.2. Плоская тепло-
вая груба:
/—испаритель плоский; 2—
зона транспортная цилинд-
рическая; 3—конденсатор
плоский; 4—фитиль капил-
лярно-пористой структуры;
5—источник тепла; 6—кожух;
7—гофр треугольной формы;
8—каналы для прохода воз-
духа; 9—масса контактная
теплопроводная; 10—воздух
ла и испарителем применяется теплопроводная масса 9, которой
обмазывают соприкасающиеся и близко расположенные поверх-
ности.
Тепловая труба рассматриваемой конструкции обладает мощ-
ностью до 50 Вт. Рабочим телом является деаэрированная вода.
В качестве охлаждающей среды используется воздух, протекающий
через каналы 8, образованные гофрированными пластинами 7, за-
ключенными в кожух 6. Расход воздуха составляет 0,3 кг/(Вт-ч)
при гидравлическом сопротивлении конденсационной зоны 10 Н/.м2.
Температура стенки охлаждаемого источника тепла обеспечивается
тепловой трубой не выше 343 К- Труба и капиллярно-пористая
структура сделана из нержавеющей стали.
На рис. 2.3 показана конструкция передней части крыла лета-
тельного аппарата с отводом тепла тепловой трубой. Такое охлаж-
дение передней части крыла имеет преимущества по сравнению с
другими известными способами. Сущность его заключается в отво-
де тепла от наиболее сильно нагретой части крыла п переносе этого
тепла в более холодную часть для передачи его окружающей среде
108
конвекцией и излучением. При этом достигается значительное по-
нижение температуры крыла. В качестве рабочего тела применя-
ется натрий. Потеря герметичности одной из нескольких тепловых
труб не нарушает работу всей системы охлаждения и не ведет к
оплавлению соседних тепловых труб в результате взаимодействия-
натрия с водой или воздухом. Для получения более простой и де-
шевой конструкции тепловой трубы применяется изотропная капил-
лярная структура. Согласно расчетам и экспериментам нормальная
Рис. 2.3. Передняя часть
крыла летательного аппара-
та, охлаждаемая при по-
мощи тепловых труб:
1—пружина плоская; 2~тепловые
трубы; 3—силовые элементы: 4—
теплоизоляция
Рис. 2.4. Тепловая труба с устройст-
вом регулирования теплового потока
и с разделенными паровым и жидко-
стным каналами:
1—испарительная зона; 2—конденсацион-
ная зона; 3—паровые пространства; 4—ка-
пиллярно-пористый фитиль; 5—канал для
прохода пара; 6—канал для прохода кон-
денсата; 7—заслонка регулятора
работа тепловой трубы обеспечивается одним слоем сетки с диа-
метром отверстия 0,074 мм. Более эффективными в данном случае
оказались цилиндрические тепловые трубы диаметром 12,7 мм.
Удельная масса панели составляет около 12 кг/м2. Система тепло-
отвода состоит из сплошного ряда тепловых труб 2, которые при-
паяны одна к другой и к облицовке крыла, причем наличие непри-
паянных мест не допускается. Силовые элементы 5 и припаянные
тепловые трубы вместе с обшивкой крыла создают к тому же по
зышенную плотность и жесткость конструкции. Этот участок крыла
защищен от нежелательного притока тепла теплоизоляцией 4. При
очень больших скоростях и температуре защищаемой поверхности,
крыла единственно возможно охлаждение при помощи тепловых
труб из ниобиевых сплавов с применением калия в качестве рабо-
чего тела.
Тепловые трубы по принципу работы и по своему устройству
допускают возможность поддерживать заданную температуру для
данного источника тепла (прибора, агрегата и пр.) независимо от
количества выделяемого им тепла. На рис. 2.4 представлена такая
тепловая труба. Тепловой поток регулируется изменением сечения
парового канала 5 при помощи биметаллического регулятора, ко-
торый изменяет положение заслонки 7 в зависимости от темпера-
туры газа. Транспортная зона в данной тепловой трубе состоит из
парового 5 и жидкостного 6 каналов. Испарительная зона 1 и кон-
денсационная зона 2 конструктивно также отличаются от вышерас-
109
Рис. 2.5. Тепловая труба для охлаж-
дения тормозов колес летательного
аппарата:
J—тепловая труба; 2, 3—диски; 4—тепло-
отводящее ребро
смотренных труб в части паровых пространств is и соединений
транспортной зоны с испарителем и конденсатором, причем порис-
тый фитиль 4 в паровом канале 5 отсутствует.
Тепловые трубы находят применение в самых различных слу-
чаях. Так, с увеличением массы самолета и скорости посадки выде-
ление тепла при торможении до-
стигает такой величины, с кото-
рой не справляются теплоаккуму-
лирующие тормозные системы
охлаждения. Внедрение тепловой
трубы позволяет с большим эф-
фектом решить проблему отвода
тепла от тормозных устройств
самолета. Например, француз-
ской и английской фирмами де-
лаются дисковые тормоза с ис-
пользованием тепловой трубы для
шасси сверхзвукового пассажир-
ского самолета «Конкорд». На
рис. 2. 5 показана тепловая тру-
ба, встроенная в тормоз колеса
летательного аппарата. Тепловая труба 1 воспринимает тепло, вы-
деляющееся при трении дисков 2 и <3, и передает его с помощью
ребер 4 окружающей среде. В данном случае на каждом тормозе
установлено 8 тепловых труб.
На рис. 2.6 изображена тепловая труба, позволяющая отвести
тепловой поток плотностью более 50 Вт/'см2. Ота состоит из испари-
теля /, конденсатора 3 и транспортной зоны 2. Испаритель медный
Рис. 2.6. Тепловая труба для локального отвода
больших удельных тепловых потоков:
/—испаритель; 2—транспортная зона; 3—конденсатор: 4—
кольцевые капиллярные канавки; 5—радиальные капиллярно-
пористые ребра; 6—артерия; 7—фитиль коллектора; 8—фи-
тиль трубок конденсатора; 9—трубки конденсатора; 16—
гофр треугольный
цилиндрический выполняют в виде стакана емкостью, достаточной
для размещения в нем охлаждаемого источника тепла. На поверх
ностн стакана имеются кольцевые капиллярные канавки 4 тре-
угольного профиля, в которых испаряется рабочее тело; пар по
транспортной зоне поступает в конденсатор. Транспортная зона
ПО
представляет собой некапиллярную артерию в виде кольцевого за-
зора 6 между двумя концентрическими трубами. Артерия по кон-
цам заполнена пористым материалом, который с одной стороны
радиальными ребристыми участками 5 соединен с канавками 4 ис-
парителя, а с другой — фитилями 7 трубок конденсатора. Данная
капиллярно-артериальная структура позволяет иметь длину транс-
портной зоны более 0,6 м. Конденсатор состоит из трубок 9 с на-
ружным оребрением треугольным гофром 10.
Внутренние поверхности трубок 9 покрыты пори-	f 7
стыми фитилями 8, которые сообщаются с арте-	ЖГ-ьТ
рией 6 через фитиль коллектора 7. От конденса- . «-Ц-. !!
тора тепло отводится воздухом, расход которого Q П |Ч...фi 7^=»" ,
составляет 105 кг/ч при температуре его 318 К и Д~[ Ji Jr"1
гидравлическом сопротивлении не более 10 Н/м2;	{> i L -
тепловой поток, подводимый к испарителю, при
этом составляет 350 Вт, рабочим телом является
вода, температура которой близка к точке кипе-
ния. Конденсатор, транспортная зона и фитили
изготавливаются из коррозионностойкой стали,
для фитиля применяется сетка № 02X013.
Использование тепловых труб для отвода
больших удельных тепловых потоков, доходящих
до 80 Вт/см2, является единственной возможно-
стью обеспечить нормальную работу радиоэлек-
тронным приборам, электротеплотехническим аг-
регатам и другим устройствам, выделяющим
указанные количества тепла. Воздушное охлаж-
Рис. 2.7. Схема си-
стемы кондицио-
нирования на кос-
мическом корабле
с применением теп-
ловой трубы:
1—тепловые	трубы;'
2—промежуточный
контур;	3—теплооб-
менник; 4—радиатор;
5—радиационная па-
нель;	6—конденса-
ционная зона тепло-
вой трубы; 7—испари-
тель тепловой трубы;
8— насос; Р—перепуск-
ной клапан
дение в данном случае технически невозможно
осуществить. Жидкостное охлаждение также про-
блематично из-за высокого уровня регулируемых температур и вски-
пания охлаждающих веществ. Кроме того, жидкостное охлаждение
уступает способу охлаждения тепловой трубой по весовым и энер-
гетическим характеристикам, так как при жидкостном способе ох-
лаждения необходима сложная система, которая содержит к тому
же много малонадежных элементов, таких как насосы, клапаны,
уплотнения, сильфонный бак и др.
Для более полного представления о характере работы и приме-
нении тепловых труб рассмотрим схему системы кондиционирова-
ния на космическом корабле с применением тепловой трубы, пока-
занную на рис. 2.7. Данная система кондиционирования состоит из
сорока семи тепловых труб 1, образующих радиатор 4 с радиальной
панелью 5, излучающей тепло в космос, из промежуточного конту-
ра 2 и теплообменника 3. Регулирование тепловой нагрузки радиа-
тора 4 осуществляется перепуском жидкости в циркуляционном
промежуточном контуре 2, минуя радиатор 4. Контур состоит из
теплообменника 3, насоса 8 и перепускного клапана 9, располо-
женных внутри космического корабля. Тепловые трубы 1 диаметром
25,4 мм закреплены на радиационной панели 5, сделанной из лис-
тового алюминия толщиной 0,5 мм. Длина конденсаторной зоны 6
111
Рис. 2.8. Конструкция отвода тепла
тепловыми трубами от конденсатора
энергетической системы космическо-
го корабля:
1—тепловой коллектор: 2—тепловые трубы
тепловой трубы равна 3,5 м, длина согнутой под прямым углом
испарителей 7 составляет 152 мм. Рабочим телом тепловой трубы
•является метиловый спирт. Движение рабочего тела в тепловой
трубе обеспечивается наличием сетчатой спиральной артерии. Об-
щая излучающая поверхность составляет 25 м2, излучаемая мощ-
ность 3,82 кВт при температуре тепловой трубы 275 К- Тепло к ра-
диатору подводится от промежуточного контура 2, в котором цир-
кулирует 100 кг/ч воды. В местах контакта с испарителями 7 кон-
тур выполнен двухтрубным для увеличения соприкасающейся по-
верхности. Обе трубы имеют внут-
реннее оребрение и приварены к
испарителям.
Рассмотрим еще одну конст-
рукцию тепловой трубы, работаю-
щую при более высокой темпера-
туре, чем выше рассмотренные
трубы. В последние годы намеча-
ется тенденция использования теп-
ловых труб в авиационной и кос-
мической энергетике, в частности,
для вывода тепловой энергии из
ядерных и изотопных реакторов,
охлаждения отражателей и теп-
лозащиты в реакторах. Высоко-
температурные тепловые тру-
бы являются незаменимыми
теплопроводами для обогрева катодов и охлаждения анодов термо-
эмиссионных преобразователей, для охлаждения сопел плазменных
двигателей, ЖРД и т. д. Применение тепловых труб в радиацион-
ном теплообменнике позволяет получить равномерное температур-
ное поле по сравнению с обычными теплообменниками, что снижает
массу системы, а автономность каждой отдельной тепловой трубы
уменьшает опасность разрушения системы охлаждения из-за про-
боя микрометеоритом. Поэтому в США разработана для космичес-
кого корабля система отвода тепла с использованием тепловых
труб. На рис. 2.8 представлено это устройство, основными элемен-
тами которого являются коллектор 1 энергетической системы кос-
мического корабля и сто тепловых труб 2, расположенных поровну
с каждой стороны коллектора. Диаметр каждой тепловой трубы
19 мм, длина 342 мм, общая излучающая поверхность всего тепло-
обменного устройства равна 0,9 м2, максимальные размеры 1090Х
Х583 мм, масса не более 8 кг. Рабочим телом является натрий.
При рабочей температуре 1043 К отводимая мощность равна
50 кВт. Тепло к испарителям тепловых труб подводится вследствие
конденсации в тепловом коллекторе 1 паров калия, поступающих
в коллектор через входной диффузор, который обеспечивает рав-
номерное температурное поле скоростей по поперечному сечению
конденсатора. Конденсат, сдуваемый паром со стенок, отводится
через выходной конфузор. Размеры поперечного сечения конденса-
112

юра на входе составляет 89X12,7 мм, на выходе 89X3,2 мм. Для
плотного прилегания к поверхности конденсатора тепловые трубы
снабжены плоскими участками по всей длине испарителей. Наруж-
ные поверхности тепловых труб и конденсатора омеднены, что дает
возможность крепить их друг к другу спеканием, обеспечивая тре-
буемую прочность и малое контактное термосопротивление.
‘2.3. СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ РЕГУЛИРУЕМЫХ ТЕПЛОВЫХ ТРУБ
Рассмотренные выше тепловые трубы могут передавать тепло-
вую энергию в интервале температур, определяемом изменяющи-
мися условиями подвода и отвода тепла. Но нередко передачу раз-
личных количеств тепла необходимо осуществлять в узком интер-
вале заданных темпера-
тур. В этих случаях воз-
никает необходимость
вводить в тепловые трубы
дополнительные устройст-
ва регулирующего харак-
тера, которые обеспечи-
вали бы требуемые интер-
валы температур. При
этом сама тепловая труба
может выполнять функ-
ции двухпозицпонного или
плавного регулятора тем-
пературы. В первом слу-
чае тепловая труба ведет
себя то как теплоизоля-
тор (режим теплового
выключателя), то как поч-
ти идеальный проводник
тепла (режим теплового
включателя). Во втором
случае теплопередающая
способность ее и, следо-
вательно, температура
плавно изменяются в ши-
роких пределах. Для вы-
яснения возможных способов регулирования температуры и оценки
эффективности и целесообразности осуществления таких способов
обратимся к термическим сопротивлениям тепловой трубы, пред-
ставленным на рис. 2. 9. Как видно из рисунка, от источника тепла
1 до транспортной зоны 3 имеются четыре обособленных термиче-
ских сопротивления: термосопротивление R1 между источником
тепла 1 и стенкой испарителя 2, термосопротивление R2 самой стен-
ки испарителя, термосопротивление R3 фитиля в зоне испарителя,
термосопротнвление R4, существующее при непрерывных фазовых
превращениях. Аналогичную картину имеем и от поглотителя теп-
Рис. 2.9. Термические сопротивления в тепло-
вой трубе:
1—источник тепла; 2—испаритель; 3—транспортная
зона пара; 4—конденсатор; 5—поглотитель тепла; R1,
—внешние термические сопротивления между ис-
точником тепла / и стенкой испарителя 2 и между
поглотителем тепла 5 и стенкой конденсатора 4; R2,
термические сопротивления стенки трубы испари-
теля 2 и стенки трубы конденсатора 4; R3, R3'—тер-
мические сопротивления фитиля в зоне испарителя и
в зоне конденсатора; R4, R4'—термические сопротив-
ления при фазовых переходах; R5—термическое соп-
ротивление, связанное с перепадом давления при дви-
жении пара
из
ла 5 до транспортной зоны: термосопротивление R1' между погло-
тителем тепла 5 и стенкой конденсатора 4, термосопротивление
R2' стенки трубы конденсатора 4, термосопротивление R3' фитиля
в зоне конденсатора, термосопротивление R4 при фазовых перехо-
дах, наконец, термосопротивление R5, связанное с необратимыми
потерями при движении пара. Вследствие малых значений R4 и
R4' ими обычно пренебрегают.
Теоретически плавного регулирования теплопроизводительности
Q тепловой трубы можно достичь изменением любого из перечис-
ленных термосопро!ивлений. Но практически не всякое термосо-
противление возможно изменять, а у некоторых степень изменения
и влияние их на регулирование теплопроизводительности недоста-
точные. Рассмотрим некоторые способы регулирования температу-
ры изменением термосопротивлений.
2.3.1.	Регулирование температуры путем изменения
внешнего термосопротивления
Сущность изменения внешнего термосопротивления R1 или R1'
состоит в том, что сама тепловая труба то подключается, то изоли-
руется от источника тепла или от поглотителя тепла, как это пока-
Рис. 2.10. Регули-
рование темпера-
туры изменением
внешнего термине-
ского сопротивле-
ния:
1—стенка испарителя;
2—зазор воздушный;
3—стенка	внешняя;
4—-пластина биметал-
лическая; 5—конден-
сатор
зано на рис. 2. 10. При определенных соотноше-
ниях масс, размеров и конструкций возможен и
обратный процесс соединения трубы с источни-
ком и поглотителем тепла, когда источник тепла
или поглотитель тепла то подключается к непо-
движной трубе, то отключается.
На рис. 2. 10 показана конструкция тепловой
трубы, выполняющей функции двухпозицпонного
регулятора, т. е. соединяющейся с испарителем
или изолирующейся от него. Осуществлять плав-
ное регулирование температуры этим способом
возможно, но конструкции получаются очень
сложные.
Стенка испарителя выполнена трехслойно: из
внутреннего слоя 1, воздушного зазора 2 и на-
ружного слоя 3, непосредственно контактирую-
щего с источником тепла. Наружный слой стенки
может и не входить в конструкцию тепловой
трубы. В воздушном зазоре равномерно вокруг
стенки 1 установлены биметаллические элемен-
ты 4, с одного конца жестко закрепленные ча
стенке 3. Их свободные концы в зависимости от
температуры могут или прижиматься к стенке 1 тепловой трусы
(высокая температура источника тепла), или отходить от нее (низ-
кая температура источника тепла). В первом случае термическое
сопротивление трехслойноп стенки мало Тепло через нее подводит-
ся к испарителю и далее конденсатору 5. Во втором случае термо-
114
сопротивление R1 велико и тепло не подводится к испарителю,
а значит, тепловая труба выключена из работы.
Точно таким же способом можно изменять и термическое сопро-
тизтеине R1' стенки конденсатора.
Осуществить регулирование температуры путем изменения тер-
мосопротивления R2 или R2' не представляется возможным, так
как теплопроводность и толщина стенки трубы, от которых зависит
термосопротивление, в каждой данной тепловой трубе величины
неизменные.
2.3.2.	Регулирование температуры путем изменения
термосопротивления фитиля
Р.чс. 2 11. Схема регулирования тем-
пс-ратуры изменением термического
сопротивления фитиля:
/— источник тепла; 2—поглотитель тепла;
3— фитиль испарителя; 4—фитиль конден-
сатора; 5—подвижные языки фитиля; 6—
биметаллические термочувствительные эле-
менты; 7—клапан
Плавное регулирование температуры изменением термосопро-
тивления фитиля R3 или R3', т. е. дросселированием жидкого ра-
бочего тела в фитиле, практически осуществить невозможно из-за
конструктивных трудностей. Поэтому приходится ограничиваться
двухпозиционным регулятором, работающим по принципу наруше-
ния и восстановления непрерыв-
ности капиллярной структуры теп-
ловой трубы. Один из таких регу-
ляторов показан на рис. 2.11.
Плоская тепловая труба наряду с
исполнением прямой своей миссии
выполняет функцию теплового вы-
ключателя между источником
тепла 1 и поглотителем тепла 2.
Контакт фитиля 3 испарителя с
фитилем 4 конденсатора происхо-
дит через фигурные языки 5 фи-
тиля 3, внутрь которых вставле-
ны термочувствительные биметал-
лические элементы 6, жестко за-
крепленные по концам на обогреваемой стенке испарителя. Рабо-
чая жидкость заправляется в тепловую трубу через клапан 7, кото-
рый служит также и предохранительным устройством против по-
вышения давления выше допустимого. Когда температура источ-
ника 1 достаточно высока, биметаллические элементы 6 вместе с
языками 5 прижаты к фитилю 4. Рабочее тело, испаряющееся с по-
верхности фитиля 3, конденсируется на холодной поверхности фити-
ля 4 и возвращается обратно через языки 5. При уменьшении тем-
пературы источника ниже допустимой элементы 6 с языками 5 отхо-
дят от фитиля 4, прерывая движение жидкости между испарите-
лем и конденсатором. После испарения остатков рабочего тела из
фитиля 3 тепловая связь между источником и поглотителем тепла
будет полностью прервана и охлаждение источника тепла приоста-
навливается до тех пор, пока его температура не поднимется выше
заданной величины.
115
Регулирование температуры путем изменения термосопротивле-
ния R5, связанного с перепадом давлений по паровому потоку, осу-
ществляется многими способами, один из которых показан на рис.
2.4. В этой тепловой трубе для удобства дросселирования пара па-
ровой канал выполнен отдельно от жидкостного. Б тепловых
трубах, где такого разделения каналов нет, дросселирование осу-
ществляется обычно при помощи клапанных устройств.
2.3.3.	Регулирование температуры путем использования
неконденсирующегося газа
Наличие в тепловой трубе кроме рабочего тела неконденсирую-
щегося газа существенно влияет на работу тепловой трубы. Газ
скапливается в конце зоны конденсации, вытесняя оттуда пар ра-
бочего тела, вследствие чего выключает часть конденсатора из
процесса передачи тепла. Эта занятая газом часть конденсатора,
получившая название неактивной, зависит от физических свойств
газа и рабочего тела, от размеров тепловой трубы и количества
газа в ней, от температурного уровня. При изменении температуры
а я /
Газовый резервуар
Мспа/н.
Рис. 2.12. Схема тепловой трубы с
пассивным регулированием и с га-
зовым резервуаром, встроенным в
транспортную зону:
Гр~условная перемещающаяся с измене-
нием режима работы граница нейтрально-
го газа и пара рабочего тела; d—патрубок,
соединяющий полости конденсатора и ре-
зервуара
пара рабочего тела длина неактивной зоны конденсатора меняется,
что эквивалентно изменению внутреннего термического сопротив-
ления полной поверхности конденсатора. Этот способ регулирова-
ния конструктивно выполняется довольно просто и обеспечивает
высокую точность регулирования и широкий диапазон его. Данные
.тепловые трубы можно классифицировать по конструктивным и
схемным признакам в следующем виде.
По конструктивным признаком тепловые трубы делятся на теп-
ловые трубы с холодным газовым резервуаром, снабженным капил-
лярной структурой, и тепловые трубы с горячим газовым резервуа-
ром, лишенным капиллярной структуры.
По схемным признакам они делятся на тепловые трубы с пас-
сивным регулированием без использования внешних средств и с
активным регулированием с использованием внешних средств. Те
и другие тепловые трубы встречаются с пассивными и активными
обратными связями.
На рис. 2.12 показана схема тепловой трубы с пассивным регу-
лированием и с газовым резервуаром, встроенным в транспортную
зону. При максимальной тепловой нагрузке газ полностью вытес-
няется в резервуар, освобождая конденсатор. При промежуточных
нагрузках граница раздела (Гр) пара и газа перемещается в кон-
денсатор.
'16
Больший объем резервуара позволяет увеличить точность регу-
лирования, а меньший диаметр патрубка d, соединяющего резер-
вуар с конденсатором, способствует сокращению времени переход-
ного процесса при изменении тепловой нагрузки, так как препятст-
вует диффузии пара рабочего тела в резервуар. Пар рабочего тела,
температура которого поддерживается с помощью инертного газа
в узком интервале, стабилизирует температуру резервуара и самого
газа, увеличивая точность поддержания температуры.
Тепловая труба, схема которой показана на рис. 2.12, имеет сле-
дующие данные: точность поддержания температуры источника
тепла ±4,5 К; внутренний диаметр испарителя и конденсатора
20,3 мм; внутренний диаметр резервуара 12,4 мм; полная длина
трубы 585 мм; длина резервуара 558 мм; материал корпуса и ре-
зервуара — коррозионностойкая сталь толщиной 0,95 и 0,92 мм со-
ответственно; фитиль двухслойный из коррозионностойкой сталь-
ной сетки с ячейкой 0,149 мм по внутренней поверхности корпуса
трубы и такой же, но однослойный — по наружной поверхности
резервуара; рабочее тело—метанол; неконденсирующийся газ —
азот; охлаждение конденсатора воздушное.
Применение азота, близкого к метанолу по молекулярному ве-
су, дает возможность избежать гравитационного расслоения паро-
газовой смеси во время наземных испытаний тепловой трубы. Ме-
танол химически не взаимодействует с коррозионностойкой сталью,
если принять меры к тщательному его обезвоживанию. В против-
ном случае возможно образование водорода в трубе и уменьшение
точности поддержания температуры.
В части саморегулирования тепловая труба с горячим ре-
зервуаром имеет большие преимущества. Попадание рабочей
жидкости в горячий резервуар нежелательно. Предотвратить его
можно, либо закрыв вход в резервуар пористым несмачиваемым
материалом, например, пористым тефлоном (политетрафторэтиле-
ном), либо установив на входе холодную ловушку, температура в
которой ниже, чем в резервуаре. Однако и тепловые трубы с холод-
ным резервуаром используют для точного стабилизирования тем-
пературы. С применением средств ограничения колебаний темпера-
туры самого резервуара возможности тепловой трубы расширяются.
В частности, тепловая труба с холодным резервуаром гораздо
быстрее реагирует на скачкообразное изменение тепловой нагрузки
благодаря процессам испарения и конденсации, происходящим
внутри резервуара.
В соответствии с приведенной выше классификацией рассмот-
рим еще две конструкции тепловых труб: с пассивным регулирова-
нием температуры и пассивной обратной связью и с активным регу-
лированием температуры и пассивной обратной связью.
Тепловые трубы с пассивной обратной связью не могут обеспе-
чить высокую точность регулировки, но, несмотря на это, незави-
симость их от вспомогательной энергии все больше привлекает
внимание конструкторов. Устройство такой тепловой трубы показа-
но на рис. 2.13. В ней применен горячий газовый резервуар изме-
117
няемого объема сильфонного типа. Нейтральный газ заполняет
сильфон 1, левый торец которого закреплен неподвижно на конден-
саторе 2, а правый — подвижный. К последнему припаян сильфон 3
меньшего диаметра, противоположный конец сильфона также не-
подвижно закреплен на конденсаторе и сообщается через капил-
лярную трубку 4 с тер.мобаллоном .5, контактирующим с источни-
ком тепла 6. Термобаллон и внутренний сильфон заполнены вспо-
могательной двухфазной или однофазной жидкостью с высоким ко-
эффициентом теплового расширения. Колебания температуры
источника тепла вызывают изменения давления вспомогательной
жидкости и соответствующие перемещения внутреннего и наружно-
Рис 2.13. Тепловая труба с пас-
сивным регулированием темпера-
туры и пассивной обратной
связью:
/—сильфон; 2—конденсатор; 3—сильфон
управляющий; 4—капилляр; 5—термо-
баллон; и—источник тепла
го сильфонов, таким образом изменяя объем газового резервуара
и смещая в конденсаторе границу раздела между паром рабочего
тела и газом. Тепловая труба работает в диапазоне изменения теп-
ловых нагрузок от 0 до 30 Вт при температурах источника и погло-
тителя текла 473 и 291 К соответственно, поддерживая температу-
ру источника тепла с точностью ±2,5 К- При увеличении тепловой
нагрузки и температуры источника тепла температура пара рабо-
чего тела в описываемой тепловой трубе не увеличивается, а умень-
шается, потому что это увеличение температуры источника тепла
приводит к такому увеличению объема газового резервуара 1, что
понижение давления смеси нз-за увеличения общего объема теп-
ловой трубы является большим, чем возрастание давления пара,
которое имело бы место при неизменном объеме резервуара и тру-
бы в целом. Основные данные этой тепловой трубы: наружный ди-
аметр тепловой трубы 9,4 мм; длина испарителя 460 мм; длина
транспортной зоны 165 мм; длина конденсатора 430 мм; теплоно-
ситель—метанол; диаметр наружного сильфона 80 мм; ход его
20 мм; жесткость 3400 Н/м; иеконденсирующийся газ — аргон; ди-
аметр внутреннего сильфона 8 мм; его ход 20 мм; жесткость
1060 Н/м; вспомогательная жидкость — метанол, объем 65 см3.
Точность поддержания рабочей температуры в тепловой трубе
значительно возрастает, если температура газа в горячем или хо-
лодном резервуаре активно контролируется каким-либо внешним
регулятором, например маломощным электронагревателем.
Схема тепловой грубы с активной обратной связью представ-
лена на рис. 2.14. Любая обратная связь, активная или пассивная,
представляет собой связь по температуре между источником тепла
и газовым резервуаром. В тепловой трубе без обратной связи,
снабженной даже упругим резервуаром, положение границы раз-
дела между паром рабочего тела и газом в конденсаторе определя-
ется давлением пара внутри трубы. В лучшем случае при бесконеч-
118
но большом объеме резервуара это условие не будет сказываться
на изменении температуры пара в тепловой трубе и она будет по-
стоянной. В тепловой трубе с обратной связью положение границы
раздела между ларом и газом становится в зависимость непосред-
ственно от регулируемой температуры источника тепла, а не от
давления пара рабочего тела. При этом в случае применения упру-
гого резервуара его объем будет зависеть только от температуры
источника тепла.
Как видно из рис. 2.14, тепло от источника
тепла / через тепловую трубу передается ра-
диатору 2. В холодный газовый резервуар 3 за-
веден фитиль 4 из конденсатора. Резервуар
изолирован от окружающей среды радиацион-
ным экраном 5, а изнутри он обогревается
электронагревателем 6, питанием которого уп-
равляет электронный регулятор 7 по коман-
дам датчика температуры 8 источника тепла.
Давление пара рабочего тела, находящегося в
Рис. 2.14. Тепловая
труба с активным ре-
резервуаре в равновесном состоянии с жидким
рабочим телом, определяется температурой
резервуара, а общее давление смеси, одинако-
вое для всей трубы, определяется температу-
рой пара в активной ее части. Это означает,
что парциальное давление газа и его объем в
конденсаторе при постоянной температуре па-
ра в активной части трубы определяется толь-
гулированием темпе-
ратуры и активной
обратной связью:
7—источник тепла; 2—ра-
диатор; 5—резервуар га-
за; 4—фитиль; 5—тепло-
изоляция; 6—электронаг-
реватель; 7—регулятор-
электронный; 8—датчик
температуры
ко температурой смеси в резервуаре. Давление пара любой жидко-
сти зависит от температуры. Даже небольшие ее изменения вызы-
вают значительные изменения объема, занимаемого газом в резер-
вуаре, и положения границы раздела между паром и газом. Кон-
тролируя нагрев резервуара по температуре источника тепла с
помощью обратной связи, можно точно выдерживать температуру
источника тепла. Тепловая труба, выполненная по рассматриваемой
схеме, имеет следующие параметры: длина тепловой трубы 500 мм;
длина испарителя 200 мм; длина транспортной зоны 50 мм; длина
конденсатора 250 мм; наружный диаметр корпуса 13 мм; длина
резервуара 250 мм; его наружный диаметр 20 мм; материал — кор-
розионностойкая сталь; рабочее тело — вода; неконденсирующийся
газ — аргон; тепловая нагрузка от 8 до 75 Вт; температура охлаж-
дающей среды от 278 до 301 К; температура источника тепла 363 К-
При помощи нагревателя мощностью 10 Вт в полном диапазоне
изменения тепловых нагрузок в стационарном режиме эта тепло-
вая труба поддерживает температуру источника тепла с точностью
±0,5 К, тогда как точно такая же труба без обратной связи смогла
бы обеспечить точность не выше, чем ±8 К.
Основные положения, которые необходимо учитывать при кон-
струировании тепловых труб с горячим резервуаром.
1. Попадание рабочей жидкости в горячий резервуар уменьша-
ет точность регулирования рабочей температуры, поэтому необхо-
119
димо принимать меры к недопущению ее попадания в резервуар
ни в виде пара, ни в виде капель.
2.	Необходимо стремиться к тому, чтобы давление пара на вхо-
де в резервуар никогда не превышало давление пара в конденса-
торе, для чего длина конденсатора должна быть несколько больше
расчетной, а входное отверстие в резервуаре как можно меньшего
диаметра.
3.	Для уменьшения аксиальной теплопроводности стенок, отри-
цательно сказывающейся на точности регулирования из-за увели-
чения длины диффузионного парогазового слоя на границе актив-
ной и неактивной зон конденсаторов, толщина стенок корпуса дол-
жна быть минимальной, материал их должен иметь низкий коэф-
фициент теплопроводности,- стенки не должны иметь сплошного
продольного оребрения.
4.	Необходимо стремиться уменьшать парциальное давление
пара в резервуаре по отношению к полному давлению в трубе,
ограничивая диапазон изменения внешних условий и подбирая ра-
бочую жидкость с невысоким давлением паров в рабочем интерва-
ле температур.
2.3.4.	Регулирование температуры в тепловой трубе,
работающей по принципу диода
Все рассмотренные тепловые трубы работают при неизменном
в них направлении тепловых потоков. При этих условиях описаны
и способы изменения термических сопротивлений в целях регули-
рования температуры. Но часто на практике возникает необходи-
мость в том, чтобы тепловая труба, соединяющая в тепловом отно-
шении два объекта, разность температур между которыми меняется
по знаку, сбеспечила бы передачу теплового потока только в одном
направлении, которое назовем положительным. В этом случае из-
менение термосопротивления подчиняется следующим выражениям:
A*=const при Q^>0, 1^=оо при Q<^0.
В общем случае требуется регулировать термосолротивление и при
положительном тепловом потоке.
Тепловые трубы, удовлетворяющие указанному требованию, на-
зываются термодиодами по аналогии с электрическими диодами,
производящими выпрямление переменного тока. Примерами типич-
ных применений термодиодов на борту летательных аппаратов
служат системы терморегулирования, в которых тепловыделяющая
аппаратура связана тепловодо.м с радиационным теплообменником,
периодически попадающим в зону солнечного освещения, или с
корпусом аппарата, который на некоторых режимах подвержен
интенсивному нагреву.
Превратить обычную тепловую трубу в термодиод можно, воз-
действуя как на внешнее, так и на внутреннее термосопротивления.
При воздействии на внешнее термосолротивление цель достигается
такими же средствами, как и при обычном регулировании, показан-
120
ном, например, на рис. 2.10. Методы воздействия на внутреннее
термосопротивление различают по использованию: 1) неконденси-
рующегося газа для блокирования пространства испарителя,
2) жидкостных ловушек, всасывающих жидкость из капиллярной
структуры термодиода при реверсировании теплового потока, 3) за-
мораживания жидкости в термодиоде, 4) избытка жидкого тепло-
носителя для блокирования пространства испарителя, 5) механи-
ческих устройств, прерывающих поток жидкости или пара.
Последний метод подобен показанному на рис. 2.4. Он, как и
различные варианты способа воздействия на внешнее термосопро-
тнвление тепловой трубы, весьма сложен и недостаточно надежен
и применяется лишь в тех случаях, когда ни один из более простых
первых четырех методов не может быть применен.
2.4.	КОНСТРУКЦИИ ФИТИЛЕЙ ТЕПЛОВЫХ ТРУБ
Капиллярное устройство, называемое фитилем, выполняет це-
лый ряд функций: 1) является своеобразным насосом, обеспечива-
ющим подачу жидкости в испаритель; 2) представляет своего рода
трубопровод, по которому перекачивается жидкость; 3) является
интегратором мпкрообъемов, где осуществляются процессы испаре-
ния и конденсации; 4) как тело, обладающее теплопроводностью,
обеспечивает передачу тепла от стенки испарителя к жидкости и
от нее к стенке трубы в конденсаторе. Все эти явления обуславли-
вают противоречивые требования к размерам, пористой структуре
и конструкции фитиля. Например, чтобы увеличивать капиллярный
напор, следует уменьшать диаметр капилляров, а чтобы уменьшать
потери на трение при движении жидкости нужно, наоборот, увели-
чивать диаметр капилляров и поперечное сечение фитиля, тогда
как для уменьшения термического сопротивления фитиля, опреде-
ляющего температурный перепад в трубе, необходимо уменьшать
сечение фитиля.
Этим противоречивым требованиям удовлетворит некоторое
оптимизированное по размерам и структуре капиллярное устрой-
ство.
Один из наиболее перспективных путей повышения эффектив-
ности капиллярных устройств—-это специализация отдельных эле-
ментов: созданием капилляров с изменяющейся геометрией по зо-
нам тепловой трубы, освобождением теплообменных поверхностей
от функций транспортировки жидкости, созданием транспортных
артерий и т. д. Рассмотрим кратко эти вопросы.
2.4.1.	Сетчатые фитили
Материал фитиля не должен химически взаимодействовать с
материалом корпуса трубы и с теплоносителем, должен обладать
высоким коэффициентом теплопроводности и хорошо смачиваться
жидким рабочим телом.
Размер ячейки и число слоев сетки зависят от физических
свойств теплоносителя, тепловой нагрузки и длины трубы. Для
121
криогенных рабочих тел чаше всего применяют сетки с размером
ячеек 0,03 ...0,07 мм, а для других рабочих тел — от 0,07 до 0,2 мм.
Применяются разные способы крепления фитиля к внутренней
стенке трубы. Самый простой способ крепления ограничивается
тем, что изготовленный спеканием из нескольких слоев сеток
фитиль плотно вставляется в трубу. Если фитиль выполняется пу-
тем укладывания на стенку трубы нескольких слоев сетки, то
контакт такого фитиля со стенкой трубы обеспечивается прижим-
ными устройствами. Наилучший контакт образовывается в случае
соединения фитиля со стенкой точечной сваркой.
Некоторые характеристики сеточных фитилей, спеченных из ни-
келевой сетки по американскому стандарту АСТМ, даны в табл.
2.2. Характеристики пористых фитилей, полученных опеканием ни-
келевого порошка, приведены в табл. 2.3.
2. 2. Геометрические и гидромеханические характеристики
сеточных фитилей
Номер сетки по АСТМ*	Размер ячейки, мкм	Средний диаметр пор, мкм	Минималь- ный диа- метр пор, мкм	Порис- тость, %	Высота ка- пиллярного поднятия воды, мм	Проницае- мость, 10 “Ю дм2
50	297	100	40	62,5	48,5	6,64
100	149	100	17	67,9	112,3	1,525
200	74	59	35	67,6	234	0,775
* Номер сетки по АСТМ соответствует числу на линейном участке в 1 дюйм.					меш — числ>	отверстий
Фитиль, выполненный из одинаковых сеток, имеет почти изот-
ропную структуру и пористость 0,6... 0,7. Фитили для испарителей
с изотропной пористой структурой не являются оптимальными. Так,
например, изотропный фитиль, составленный из трех слоев сетки
№ 100, имеет почти в 2 раза меньший капиллярный напор, чем
2. 3. Геометрические и гидромеханические характеристики
фитилей из пористого никеля
Размер частиц порошка, мкм	Средний диаметр пор, мкм	Мини- мальный диаметр пор, мкм	Порис- тость, %	Высота ка- пиллярного подъема воды, мм	Высота ка- пиллярного подъема фреона-113, мм	Проница- емость, 10-ю м2
150...297	70	4	65,8	247	—	2,74
297...841	80	1	54	407	178	0,81
297...846	80	10	69,6	175	51,4	3,00
122
трехслойный фитиль, состоящий из сеток № 50, 100 и 200, при оди-
наковой их пористости и проницаемости.
Значительное конструктивное сходство с сеточными фитилями
имеют фитили из изотропных и анизотропных пористых материа-
лов, но отличаются от первых по структуре и свойствам.
Применяются также пористые фитили, изготовленные из воло-
кон никеля и коррозионностойкой стали. Металлические волокнис-
тые материалы имеют значительно лучшие характеристики в срав-
нении с другими. Капиллярные свойства пористых металлов су-
щественно улучшаются после окисления их поверхности при нагре-
вании на воздухе. Эффективность окисления установлена пока
лишь для используемых в качестве рабочих тел воды и ацетона.
2.4.2.	Конструкционные фитили
Основным преимуществом всех конструкционных фитилей по
сравнению со вставными сеточными, порошковыми и волокнистыми
является их более высокая теплопередающая способность. Это
имеет большое значе-
ние для применяемых
рабочих тел и передачи
больших плотностей
радиального теплового
потока. Капиллярная
структура конструкци-
онного фитиля пред-
ставляет собой систему
каналов различного
профиля, прорезанных
на внутренней поверх-
ности стенки корпуса
тепловой трубы. Наи-
большее распростра-
нение получили прямо-
угольные, трапециевид-
ные и треугольные ка-
налы, показанные на
рис. 2. 15.
Рис. 2.15. Профили капиллярных каналов конст-
рукционных фитилей:
а—прямоугольный канал; б—трапециевидный канал; в—
треугольный канал
Фитили с прямоугольными каналами
Конструкционные фитили имеют для некоторых рабочих тел
(например, криогенных) на порядок большую теплопередающую
способность по сравнению со вставными сеточными вследствие
того, что тепло в них в зоне испарения и конденсации передается
в основном металлическим каркасом до межфазной поверхности (в
зоне испарения) или от межфазной поверхности (в зоне конденса-
ции), а через жидкость тепло идет только на узком участке длиной
в половину ширины канала, примыкающем к межфазной поверх-
ности. Следовательно, ширина канала и число каналов должны
123
выбираться оптимальными наравне с остальными размерами теп-
ловой трубы. У прямоугольных каналов оптимальные размеры
определяются только для глубины и ширины канала, остальные же
размеры оптимизировать пока не представляется возможным. Ка-
пиллярный радиус Ro, равный половине ширины конструкционного
канала оптимального фитиля, определяется по формуле
где
О __ /(ЛС)2 4- 4а2АВАС
0—	2сВ
д(2 1-х) нж (Z + Za) уж .
4u-n (Z + Za) .
C=Qxgl sin
(2.1)
(2-2)
(2-3)
(2.4)
<у — поверхностное натяжение, Н/м; х — отношение толщины ребра
к половине ширины канала; — коэффициент формы канала,
определяемый экспериментально; I — суммарная длина трубы, м;
/а — длина адиабатной зоны, м; уж— кинематическая вязкость
жидкости, м2/с; г — теплота парообразования, Дж/кг; — радиус
внутренней стенки тепловой трубы, м; /?п— радиус парового кана-
ла, м; цп— динамическая вязкость пара, Па-с; рп — плотность па-
ра, кг/м3; q}K — плотность жидкости, кг/м3; g— ускорение свободно-
го падения, м/с2.
Формула (2.1) справедлива для любых Двн и /?п, но каждому
Двн соответствует только один оптимальный радиус парового кана-
ла Rn.o, при котором теплопередающая способность тепловой тру-
бы максимальна. В общем случае оптимальное отношение Ra/Rm
находится итерационными методами.
Для условий невесомости формула (2.1) приобретает вид
R0o=VA/B,
(2. 5)
где Ro о—капиллярный радиус оптимального фитиля при нулевой
гравитации, а оптимальное отношение для фитилей, представляю-
щих каналы,экранированные сеткой,
R„/Rm=5/6.	(2.6)
Для сетчатых и тканых фитилей оптимальное отношение
/?,Жн=/2/3-	(2.7)
Формулы (2.6) и (2.7) применяются для предварительного вы-
бора профиля каналов. Окончательный расчет производится только
после того, как установлена оптимальная величина х, обеспечива-
ющая максимальное значение Q/A7. Пример расчета Ro и Rn/Rm
при х= 1 для тепловой грубы, рабочим телом у которой является
кислород 77К, приведен в табл. 2.4.

124
2. 4. К расчету оптимального конструкционного фитиля
/?ВН) мм	gl sin е, см2/с2	/?п.о, мм	(/?п ^вн)о	Ro, мм	/гк, мм	* «к
2,54	0	2,11	0,833	0,510	0,43	9
	500	1,79	0,705	0,179	0,75	21
	1520	1,55	0,610	0,078	0,99	42
	3040	1,44	0,555	0,042	1,13	70
3,82	0	3,19	0,833	0,787	0,63	9
	500	2,56	0,67	0,204	1,26	26
	1520	2,19	0,573	0,082	1,63	56
	3040	2,03	0,531	0,044	1,79	96
5,08	0	4,24	0,833	1,040	0,84	0
	500	3,28	0,646	0,219	1,80	31
	1520	2,81	0,553	0,085	2,27	69
	3040	2,65	0,522	0,044	2,43	126
6,35	0	5,29	0,833	1,295	1,06	9
	500	3,96	0,624	0,229	2,39	36
	1520	3,43	0,540	0,086	2,02	83
	3040	3,27	0,515	0,045	3,08	152
* hv -	- глубина каналов; пк — число каналов.					
Фитили с трапециевидными каналами
Лучшими гидромеханическими свойствами обладают капилляр-
ные каналы с трапециевидным профилем, у которого суженное
основание находится со стороны межфазной поверхности. Трапе-
циевидные каналы, подобно анизотропному фитилю, создают более
высокий капиллярный напор и меньшее гидравлическое сопротив-
ление, чем прямоугольные.
Фитили с треугольными каналами
Значительно проще в изготовлении капиллярная структура в
виде обычной винтовой резьбы треугольного или прямоугольного
профиля, которая может быть нарезана на токарном станке, разу-
меется, только в цилиндрических трубах. Вследствие большой дли-
ны пути жидкости по винтовому каналу его не применяют для
продольной транспортировки жидкости. Транспортировка осу-
ществляется в данном случае специальными артериями, подводя-
125
щими жидкость из конденсатора непосредственно к каждому витку
резьбы или их группам. Профиль резьбы зависит от свойств рабо-
чего тела и удельного теплового потока на поверхности испарителя.
Для тепловой трубы, рассчитанной на работу при низких тепловых
потоках в зоне испарения и использующей в качестве рабочего тела
ацетон, не обладающий хорошими транспортными свойствами, мо-
жно привести как пример профиль с утлом при вершине 20°, глу-
биной 0,178 мм и шагом 0,254 мм. В конденсаторе угол профиля
тот же, а глубина 0,33 мм и ширина 0,31 мм.
Приведем в качестве примера метод определения некоторых па-
раметров тепловой трубы, снабженной фитилем с прямоугольными
каналами.
Теоретическое исследование максимальных тепловых нагрузок
имеется для случая невозмущенного паровыми пузырями движения
жидкости от точки подвода х=0 до максимально удаленной от нее
точки канала л=хтах (см. рис. 2.15). Кривизна мениска жидкости
в начальной точке канала определяется гидравлическими потерями
в тепловой трубе до начала испарительной зоны. Если ими можно
пренебречь, то производительность канала максимальна, а мениск
в начальной точке имеет плоскую форму. В этом случае принято,
что кривизна его линейно увеличивается до точки х=хо, в которой
мениск становится максимально искривленным, не заглубляясь в
канал; если угол смачивания равен нулю, то мениск в этой точке
касателен к образующим канала. При дальнейшем движении
жидкости мениск заглубляется в канал. Решение основано на ис-
пользовании равенства градиента вязкостных потерь при ламинар-
ном течении жидкости градиенту капиллярного давления при ис-
кривлении мениска. На участке О'Л'^Хо площадь поперечного се-
чения потока, его гидравлический диаметр и приращение капил-
лярного давления зависят от угла р, связанного с х соотношением
а плотность теплового потока равна
где
sin2ct Г / » л — sin 8 — 23 \3 . Q 0
СКа) =-------\ ctga----------------------— sin3rf,3.
1(а)	16	? \	2COS2? /
(2.9)
(2. 10)
На участке л'о- x^.vmax площадь поперечного сечения потока и
его гидравлический диаметр являются функциями только коорди-
126
наты х. Плотность теплового потока на этом участке определяется
уравнением
gmax=NiKcose/'-----—-----Vc2(a),	(2.11)
\ Хтах ' *0 /
где	c2(o) = -^-[2-(a-2a)tgap.	(2.12)
192 sinda
Положение точки х0 находится приравниванием правых частей
уравнения (2.9) и (2.11) в соответствии с условием постоянства
теплового потока в испарителе:
Л-О=Л-,1ИХ/1---1	__.	(2. 13)
\	l//2^1(a)/^2(a) V
Подставив выражение х0 в любое из уравнений (2.9) или (2.11).
получим наибольшее значение максимальной плотности теплового
потока в испарителе с треугольным капиллярным каналом.
Действительная максимальная плотность теплового потока всег-
да меньше определенной по формулам (2.9) ... (2.13), так как гид-
равлическое сопротивление участка тепловой трубы до испарителя
имеет существенную величину. Следовательно, начальный мениск
будет искривлен по радиусу
/?Л_о=а cos 0/Да.т,	(2. 14)
где Дрт.т — потери давления в тепловой трубе без учета гидравли-
ческого сопротивления каналов испарителя.
Пределы нагрузок испарителя обсуловлены не кризисом пу-
зырькового кипения, а гидродинамическим механизмом течения ис-
паряющейся жидкой пленки. Сам факт высоких значений плотнос-
тей теплового потока на поверхности испарителя еще не подтвер-
ждает гипотезы о кипении теплоносителя в каналах, пока не изучен
вопрос о необходимом для закипания перегреве жидкости. Пере-
грев, при котором происходит закипание воды, можно определить
по приближенной формуле
х'Г __9н.в7?тах । 2aT’Hac(CI, — 1Д)	/п < г\
1 н.з—	Д-	,	(2- 10)
лж	Г Атах
где Д7Н.3 — перепад температур, необходимый для закипания, К,
<7н.з— соответствующая плотность теплового потока, Вт/м2; /?тах—
максимальный радиус центра парообразования, м; Хж — теплопро-
водность, Вт/(м-К}; Vu — удельный объем пара, м3/кг; — удель-
ный объем жидкости, м3/кг.
Для расчетной температуры и Дтах=0,00127 перепад получен
Д7Дз=22,8 К- При этом принята 7иас=366 К. В (2.1) указаны
о и г.
В начальной фазе кипения, пока количество пузырей пара ма-
ло, гидродинамика течения жидкости еще не очень сильно наруша-
127
ется и канал может устойчиво работать. Перегревы жидкости при
кипении определяются по формуле
—^—=0,013 (-2- 1/------------)TPri7, (2.16)
г	\ НкГ V £ (бж ~ бп) /
где ср — теплоемкость жидкости, кДж/кг-К; Ргж—-критерий
Прандтля для жидкости; 0,013 — .коэффициент для пары медь — во-
да; — динамическая вязкость жидкости, Па-с; q — удельный
тепловой поток, Вт/м2, остальные обозначения указаны в (2.1).
При малых плотностях теплового потока перегревы жидкости
меньше необходимого для закипания. По мере увеличения нагру-
зок и достижении Д7'=Д7'н.з перегревы увеличиваются скачком и
определяются уже режимом кипения. Развитое кипение сопровож-
дается обильным образованием пузырей, которые прерывают нор-
мальное течение жидкости, приводя к пересыханию канала.
Результаты моделирования термического сопротивления кана-
лов треугольного профиля, выполненных из меди, при испарении
воды аппроксимируются эмпирической формулой
— 6 75 е-о.0588а	1 — Stain/Sp / Rti
2^1(а) + ^2(а) '
(2. 17)
где Пи=аи25оДж — критерий Нуссельта для канала; аи—-коэффи-
циент теплоотдачи при испарении; а — полуугол профиля канала,
град; 2Smin=0,043 мм—-минимально возможная ширина канала,
полученная экстраполяцией данных при моделировании, при кото-
рой испаритель перестает работать; остальные обозначения указа-
ны в приведенных выше формулах.
Коэффициент теплоотдачи увеличивается с увеличением угла а
и уменьшением ширины канала.
2.4.3.	Комбинированные фитили
Значительное повышение гидромеханических характеристик
конструкционных фитилей с продольными каналами можно полу-
чить, комбинируя их со вставными пористыми или сеточными фити-
лями. Основной недостаток конструкционных фитилей заключает-
ся в том, что они по сравнению с фитилями из пористых материа-
лов имеют довольно большой условный диаметр капилляров и, сле-
довательно, наряду с малым гидравлическим сопротивлением со-
здают и низкий капиллярный напор. Поэтому они очень чувстви-,
тельны к внешним силовым воздействиям, в частности, к гравита-
ции. На рис. 2.15 показана в разрезе конструкция комбинированно-
го фитиля (а) для работы на криогенных жидкостях, состоящего
из продольных прямоугольных пазов в медном корпусе. Ширина
пазов 0,164 мм, глубина 1,63 мм, толщина ребра между ними
0,082 мм. Капиллярный напор комбинированного фитиля равен
напору, создаваемому сеткой, в то время как гидравлическое со-
противление равно сопротивлению прямых пазов. Гидромеханичес-
кие и теплопередающие характеристики комбинированных фити-
128
лей при испарительном режиме работы в несколько раз лучше, чем
у фитилей каждого из составляющих их типов в отдельности. Ком-
бинированные фитили имеют капиллярно-артериальную структуру.
2.4.4.	Артерии
При увеличении тепловых нагрузок и длин тепловых труб рас-
смотренные выше типы фитилей не обеспечивают требуемой степе-
ни циркуляции рабочего тела при сохранении заданных перепадов
температур, а конструкционные фитили в виде винтовой резьбы
вообще не в состоянии транспортировать жидкость в продольном
направлении. Это заставило конструкторов создавать разные ка-
пиллярные структуры, в которых возврат
жидкости из конденсатора в испаритель
обеспечивают специальные транспортные
выносные артерии, обладающие большим
свободным сечением по жидкости и малым
гидравлическим сопротивлением. Вынос ар-
терии в паровой канал является наиболее
прогрессивным принципом конструирова-
ния капиллярных устройств низкотемпера-
турных тепловых труб, предназначенных для
передачи тепла на большие расстояния.
Наиболее перспективно применение вынос-
ных артерий с конструкционными фитилями
в виде винтовой резьбы. В этом случае рез-
ба нарезается только на теплообменной по-
верхности, а в транспортной зоне она отсут-
ствует, так как перенос жидкости из конден-
сатора в испаритель полностью возлагается
Рис. 2.16. Спиральная не-
капиллярная выносная
артерия:
1—сеточная спираль: 2—стер-
жень; 3—продольные прово-
локи; 4—кожух артерии; 5—
резьбовой фитиль; 6—про-
дольные жгуты
на артерию.
Выносная артерия с большим сечением по жидкости для ци-
линдрической тепловой трубы внутренним диаметром 1'1,2 мм и
длиной около 2 м показана на рис. 2.16. Корпус трубы изготовлен
из алюминия. В центральной его части установлена жидкостная
артерия, а паровой канал занимает кольцевой зазор между арте-
рией и внутренней поверхностью стенки корпуса. Вдоль всей трубы
по ее оси протянут стержень 2, на который спирально намотана
стальная нержавеющая сетка 1. Зазор а между витками сетки ра-
вен 0,33 мм. Он фиксирован с помощью продольных проволок 3
такого же диаметра. Проволоки 3 привариваются к сетке точечной
сваркой перед скручиванием ее в спираль. Скрученную в спираль
сетку помещают в цилиндрический кожух 4, выполненный из кор-
розионностоикой стальной сетки. Шов кожуха тщательно запаива-
ют, чтобы в нем не было ни одного отверстия диаметром больше
размера ячейки сетки. В противном случае часть жидкости может
вытечь из артерии при работе в поле сил тяжести. Центровка и
крепление артерии внутри тепловой трубы, а также соединение ее
с резьбовыми фитилями 5 испарителя и конденсатора осуществля-
5	505
129
ется посредством четырех жгутов 6, расположенных в четырех точ-
ках по окружности и протянутых вдоль всей трубы. Жгуты состав-
лены из трех слоев стеклоткани, надетых один на другой. Хорошая
смачиваемость стеклоткани рабочим телом (ацетоном) создает
отличные условия для транспортировки жидкости из конденсатора
к испарителю через жгуты к артерии и от нее.
Таким образом, резьбовой фитиль выполняет только функции
насоса, т. е. создает капиллярный напор, и организатора процесса
теплообмена, не противоречащие друг другу, и практически пол-
ностью освобожден от транспортировки жидкости вдоль трубы.
Функцию же трубопровода выполняет транспортная артерия. Эта
Рис. 2.17. Конструкции некапиллярных выносных ар-
терий:
а—кольцевой зазор с большой шириной щели; б—централь-
ная сеточная артерия; в—центральная спиральная артерия
специализация значительно расширила возможности тепловых труб.
Последнее замечание более всего относится к так называемым не-
капиллярным артериям. Гидравлические потери в некапиллярных
артериях очень малы вследствией малой скорости течения жидкос-
ти и малой поверхности трения о стенки. Тепловые трубы с нека-
пиллярными артериями обеспечивают передачу тепловых потоков
до 1 кВт/см2 поперечного сечения на расстояние в несколько
метров.
К числу типичных элементов конструкций некапиллярных арте-
рий относятся: кольцевой зазор с большой шириной щели (а),
центральная сёточная артерия (б) и центральная спиральная ар-
терия (в), показанные на рис. 2.17. Две последние артерии часто
называют туннельными, подразумевая под туннелем сам некапил-
лярный канал. Заполнение некапиллярной артерии жидкостью про-
исходит под действием разности давлений насыщения в ней и па-
ровом канале. Для того чтобы давление насыщения в паровом кана-
ле было больше, чем в артерии, в последней жидкость должна быть
более холодной, чем пар. Практически это всегда имеет место в
стационарном режиме работы тепловой трубы, так как жидкость
в артерию попадает из конденсатора, из самого холодного места
трубы. Несмотря на малый температурный перепад, он создает
разность давлений, вполне достаточную для заполнения артерии,
а в ряде случаев эта разность давлений намного превышает капил-
лярный напор фитиля. Зависимость располагаемого перепада дав-
лений насыщения, выраженного в единицах столба жидкости, от
130
разности температур получается из уравнения Клапейрона — Клау-
зиуса
-А^-=—Дду-
(2.18)
где Rn — газовая постоянная, Дж/(кг°С); остальные величины
приведены ранее.
В левой части уравнения указан напор, создаваемый единичной
разностью температур. Например, при температуре 323 К для соз-
дания напора в 30 мм столба аммиака достаточно разности темпе-
ратур всего 0,004 К, а такого же столба воды — 0,5 К-
Тепловая труба с некапиллярной артерией типа изображенной
на рис. 2.17,в, при внутреннем диаметре корпуса 23,7 мм, длине
2,44 м и внутреннем диаметре туннеля 5,1 мм, заправленная амми-
аком, обеспечивает передачу в горизонтальном положении макси-
мального теплового потока 3,1 кВт с плотностью 700 Вт/см3.
Некапиллярные артерии имеют два крупных недостатка, кото-
рые необходимо учитывать при конструировании тепловой трубы.
При равенстве температур пара и жидкости, например, при от-
сутствии теплопереноса жидкость может вытечь из некапиллярного
канала. Вероятность опорожнения артерии, частичного или полно-
те, возрастает еще больше при отрицательном перепаде температур
в случае внезапного уменьшения температуры пара вследствие
скачкообразного уменьшения теплового потока или уменьшения
температуры теплоотвода. В этих случаях жидкость на некоторое
время оказывается перегретой по отношению к пару и начинает
испаряться внутри артерии. Следовательно, для некапиллярных
артерий в некотором роде критическими являются режимы неста-
пионарные — запуск и переключение на пониженную нагрузку.
Второй недостаток некапиллярной артерии — возможность ее
закупорки или опорожнения вследствие накапливания в ней некон-
денсирующегося газа, если он присутствует в тепловой трубе. Газ
может попасть в артерию вместе с жидкостью в растворенном
состоянии или прорваться через пористые участки ее стенок в ре-
зультате пульсаций давления, величина которых имеет одинаковый
порядок с капиллярным. Такие пульсации возникают в газорегули-
руемых тепловых трубах на нестационарных режимах, когда паро-
газовая граница продвигается в конденсатор. Появившиеся в арте-
рии пузырьки газа быстро насыщаются паром, и их объем много-
кратно увеличивается Движущаяся жидкость увелекает их в испа-
рительную часть артерии, где они могут накапливаться, если не
приняты меры к их удалению.
2.4.5.	Совместимость материалов и рабочих тел
Характеристики тепловых труб при длительной работе зависят
от неизменности свойств материалов, рабочего тела и количества
неконденсирующегося газа. Если материалы, применяемые в кон-
струкции, химически взаимодействуют между собой и с рабочим
5*
131
герметизации трубы. Практика конструирования показывает, что
для каждого рабочего тела можно указать довольно узкий пере-
чень материалов, сочатание которых позволит получить достаточ-
но длительный срок службы тепловой трубы. Известные данные
по этому вопросу сведены в табл. 2.5, в которой знаком « + » отме-
2. 5. Совместимость материалов и рабочих тел,
применяемых в тепловых трубах
Теплоно- ситель	Сталь кор- розионно- стойкая	Медь	Алюминий	Никель	Титан
Вода	+	+	—.	—	+
Аммиак	+	+	4-	+	+
Метанол	+	+	—	—	+
Ацетон	+/-	+	+	+	0
Фреоны	0	0	+	0	0
чены рекомендуемые сочетания, совместимые материалы и рабочие
тела; знаком « + /—» отмечены пары, относительно применения
которых имеются противоречивые сведения; знаком «—» обозначе-
на несовместимость материала и рабочего тела, а знаком «О» —
отсутствие сведений. В таблицу включены только те данные, кото-
рые получены непосредственно в тепловых трубах, поскольку уело-	q
вия работы в них отличаются от тех, при которых получено боль-	|
шинство результатов по коррозии. В табл. 2.6 даны конкретные
примеры с результатами испытаний тепловых труб, проведенных
различными исследователями и организациями. Знаком «—» обоз-
начена несовместимость рабочего тела и материалов, знаком «О» —
отсутствие достоверных данных.
2. 6. ,Время надежной работы (в тыс. ч) тепловых труб в зависимости
от используемого материала и рабочего тела
Материал стенки и капиллярной структуры	Аммиак 25° С	Метанол 110° С	Вода 130° С	Ацетон 45° С	Дифенил эфир 300...310° С
Алюминий	12,0	—	0	19,7	0
Медь	12,0	20,6	31,7	0	0
Никель	12,0	—	—	18,0	0
Коррозионно- стойкая сталь	12,0	20,9	10,0	0	3,2
Титан	18,0	20,9	21,7	0	0
132
2.5.	РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ ТРУБЫ
Известные методы расчета тепловых труб имеют частный харак-
тер. Это объясняется тем, что даже для определенного температур-
ного диапазона условия работы тепловых труб характеризуются
сложностью и разнообразием протекающих взаимодействующих
процессов, таких как испарение и конденсация в широком интер-
вале температур и давлений, перенос пара и жидкости в артериях
и пористых фитилях, газодинамическое ускорение и торможение
потоков и т. д. Поэтому в качестве примера рассмотрим лишь один
из многих методов расчета.
В общем виде работу тепловой трубы следует рассматривать
как совокупность одновременно действующих гидродинамических
процессов переноса массы и термодинамических процессов пере-
носа тепла. Опишем эти процессы.
2.5.1.	Гидродинамический перенос массы потока
Гидродинамический перенос массы потока определяется из ба-
ланса давлений в местах раздела фаз
( ДА,)И + (ДАп)т + ( Д рп)к + ( ДАк)и+ (ААД + ( Д Ак)к +
+ 2ДАф ± (ДА0м ± (ДА,)М<(ДАкап)max»	(^* 19)
где (Арп)и> (А/9п)т, (Арп)к — вязкостные потери давления по пару
в зонах испарения, транспортировки и конденсации соответственно:
(Арж)в, (Арж)т, (Арж)к — вязкостные потери давления по жидко-
сти в зонах испарения, транспортировки и конденсации соответст-
венно; 2Арф — сумма скачков давления при фазовых переходах;
(Арж)м, (Арп)м — перепады давлений в жидкости и паре, вызван-
ные действием массовых сил; (АрКап)тах—максимальный капил-
лярный напор, развиваемый в пористом фитиле.
Каждый член выражения (2.19) можно написать в виде зависи-
мости от геометрических величин соответствующего участка, физи-
ческих свойств рабочего тела, режима его течения и массового рас-
хода жидкости или пара, связанных с передаваемой мощностью
равенством Q=mr. Даже из вышеизложенного видно, какое боль-
шое количество расчетных формул нужно иметь для описания гид-
родинамического переноса массы потока. Рассмотрим влияние не-
которых элементов и параметров тепловой трубы на отдельные чле-
ны уравнения (2.19).
Перепад давлений в жидкости при использовании сетчатого
фитиля в цилиндрической тепловой трубе
ДРж^Нж^жМ^еж)-	(2.20)
Аналогично для канального фитиля
дАж=32Рж^Л/(^жй1г.жеж)-	(2.21)
133
Перепад давлений в жидкости в кольцевом зазоре толщиной б
в цилиндрической тепловой трубе
Држ = 12ржтжЛ/(л Д,8зеж).	(2.22)
Перепад давлений в жидкости при использовании сетчатого фи-
тиля и торцевом подводе тепла к цилиндрической тепловой трубе
ААк=Нж0ж/?и/(37<еж);	(2.23)
при подводе тепла к полуцилиндру с радиусом /?ц
л/’ж=РжОж/?ц/(/<'еж);	(2.24)
при одностороннем подводе тепла к основанию цилиндра с радиу-
сом .R и площадью Рф
_1ы£ж£фГ2/?	R
Рм ~ KQk L~~ (лР +
(2. 25)
(2. 26)
Перепад давлении без учета сжимаемости пара в цилиндричес-
ком канале при L/d<20, ReK—>-0
,	192а, tQL эф
^Рп=------л--- ’
леХ/
в плоском канале при £/й<20, Кед<2
16(1^
Дй“—
в канале произвольной формы при L/d>30, Refi<2
Дд,=0.
(2. 27)
(2. 28)
Перепад давлений при учете сжимаемости пара в области низ-
ких давлений для цилиндрических труб определяется по формуле
Буссэ
(^Р10и
р*
, . k— 1
1 д
2 (7И*)2^-1—1,
(2. 29)
где рп* и 7ИП*— параметры пара на выходе из испарителя.
Перепад давлений при фазовых переходах определяется по фор-
муле газокинетической теории испарения
Д/’Ф=3Q у W77(5rFn).	(2. 30)
По формулам (2.20) ... (2.22) легко прослеживается влияние ти-
па фитиля на Арж, по (2.23) ... (2.25) — влияние формы испарителя
(конденсатора) на Држ и ио остальным формулам влияние формы
канала и режима движения рабочего тела на Ари.
Перепады давлений, вызванные действием массовых сил, могут
быть положительными или отрицательными в зависимости от на-
правления этих сил относительно движения рабочего тела, а по ве-
личине они могут намного превосходить другие составляющие вы-
134
ражения (2.19). В виде примера приведем уравнения для условий
гравитации или действия центробежных сил
sin	(2.31)
(д/^ц=еж<»2£(/?о+£),	(2.32)
где Ro — минимальный радиус вращения тепловой трубы; w — час-
тота вращения; <р— угол наклона тепловой трубы; g— ускорение
свободного падения.
Эти уравнения, безусловно, не исчерпывают всего многообразия
перепадов давлений в тепловых трубах и должны уточняться по
мере более глубокого изучения процессов, протекающих в тепло-
вых трубах.
2.5.2.	Термодинамический псфенос потока тепла
Общий перенос тепла от наружной поверхности испарителя к
наружной поверхности конденсатора осуществляется теплопереда-
чей от стенки к пару в зоне испарения и от пара ik стенке в зоне
конденсации при заданных граничных условиях теплообмена с
внешней средой на обоих концах тепловой трубы. Описание этого
процесса сводится к рассмотрению баланса перепадов температур
на отдельных участках тепловой трубы, сумма которых не должна
превышать располагаемый перепад температур между источником
и средой, отводящей тепло
(ДТ'внешк 4- (Д^кор)и + (Д^ф)и + (ДТ'ф.п^и + (Д^п)0 +
+ (Д7'ф.п)К + (А^ф)к + (ДЛор)к + (ДЛиеШ)к = Л-Л,	(2- 33)
где АТ’внеш— перепад температур между наружной стенкой и внеш-
ней средой; ДЛюр — перепад температур по толщине стенки корпу-
са; АТф — перепад температур по толщине смоченного фитиля;
ДТф.п — скачки температур при фазовых переходах; (АГП)О— пере-
пад температур пара вдоль оси тепловой трубы из-за падения дав-
ления; Тт и Тх—-температура горячего и холодного участков сис-
темы соответственно.
Каждый из членов левой части уравнения является функцией
тепловой нагрузки Q, следовательно, эта нагрузка будет всегда ог-
раничена величиной (Т’г—Т\)тах-
Величина АТ’внеш определяется конкретными условиями тепло-
обмена с внешней средой. Другие члены рассматриваемого уравне-
ния не имеют однозначной зависимости от Q. Их вид определяется
режимами движения рабочего тела, температурным уровнем рабо-
ты тепловой трубы, испарением или кипением в фитильной струк-
туре, структурными характеристиками фитиля, геометрией тепло-
вой трубы и т. д.
Из уравнений (2.19) и (2.33) следует, что существуют предель-
ные значения передаваемой мощности тепла при конкретной конст-
рукции. Максимальное капиллярное давление (А/?кап)шах определя-
ет величину наибольшей циркуляции рабочего тела. Общий поток
тепла ограничен также максимальным располагаемым перепадом
135
температур между источником и средой, отводящей тепло, (Тт—
^х)тах-
Кроме ограничений общего вида существуют также ограниче-
ния локальных процессов на различных участках переноса тепла
и массы. Эти ограничения обуславливаются достижением звуковой
скорости, началом закипания или кризисом кипения, затвердева-
нием рабочей жидкости в конденсаторе, кинетикой фазовых пере-
ходов, условиями внешнего теплообмена и т. д. Эти ограничения
носят независимый характер, поэтому необходимо рассмотреть
влияние каждою из них при данных условиях работы. В этом слу-
чае сопряжение гидродинамических и термодинамических перено-
сов потоков массы и тепла является необходимым этапом расчета.
Необходимость этого положения становится очевидной, если
учесть две основные задачи, с которыми приходится встречаться на
практике при конструировании тепловых труб.
1.	Определение геометрии тепловой трубы, выбор фитиля и ра-
бочего тела для передачи заданной нагрузки Q при определенных
условиях работы. Эта задача может быть дополнена как требова-
нием ограничения температурного перепада вдоль тепловой трубы,
так и требованием оптимизации габаритно-весовых показателей.
2.	Определение рабочей характеристики	тепловой
трубы заданной геометрии для различных условий эксплуатации.
И в то,м и в другом случае только объединение методов расчета
предельных и допредельных характеристик позволяет получить
правильные результаты. Это также в полной мере относится и к
расчету регулируемых тепловых труб, работающих либо при пере-
менных условиях теплообмена с окружающей средой, либо при пе-
ременной тепловой нагрузке.
2.5.3.	Краткий метод расчета тепловой трубы
Рассматриваемый метод расчета применим для низкотемпера-
турных и умереннотемпературных тепловых труб, работающих при
давлении пара рп>0,01 МПа. Числа КеЛ= К;;/?п/т в испарителе и
конденсаторе не должны превышать величины 2.
Как уже отмечалось, основное условие работоспособности в ста-
ционарном режиме имеет вид
кап д/с + дА, ± Д/Ч-	(2-34)
Капиллярный напор Аркап в насыщенном жидкостью фитиле
существует благодаря разности давлений пара и жидкости у ис-
кривленной поверхности раздела. Согласно уравнению Лапласа—•
Юнга
Д^=а(1//?1 + 1/Т?2),	(2.35)
где Ар — перепад давлений у поверхности раздела, Па; Ri и R?—
радиусы кривизны поверхности в двух ортогональных направле-
ниях, м; о—поверхностное натяжение, Н/м.
В качестве допущения полагаем, что поверхность раздела жид-
кости и пара сферическая (R] = Rz), и радиусы кривизны менисков
136
в испарителе и конденсаторе равны соответственно /?п и 7?к. Чтобы
получить капиллярный напор в тепловой трубе, необходимо иметь
Ар в испарителе больше, чем в конденсаторе. Испарение жидкости
в испарителе приводит к заглублению поверхности раздела и
уменьшению радиуса кривизны, в то же время в конденсаторе име-
ет место противоположный эффект. Результирующий капиллярный
напор, как известно, равен
ДАап = 2а/7?н-2а//?к.	(2.36)
Как правило, в конденсаторе фитиль бывает полностью затоплен
жидкостью, поэтому можно считать, что RK—>-оо. В испарителе
радиус кривизны мениска есть величина переменная, и ее мини-
мальное значение
#min=rK/cos9,	(2.37)
где г„ — радиус капилляра; 6 — угол смачивания. Таким образом,
максимальное значение капиллярного напора определяется выра-
жением
дАап=2з/7?т1п.	(2.38)
Течение жидкости в фитилях тепловых труб характеризуется
низкими значениями скоростей и чисел Рейнольдса. Поэтому инер-
ционными эффектами можно пренебречь и рассматривать только
силы вязкостного трения. В этом случае течение жидкости через
пористую среду описывается законом Дарси
(z)
rfz ЛТ’фбж
(2. 39)
где pJK— динамическая вязкость жидкости; — плотность жидко-
сти; m№(z) —массовый поток жидкости в сечении с координатой z;
k — проницаемость; Кф — площадь поперечного сечения фитиля.
Если подвод и отвод тепла осуществляется равномерно по по-
верхности, то интегрированием
тепловой трубы определяются
жидкости в фитиле
последнего уравнения
потери давления при

СУэф^ж
^бж/Гф
по длине
движении
(2. 40)
где /Эф=/а+(4i+^k)/2 — эффективная длина тепловой трубы (см.
рис. 2.1); Q — величина передаваемой тепловой мощности; i—
скрытая теплота парообразования.
При расчете падения давления в паровом потоке следует учи-
тывать не только силы вязкостного трения, но и инерционные эф-
фекты. Градиент давления пара под действием вязкостного трения

dpn \
rfZ /тр
(2.41)
где mn(z)—массовый поток пара в сечении с координатой z; рп —
динамическая вязкость пара; рп — плотность пара; Fn — площадь
поперечного сечения по проходу пара.
137
Градиент давления пара под действием инерционных сил
dpn \ =	8mnU) rfmn(z)
dz /ин	Зби^п dz
(2.42)
В результате интегрирования последних двух уравнений приме-
нительно к цилиндрической тепловой трубе с гомогенным фитилем
получаем уравнение для определения потери давления при движе-
нии пара
Зф/эфЧ-п
да
(2.43)
Последний член Дрм в выражении (2.34) характеризует перепад
давлений в жидкости' в результате действия массовых сил. Чаще
всего в качестве таковых рассматриваются силы гравитации, и в
этом случае перепад давлений равен
ДА= ± 6»^cos?,
(2.44)
где g— ускорение свободного падения; ср — угол между осью тру-
бы и направлением вектора ускорения g; I — длина трубы (см.
рис. 2.1).
Максимальная тепловая мощность, которую может передавать
тепловая труба заданной геометрии, определяет ее теплопередаю-
щую способность. Эта важная характеристика зависит от темпера-
турного диапазона, свойств рабочей жидкости, вида капиллярной
структуры.
Различают звуковую границу, фитильную границу и границу
вследствие взаимодействия потока пара и жидкости.
Звуковая граница. Это ограничение, как отмечалось, возникает
при достижении паром скорости звука и характерно преимуществен-
но для высокотемпературных тепловых труб. Величина предельно-
го теплового потока определяется из уравнения
QsB л/^п^звбп^**
(2.45)
Скорость звука пзв для идеального газа может быть найдена по
формуле
(2.46)
Фитильная граница. Наиболее вероятным пределом, ограничи-
вающим теплопередающую способность тепловых труб в средне-
температурном диапазоне, является фитильная граница. Если по-
тери давления, связанные с сопротивлением при движении жидко-
сти и пара, превысят перепад давлений, за счет которого жидкость
перемещается по фитилю из конденсатора в испаритель, то произой-
дет осушение фитиля и перегрев корпуса тепловой трубы. Макси-
мальное значение тепловой мощности, соответствующее данному
138
(2. 47)
пределу, можно получить, комбинируя -уравнения (2.34), (2.38),
(2.40), (2.43), (2.44)'
Г (2g//?,nill ± Qxgl cos у)
[Р'ж/(^Ржб'ф) 4~ 8р.п/(л Qn/?,,)]
Граница, обусловленная взаимодействием потоков пара и жид-
кости. Взаимодействие между паром и жидкостью в фитиле харак-
терно в первую очередь для тепловых труб с открытыми канавка-
ми. При больших скоростях движения пар может существенно тор-
мозить подачу жидкости в испаритель. Критерием оценки данного
взаимодействия является критерий Вебера
We=^zF,	(2.48)
<J
где zF — характерный размер поверхности взаимодействия. Уста-
новлено, что влияние указанного взаимодействия начинает прояв-
ляться при We=I. Максимальная тепловая мощность, обуславли-
ваемая данным пределом, определяется выражением
^Р = «„0пЛк=|/	(2.49)
Обычно при расчете тепловой трубы требуется ответить на два
основных вопроса:
1) не превышает ли заданная величина Q предельных значений
QЗВ? Qtp ИЛИ Q());
2) какая разность температур между источником и стоком теп-
ла необходима для передачи заданной тепловой мощности Q.
На первый вопрос ответ дают уравнения (2.45), (2.49), (2.47).
Рассмотрим теперь вопрос о разности температур Представим
процесс передачи тепла в тепловой трубе с помощью схемы терми-
ческих сопротивлений (см. рис. 2.9).
Разности температур, соответствующие термическим сопротив-
лениям подвода и отвода тепла R1 и R2 (см. рис. 2.9) рассчитыва-
ют обычными методами в зависимости от способа подвода или от-
вода тепла (конвекция, кондукция, радиация). Для цилиндричес-
кой стенки Д72 и /\Т'2' с термическими сопротивлениями стенки
трубы R2 и R2’ рассчитывают по формуле
ду-	вн/ R.K
2ллст
где qi — линейная плотность теплового потока; Хст — теплопровод-
ность стенки.
Для испарительного режима работы, когда не наблюдается ки-
пения жидкости в фитиле, термические сопротивления фитиля в
зоне подвода и отвода тепла R3 и R3' рассчитывают по обычным
уравнениям теплопроводности для цилиндрической или плоской
стенки с использованием параметра 7,Эф, который характеризует
эффективную теплопроводность насыщенного жидкостью фитиля.
(2. 50)
139
рт^-
ДГ„^—ДЛ„
гр,л
Для фитиля, не спеченного со стенками трубы, для определения
Л:,ф можно воспользоваться отношением
х = /ж + Хм-(1-е)(Хж-Хм)	2 51)
^•JK +	+ (1 - Е) Еж — ^м)
где — теплопроводность жидкости в Вт/(м-К);	— теплопро-
водность материала фитиля в Вт/(м-К); е— пористость.
Термическому сопротивлению, связанному с перепадом давле-
нии по паровому потоку, соответствует перепад температур
(2. 52)
где R — газовая постоянная. Суммируя все АТ, получим общий пе-
репад температур, соответствующий данному значению Q.
При разработке систем с применением тепловых труб проекти-
рование последних начинается с выбора рабочей жидкости, фитиля
и корпуса трубы. Выбор рабочей жидкости в первую очередь опре-
деляется температурным диапазоном, в котором будет работать
тепловая труба. Рабочий диапазон температур должен находиться
в пределах между тройной и критической точками. Если возможно
использовать в данном диапазоне несколько жидкостей, то рас-
сматриваются следующие вопросы:
1)	совместимость жидкости с фитилем и стенкой;
2)	смачиваемость;
3)	величина комплекса афж/бж (чем больше значение этого
параметра, тем лучше транспортные свойства жидкости);
4)	величина (чем больше тем меньше будет перепад тем-
ператур при том же Q).
Выбор фитиля зависит от заданных величин Q, АУ и технологи-
ческих возможностей, а так же от геометрии теплопередающего
устройства.
Корпус трубы должен удовлетворять прочностным требованиям,
а также условиям совместимости с рабочей жидкостью (см. табл.
2.5).
Для уменьшения термического сопротивления фитиля и одно-
временного увеличения теплопередающей способности следует
стремиться фитиль у поверхности подвода тепла делать минималь-
ной толщины, а возврат жидкости от конденсатора к испарителю
организовывать с помощью артерий, которые могут располагаться
вдоль оси тепловой трубы.
2.5.4.	Пример расчета тепловой трубы
Произведем расчет тепловой трубы для следующих условий.
1.	Отвод тепла от источника, выделяющего <2=30 Вт, необходимо обеспечить
в диапазоне температур А/=50 ... 70° С.
2.	Конструкция источника тепла и условия отвода тепла определяют сле-
дующие геометрические размеры (см. рис. 2.1): /=600 мм, /и=100 мм, 1а—
= 300 мм, /,;=200 мм.
140
3.	Положение трубы горизонтальное, т. е. (р=90с.
4.	Разность температур испарите ”я и конденсатора не должна превышать
6° С, т. е. 7’”т — 7“Г<6°С.
5.	Корпус тепловой трубы изготовлен из нержавеющей стали, наружный ди-
аметр его d„= 10 мм, внутренний диаметр dBH=9 мм.
6.	В качестве капиллярной структуры используются два слоя сетки из нержа-
веющей стали с размером ячейки на просвет 0,14X0,14 мм; диаметр проволоки
у такой сетки dnp=0,09 мм, толщина сетки бс=0,18 мм, пористость фитиля е=
=0,7, проницаемость £=2,52 • 10~10 м2.
По условиям совместимости рабочим телом может служить вода, аммиак,
метанол. Сравнение их по параметру эффективности рабочего тела (жидкости)
Л^ж=огрж/|11к и Х,к дает при 60° С следующие результаты:
для воды Л'ж=3,18-1011 Вт/м2, £ж=0,65 Вт/(м-°С),
для аммиака 7VH<=3,781010 Вт/м2, £ж=0,401 Вт/(м°С);
для метанола Л/ж=4,411010 Вт/м2, £ж=0,207 Вт/(м°С).
Таким образом, из рассмотренных теплоносителей лучшими свойствами по
переносу тепла обладает вода.
Определяем геометрические величины тепловой трубы, которые понадобятся
в дальнейшем.
Толщина двухслойного фитиля
8ф = 2БС = 2-0,18= 0,36 мм= 0,36-10—3 м.
Диаметр парового пространства
dn=dBH —2Вф = 9-2-0,36 =8,28 мм =8,28-10-3 м.
Площадь сечения фитиля
Дф = л(^н — <^)/4 = 3,14(9,02 - 8,28)2/4я=9,81 мм2 = 9,81-10-6 м2.
Площадь сечения парового пространства
ad?	3,14-8,282
Ди =------= —-----------= 53,8 мм2 = 53,8-10-6 м2.
4	4
Эффективная длина трубы
(0,14-0,2)
1эф — < + (4 + ^к)/2 = 0,3 +	—	=0,45 м.
Проверим тепловую трубу по возможным пределам теплопереноса. Предель-
ный тепловой поток по скорости звука определяется для нижнего уровня тем-
пературы, т. е. 50° С.
0зв= Fnu3BQur = Fn 1/ — RTgnr= 53,8-10—бх
г со
X т >1,18/3,72) 462 323-0,083• 2380-103 = 4360 Вт.
Предельное значение много больше, чем заданная тепловая нагрузка, т. е.
условие звуковой границы выдерживается.
Предельный тепловой поток вследствие взаимодействия между паром и жид-
костью можно рассчитать по формуле
Стр — 1	%Fи»
где в качестве z принимаем размер ячейки на просвет, т. е. z=0,14 мм
=	<0,13-66,18-10-з(235ТОГ = w7
Vrp [/	0,14-Ю-з
что также существенно превышает заданное значение Q.
141
Значение фитильного предела рассчитываем по формуле (2.4/)
г ~-----+ Ои+7 cos у
* __________________/_
j / Рок	8р-п \
^эф I ,	~ г 4 |
*еж^ф	ле,,/?’j
Поскольку <р=90°, то второе слагаемое в числителе этой формулы равно ну-
лю; а /?тщ=0,07 мм — половина размера ячейки на просвет,
2350-103.2-66.18-Ю-з
Оф =---------------
0,07-10-3.0,45
________4,8-10-4________ 8,120-10-7
2,52-Ю-Ю-983-9,81-10-6 +3,14-0,13 (4,14-10—3)4
= 49,6 Вт.
Следовательно, и этот предел не достигается.
Наконец, определяем, какая разность температур требуется для переноса
30 Вт тепла вдоль тепловой трубы.
Линейная плотность теплового потока в испарителе
<7И = Q//H = 30/0,1 = 300 Вт/м.
Линейная плотность теплового потока в конденсаторе
qK = Q/lK = 30/0,2 = 150 Вт/м.
Эффективная теплопроводность фитиля
Хж + Хм-(1-е)(Хж-Хм) _ 0 С5 0,65+ 17-(1 -0,7) (0,65- 17)^
Эф ЖХж + Хм + (1-е)(Хж-Хм)	’ ° 0,65+ 17 +(1 -0,7)(0,65-17)
= 1,15 Вт/(м-°С).
Перепад температур в стенке испарителя
gllln(rfH/rfBH) 300-2,3 1g (10/9)
А к 1 =   	= ------- ~ = U, Zy С .
2лХст	2-3,14-17
Перепад температур в фитиле испарителя
g„ln(/ZBH/rfH) 300-2,3 1g (9/8,28)
& i 2 ~~~	г:	'	—	—'	•
2лХэф	2.3,14-1,15
Перепад температур в фитиле конденсатора
.™ 1ч (rfRH/rfii) 150-2,3 1g(9/8.28) „о
А/	= 1	' _ ...—	= 1 , /Z C,.
2лХэф	2-3,14-1,15
Перепад температур в стенке конденсатора
gKln(rfH/rfBH) 150-2,3 1g (10/9)
А/ 4=-------	= -------—-----------— U , IO С,
2лХ„	2-3,14-17
Общий перепад температур
Д7 = Т"т —	= Д71 + ДТ2 + ДТ3 + ДТ4 = 0,29+ 3,44+ 1,72+ 0,15 = 5,6° С.
Расчетный перепад температур удовлетворяет заданному перепаду, равно-
му 6° С.
2.5.5.	Дальнейшее развитие тепловых труб
Анализ патентной, технической п научной литературы показы-
вает, что наметился качественно новый скачок в расширении все-
сторонних исследований тепловых труб. Особенно широким фрон-
142
том ведутся комплексные работы по исследованию и конструиро-
ванию тепловых труб и систем с применением тепловых труб. Боль-
шое внимание уделяется совершенствованию и оптимизации капил-
лярной структуры, изысканию новых рабочих тел, новых материа-
лов и исследованию их совместимости. С возрастающей интенсив-
ностью ведутся поиски, разработки и внедрение новых технологи-
ческих процессов по изготовлению капиллярных систем и элемен-
тов, обеспечивающих герметичность тепловых труб.
С расширением применения тепловых труб нужно ожидать уточ-
нения описаний термодинамических процессов, протекающих в
тепловых трубах, и появления новых методов расчета, позволяю-
щих получить более точные и достверные результаты.
Вследствие ограниченного диапазона рабочих температур одно-
компонентных тепловых труб ожидается широкое применение двух-
компонентных труб. Добавление к основному рабочему телу неко-
торого количества другого рабочего тела с более высоким давле-
нием паров улучшает рабочие характеристики и эффективность
таких тепловых труб по сравнению с одноком-понентными.
Кроме рассмотренных простейших тепловых труб с гомогенным
фитилем, очевидно, найдут применение специальные тепловые
трубы, имеющие улучшенные характеристики. Так, для увеличения
теплопередающей способности кроме капиллярных фитилей можно
рационально использовать дополнительные движущие силы, в за-
висимости от рода которых эти тепловые трубы будут электро-
осмотическими, электродинамическими, магнитодинамическими,
центробежными.
ВИХРЕВЫЕ ТРУБЫ
2.6.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ВИХРЕВЫХ ТРУБАХ
Вихревая труба представляет собой устройство для разделения
тангенциально вводимого в цилиндрическую (коническую) камеру
потока газа на два выходящих потока с различной температурой.
Эффект энергетического разделения газа, протекающего в вих-
ревой трубе, был открыт Банком в 1931 г.
Многосторонние исследования эффекта разделения газа в вихре-
вой трубе продолжаются и по настоящее время. Наряду с теорети-
ческими и экспериментальными ведутся конструкторско-эксплуата-
ционные исследования, а также разработка вихревых труб и поиски
сферы их применения в промышленности.
Большой научный вклад внесли советские ученые в разработку
новой, более точной гипотезы, объясняющей эффект энергетическо-
го разделения газа, в создание новых конструкций вихревых труб
и внедрение их в промышленность.
Главные достоинства вихревых труб: конструктивная простота,
безынерционное получение холода и высокая надежность работы.
Во многих теплотехнических установках, созданных в разных от-
раслях промышленности, применены вихревые трубы, и их даль-
нейшее широкое распространение в народном хозяйстве неизбежно.
143
Требования к расчету и конструированию вихревой трубы вслед-
ствие простоты ее устройства кратки.
При создании новых вихревых труб для конкретных условий и
назначения перед исследователем и конструктором всегда ставится
задача обеспечить высокую температурную эффективность трубы
/?х при соблюдении всех технических требований, являющихся ис-
ходными данными для расчета и конструирования вихревой трубы.
Основные из этих требований:
—	холодопроизводительность Qx;
расход холодного воздуха Gx;
—	температура холодного воздуха на выходе из трубы /х;
—	давление холодного воздуха на выходе из трубы рх;
— давление воздуха на входе в трубу рг,
—	температура воздуха на входе в трубу Л;
—	максимально допустимые значения массы и габаритов вих-
ревой трубы;
—	предельные значения динамических нагрузок;
—	устойчивость против коррозии;
— специальные и другие требования, если они необходимы.
Классификация вихревых труб по их назначению такова: тем-
пературные разделители, вакуум-насосы, разделители фаз, элемен-
ты пневмоавтоматики. Во всех вихревых трубах осуществляется
эффект энергетического разделения газа.
Работа вихревых труб может осуществляться по прямоточной,
противоточной и прямоточно-противоточной (смешанной) схемам
с разными способами отвода тепла.
Можно было бы продолжать дальше классификацию вихревых
труб, в частности, по конструктивным особенностям, но вследствие
наличия случайных конструкций и многих еще не изученных физи-
ческих явлений, протекающих в процессе энергетического разделе-
ния газа, делать это пока преждевременно.
2.7.	СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ ВИХРЕВЫХ ТРУБ
2.7.1.	Вихревые трубы — температурные разделители
Основное назначение данного вида вихревой трубы заключается
в разделении входящего в трубу потока газа на два потока с раз-
личными значениями температуры. На рис. 2.18 показаны три схе-
мы, по которым могут работать такие вихревые трубы.
Если в гладкую цилиндрическую трубу 2 ввести через сопло 4
воздух по касательной к стенке так, чтобы он образовал внутри
трубы вихрь, и прилегающий к соплу конец трубы закрыть заглуш-
кой 5, а на другом конце трубы установить дроссель 1, то при опре-
деленной степени расширения газовый поток разделится на две
составляющие. При этом газ, выходящий из трубы 3, будет иметь
более низкую температуру, чем газ, поступающий через сопло 4.
Назовем этот поток холодным. Газ, выходящий через дроссель /,
наоборот, будет более горячим, чем газ, поступающий в сопло 4.
Данный поток будем называть горячим. Вихревая труба, работаю-
144
щая по схеме, когда холодный и горячий потоки движутся в трубе
в одном направлении, называется прямоточной вихревой трубой.
Если в трубу 7 ввести через сопло 8 воздух, а прилегающий
к соплу 8 конец трубы закрыть диафрагмой 9 с центрально распо-
ложенным в ней отверстием и на другом конце трубы поставить
дроссель 6, то через отверстие в диафрагме будет идти холодный
поток, а через дроссель 6—горячий поток. Вихревая труба, рабо-
тающая по схеме, когда холодный поток движется в трубе в одном
направлении, а горячий в противоположном, называется противо
точной вихревой трубой.
Третий вариант энергетического
разделения воздуха, представляющий
собой комбинацию первых двух схем,
является смешанным вариантом.
Рис. 2.19. Схема противоточ-
ной вихревой трубы:
1—сопло; 2—корпус;	3—патрубок
входа воздуха; 4—диафрагма; 5—
патрубок выхода холодного возду-
ха; 6— патрубок выхода горячего
воздуха; 7—втулка
Рис. 2.18. Вихревая труба
1, 6, 10— дроссели; 2, 7, И—трубы; 3, 12—
трубы внутренние; 4, 8, /3—сопла; 5—заг-
лушка; 9, 14—диафрагмы
В этом случае в трубе 11 стоит дрос-
сель 10, внутренняя труба 12 и диаф-
рагма 14. Газ, поступающий в сопло 13, разделяется также на два
потока. Холодный поток отводится частично по трубе 12 в одном
направлении и частично через отверстие диафрагмы 14 в противо-
положном направлении. Горячий поток, как и в предыдущих схе-
мах, движется через дроссельное устройство 10. Вихревая труба,
работающая по смешанной схеме, называется прямоточно-противо-
точной вихревой трубой.
Исследованиями установлено, что наиболее эффективно вихре
вая труба работает по противоточной схеме, поэтому рассмотрим
только противоточные вихревые трубы.
На рис. 2.19 представлена противоточная вихревая труба, раз-
работанная в начале пятидесятых годов и широко применяемая по
настоящее время. Воздух поступает в сопло 1 через патрубок 3.
Соплом создается вихрь, разделяющий поток на два: холодный и
горячий. Первый движется через отверстие в диафрагме 4 в канал
патрубка 5, а горячий течет по патрубку 6. В корпус 2 ввинчива-
ются патрубки 3 и 5, последний является в свою очередь элементом
крепления в корпусе 2 сопла 1 и диафрагмы 4. Патрубок 6 крепит-
ся к корпусу 2 при помощи втулки 7 и резьбового соединения.
145
Основные направления развития вихревых труб: повышение
термодинамической эффективности и устойчивости работы, умень-
шение массы, габаритов и стоимости, расширение рабочего диапа-
зона и применение труб для различных целей и условий.
Решение этих задач может быть обеспечено оптимизацией пара-
метров и автоматическим регулированием их, уменьшением длины
вихревых труб, введением конусных труб, применением наружного
и внутреннего газового и жидкостного охлаждений горячих концов
труб, ликвидацией сброса из труб горячего потока, введением в
конструкцию труб материалов с низкой теплопроводностью и т. д.
Рассмотрим конструктивные способы решения этих направлений.
Рис. 2.20. Вихревая труба с отводом пограничного слоя от ди-
афрагмы и с глушителем шума:
Z—патрубок холодного конца вихревой трубы; 2, 5, 6, 9—уплотнительные
-кольца; 3—полость кольцевая; 4—каналы; 7^патрубок входа газа: 8—
сопло; 10—отверстие диафрагмы; 11—стенка диафрагмы; 12—стенка горяче-
го конца трубы; 13—горячий конец трубы; 14—вентиль дроссельный; 15—
звукопоглощающая втулка; 16—глушитель шума; /7—винт контровочный;
18—канал; 19—винт регулировочный
На рис. 2.20 представлена вихревая труба с отводом погранич-
ного слоя от диафарагмы и с глушителем шума, работающая при
больших степенях расширения е= 14 ... 22. Наиболее сложными
при конструировании являются вихревые трубы, предназначаю-
щиеся для работы с высокими степенями расширения, обеспечива-
ющие большие перепады температур. При этом тепловой поток,
движущийся по стенке камеры температурного разделения к ди-
афрагме, значителен, особенно в малорасходных вихревых трубах.
Б случае отсутствия в трубе устройств по исключению тепловых
мостов температурная эффективность уменьшается до 15%. В вих-
ревых трубах такого типа весьма велик радиальный градиент дав-
ления, что приводит к возрастанию толщины пограничного слоя,
стекающего по торцевой стенке непосредственно в отверстие 10
диафрагмы и не участвующего в процессе энергетического разделе-
ния. Температура воздуха этого слоя близка к температуре возду-
ха, подаваемого в сопло 8. В вихревой трубе, показанной на рис.
2.20, упомянутый пограничный слой воздуха отбирается от стенки
11 диафрагмы и по каналам 4 отводится в кольцевую полость 3 в
целях уменьшения теплового потока от стенки 12 горячего конца
146
трубы 13 к патрубку 1 для выпуска охлажденного потока. Из по-
лости 3 газ выводится наружу через канал 18; расход этого газа
регулируется коническим винтом 19, который фиксируется контро-
вочным винтом 17. Поскольку температурный перепад между стен-
кой 12 и патрубком 1 достигает 150 К, отвод упомянутого слоя
позволяет повысить эффективность вихревой трубы на 10%- Тем-
пература сжатого воздуха, поступающего в патрубок 7, составляет
315...323 К, температура стенки 12— 390...415 К. Рассматриваемая
вихревая труба позволяет уверенно поддерживать температуру
охлаждаемого объекта не выше 273 К при любых условиях окру-
жающей атмосферы с полезной тепловой нагрузкой 20... 30 Вт.
Регламентные работы сводятся к замене один раз в два года уплот-
нительных колец 2, 5, 6 и 9.
Всякая вихревая труба является значительным источником шу-
ма. Рассматриваемая вн.хревая труба имеет устройство для умень-
шения шума, производимого самой трубой. Уровень шума вихревой
трубы без встроенного глушителя составляет 97 дБ. С глушителем
в виде звукопоглощающей втулки 15, размещенной на внутренней
поверхности дроссельного вентиля 14, уровень шума равен 82 дБ,
а с дополнительным глушителем 16, охватывающим дроссельный
вентиль, уровень шума не превышает 68 дБ.
На рис. 2.21 представлена вихревая труба с автоматически ре-
гулируемым сопловым аппаратом, предназначенная для нестацио-
нарных режимов работы.
Наибольшие трудности в создании вихревой трубы возникают
при учете одновременного изменения давления как перед диафраг-
мой, так и за диафрагмой и дроссельным вентилем. Б таких усло-
виях вихревая труба работает, например, в некоторых системах
кондиционирования воздуха летательных аппаратов, когда требу-
ется независимая подача нагретого и холодного потоков для конди-
ционирования кабины и скафандра летчика. В этом случае обычно
вихревая труба устанавливается параллельно турбохолодильнику.
По трубопроводу через воздухо-воздушный радиатор сжатый воз-
дух от компрессора подается в турбохолодильник. Охлажденный
поток через теплообменник направляется в кабину. Сброс воздуха
из кабины в атмосферу производится через выпускной клапан.
Часть сжатого воздуха, составляющая обычно не более 10% от об-
щего расхода, подается в теплообменник, соединенный со входом
вихревой трубы, отводящие трубки которой снабжены заслонками
с- приводом, управляемым регулятором температуры. Поток возду-
ха с комфортной температурой подается в скафандр летчика, от-
куда выпускается в кабину.
Регулирование вихревой трубы автоматизировано встроенными
органами управления. Поскольку изменение режимов полета и свя-
занное с ним изменение входных и выходных параметров вихревой
трубы происходит в весьма широком диапазоне, расчет и конструи-
рование бортовой вихревой трубы является трудоемкой задачей.
Заданные расход и давление нагретого потока обеспечиваются на
всех режимах путем изменения площади проходного сечения сопло-
147
вого ввода. Регулятор постоянного расхода состоит из датчика дав-
ления, привода и исполнительного механизма. Для поддержания
постоянства расхода сопловой аппарат выполнен в виде четырех
тангенциальных сопел 1, перекрываемых клапанами 2 с сильфонны-
ми приводами 3. Пружины 4 сильфонов имеют различную настрой-
ку, что обеспечивает на каждом режиме полета последовательное
открытие клапанов 2. На промежуточных режимах отклонение ве-
Рис. 2.21. Вихревая труба с автоматически регули-
руемым сопловым аппаратом:
1—сопла; 2—клапаны; <3—привод сильфонный; 4- -пружины
сильфонов
личины эффекта подогрева составляет не более 8% от номиналь-
ной величины. При обычной инерционности всей системы кондици-
онирования такое отклонение не воспринимается летчиками как
дискомфортное.
Вихревые трубы долгое время не применялись в системах кон-
диционирования вследствие их относительно больших длин. Этот
недостаток устранен в конструкции, представленной на рис. 2.22.
Сжатый воздух через сопло 1 подается в отсек 2 камеры 3, состоя-
щей из нескольких отсеков 2, 4, 5, 6 и 7 одинакового диаметра.
В перегородках 8, 9, 10 и 11, разделяющих отсеки камеры 3, име-
ются центральные отверстия 12, 13, 14 и 15, соосные с отверстиями
16 и 17 в торцевых стенках камеры 3. Через отверстие 17 холодный
поток выпускается в патрубок 18 с краном 19. Горячий поток отво-
дится через патрубок 20 с краном 21. Диаметры входных сопел и
148
давленип воздуха на входе в
Рис. 2.22. Вихревая труба укороченная:
1—сопло: 2, 4, 5, 6, 7—отсеки; 3—камера; 8, 9, 10,
11—перегородки; 12, 13, 14, 15, 16, 17—отверстая;
18—патрубок холодного потока; 19, 21—краны;
входа и выхода воды
обоих патрубков равны 6,5 мм. Ширина отсека 2 равна 10 мм, ши-
рина отсеков 4, 5 и 6—6,5 мм, отсека 7—8 мм. Общая длина каме
ры 3 составляет 53 мм. Пр
0,28 Па и температуре 303 К
температура холодного по-
тока равна 282 К, горячего
327 К-
Для уменьшения тепло-
вых потерь на холодных кон-
цах вихревых труб и, следо-
вательно, повышения их эф-
фективности применяют ма-
териалы с низкой теплопро-
водностью, например, ней-
лон и др.
Вихревая труба, показан-
ная на рис. 2. 19, имеет ци-
линдрическую вихревую зо-
ну. Давление горячего потока в таких вихревых трубах выше дав-
ления холодного потока. Изменить это явление можно, заменив ци-
линдрическую зону конической вихревой зоной. В этом случае мож-
но повысить температурную эффективность вихревой трубы. На
рис. 2. 23 показаны кривые зависимости температуры холодного
потока от конусности ср трубы горячего потока. Наилучшие резуль-
таты получены у вихревой трубы с углом конусности 3,6°, внутрен-
ним диаметром 10 мм, длиной 190 мм, площадью входного сопла
6,7 мм2, диаметром отверстия в диафрагме 6 мм. Конические вих-
ревые трубы 2, 3 и 4 имели соответственно угол конусности 2,9°, 3,6°
и 4,8° при длине 100, 80 и 60 мм. Внутренний диаметр цилиндри-
О 1 2 3 4 5 6 7 8 9
Конусность
Рис. 2.23. Зависимость температуры
холодного потока от конусности тру-
бы горячего потока:
1—кривая цилиндрической трубы: 2. 3, ?—
кривые конических труб соответственно С
углами конусности 2,9°, 3,6°, 4,8е; 5, 6—
пунктирные кривые вихревых труб с на-
ружным охлаждением водой
ческого участка во всех случаях был равен 15 мм. Пунктирные
кривые 5 и 6 соответствуют работе вихревых труб с наружным ох-
лаждением водой. Неохлаждаемые вихревые трубы называются
адиабатными, а охлаждаемые — неадиабатными вихревыми тру-
бами.
На рис- 2.24 показана вихревая труба, горячий конец у которой
состоит из конического 4 и цилиндрического 5 участков. Эта вихре
вая труба имеет тангенциальный ввод 1, диафрагму 2, открытую
в сторону холодного конца 3, и дроссельный вентиль 6. Для охлаж-
дения водой горячего конца труба имеет рубашку 7 с патрубками
149
входа и выхода воды 9 и 8. Угол конусности участка 4 составля-
ет 4°.
На рис. 2.25 показана конструкция вихревой трубы с наружным
воздушным охлаждением, горячий конец 1 у которой выполнен в
виде патрубка увеличенного диаметра по сравнению с диаметром
рабочей камеры. Сжатый воздух через сопло 2 тангенциально по-
дается в цилиндрическую камеру вблизи диаф-
рагмы 9. Давление воздуха, подаваемого через
сопло 2, постепенно понижается. Газ, находя-
щийся в периферийной зоне, проходит через
кольцевой канал 3 между полой вставкой 4 и
стенкой горячего конца, огибает конус 5 и по-
ступает в постепенно суживающуюся внутрен-
нюю камеру 6, откуда через отверстие 7 во
вставке 4 и отверстие в диафрагме 9 выпуска-
ется в холодный конец трубы 8 и далее к по-
Рис. 2.24. Вихревая труба коническая с водя-
ным охлаждением:
/—ввод тангенциальный; 2—диафрагма; 3—холодный
конец трубы; 4—конический участок горячего конца
трубы; 5—цилиндрический участок горячего конца
трубы; 6—вентиль дроссельный; 7—.охлаждающая ру-
башка; 8, 9—патрубки выхода и входа охлаждающей
воды
требителю. Охлаждение периферийных горя-
чих слоев газа осуществляется в кольцевом
канале 3 посредством теплообмена с окружаю-
Рис. 2.25. Вихре-
вая труба с на-
ружным воздуш-
ным охлаждением:
1—горячий конец тру-
бы; 2—сопло; 3—коль-
цевой канал; 4— встав-
ка полая; 5—конус;
6—камера; 7—отвер-
стие; 8—холодный ко-
нец трубы; 9—диаф-
рагма; 10—ребра
щей средой, для увеличения которого предусмотрены продольные
охлаждающие ребра 10. При соответствующих форме и размерах
кольцевого канала 3 и отверстия 7, а также удалении последнего
от диафрагмы 9 можно уменьшить долю газа, отводимого от горя-
чего потока, который нагревается до высокой температуры.
Охлаждение горячего конца вихревой трубы можно интенсифи-
цировать, повысив теплопередачу от стенки к охлаждающей среде
путем увеличения расхода этой среды или охлаждения ее с по-
мощью вихревой трубы или иного теплообменного устройства.
Поскольку внутри вихревой трубы происходит интенсивная турбу-
лизация потока, целесообразно создавать в полости, окружающей
горячий конец, такие же условия, в частности, турбулизацию. Пря-
моточная температурно-разделительная вихревая труба с внутрен-
ним воздушным охлаждением показана на рис. 2.26. Такие трубы
150
часто называют вихревыми трубами с наружным охлаждением.
Поскольку тепло отводится от наружной стенки горячего конца
трубы не наружной окружающей средой (не воздухом), то едва ли
правильно применять такое название. Отвод тепла от горячего
конца трубы, показанной на рис. 2.25, осуществляется наружной
окружающей средой; такую трубу и следует называть вихревой
трубой с наружным охлаждением. Вихревая труба (см. рис. 2.26)
имеет цилиндрический кожух /, образующий вспомогательную
вихревую трубу. Сжатый газ подается через патрубок 2 в танген-
циальное сопло 3. Вспомогательная вихревая труба 1 также имеет
патрубок 4, соединенный с соплом 5. Холодный поток через цент-
ральное отверстие 6 в диафрагме 7 по трубопроводу 8 поступает в
теплообменник 9, из которого по трубопроводу 10 направляется
Рис. 2.26. Вихревая труба с внут-
ренним воздушным охлаждением:
1—кожух; 2— патрубок входа первой
трубы; 3— сопло первой трубы; 4—пат-
рубок входа второй трубы; 5—сопло
второй трубы; 6—отверстие в диафраг-
ме; 7—диафрагма; 8—трубопровод-. 9—
теплообменник; 10, 11, 12, 13—трубопро-
воды; 14—вентиль дроссельный; 15, 16—
стенки; 17—отверстие кольцевое
в сопло 5. Охлаждаемая среда подается в теплообменник 9 по тру-
бопроводу 11 и отводится по трубопроводу 12. Горячий поток вы-
пускается по трубопроводу 13 с дроссельным вентилем 14. Вихре-
вая труба / закрыта глухой стенкой 15 и стенкой 16 с кольцевым
отверстием 1/, через которое газ выходит наружу. Вихревая труба
имеет внутренний диаметр 10 мм и длину 200 мм. Диаметр наруж-
ной трубы 1 равен 25 мм, длина 250 мм. Воздух под давлением
1.96 МПа при температуре 293 К подается через патрубок 2. Через
дроссельный вентиль 14 выпускается воздуха 20%, а 80%—через
отверстие 6 под давление 0,392 МПа. Температура в трубопроводе
10 превышает первоначальную на величину до 15 К- Расширяю-
щийся в вихревой трубе / воздух охлаждает наружную стенку
основной вихревой трубы и выбрасывается в атмосферу при давле-
нии 0,098 МкПа и температуре 316 К-
Вихревые трубы малой холодопроизводительности имеют по
сравнению с вихревыми трубами большой производительности
значительно меньшую термодинамическую эффективность. Для
устранения этого недостатка применяют подачу сжатого газа через
сопло не тангенциально, а по винтовой траектории. Представлен-
ная на рис. 2.27 вихревая труба имеет для охлаждения газа ци-
линдрическую вставку 1 из материала с высоким коэффициентом
теплопроводности, соединенную концами с выпускными патрубка-
ми 2. Патрубки 2 имеют меньший внутренний диаметр, чем вставка
1. Сопла, расположенные в торцах 3 цилиндрической вставки 1,
служат для подачи двух встречно направленных потоков охлажда-
емого газа внутрь трубы по винтовым траекториям 4 и 5. Сопла
представляют собой прикрепленные к наружной поверхности встав-
151
ки 1 кольца 6 с каналами 7, форма которых и обеспечивает вра-
щательно-поступательное движение потока газа. Рубашка 8 служит
для охлаждения всего газа. Патрубки 9 и 10 предусмотрены для
подвода и вывода охлаждающей среды: воздуха или жидкости.
Диаметр вихревой трубы равен 10 мм, длина трубы 190 мм, пло-
щадь поперечного прямоугольного сечения сопла 6,7 мм2, диаметр
/—вставка; 2—патрубки выпускные холодных концов трубы; 3—
торцы вставки 1; 4. 5—траектории движения воздуха; 6—коль-
ца; 7—каналы; 8—рубашка; 9, 10—патрубки входа и выхода
воды
отверстия в диафрагме 6 мм. Расход воздуха при температуре
295 К и давлении 0,44 МПа составляет 30 кг/ч, температура охлаж-
дающей воды около 283 К, температура стенки вставки 1 не превы-
шает 473 К, весь воздух выпускается с холодных концов 2, перепад
температур на входе и выходе составляет 38 К-
При выпуске всего или почти всего газа, подаваемого в вихре-
вую трубу, через холодный конец наблюдается неустойчивый ре-
жим работы. Механизм этого явления недостаточно изучен, однако
установлено, что высота звука в трубе изменяется каждые несколь-
ко секунд. Давление в горя-
чей части трубы меняется
синхронно с изменением вы-
соты звука. Температура на
выходе из холодного конца
трубы меняется соответст-
венно высоте звука и давле-
нию. Длина горячего конца,
нагреваемого вихревым по-
током, изменяется. Конст-
рукция вихревой трубы с
Рис. 2.28. Вихревая труба с двумя дроссе-
лями:
/—патрубок входа воздуха; 2—вихревая камера;
3—холодный конец трубы; 4—горячий конец тру-
бы; 5. 7—дроссели; 6—междроссельный участок
трубы
устройством для повышения
устойчивости работы показана на рис. 2. 28. Весь или почти весь
газ, поступающий через патрубок 1 в вихревую камеру 2, выпу-
скается через холодный конец 3. На горячем конце 4 установлен
дроссель 5, за которым расположен дополнительный цилиндриче-
ский междроссельный участок 6, внутренний диаметр которого
равен диаметру горячего конца. Торец участка 6 может быть за-
крыт крышкой или, как показано, дросселем 7. Из горячего конца
152
вихревой трубы газ может подаваться во вторую вихревую труоу,
имеющую дроссель на некотором расстоянии от торца горячего
конца, закрытого крышкой. Замкнутая камера, образованная тру-
бой 6, служит демпфером, уменьшающим частоту и амплитуду
колебаний, вследствие чего стабилизируется работа вихревой
трубы.
Рис. 2.29. Вихревая труба без сброса
горячего потока:
/—дроссельный вентиль; 2—эжектор; 3—
диффузор; 4—трубопровод; 5—клапан; 6—
рубашка; 7—горячий конец; 8, 9—патрубки
входа и выхода воды
Вихревая труба может работать и без сброса горячего потока
газа. На рис. 2.29 показана схема такой вихревой трубы. Холодо-
производительность ее на 25% выше холодопроизводительности
дроссельной установки при одинаковых условиях. Сжатый газ при
температуре 293 К и давлении 11,76 МПа расширяется в дроссель-
ном вентиле / до давления 3,92 МПа и температурь; 275,2 К и по-
ступает далее в вихревой эжектор 2, диффузор 3 и на вход вихре-
вой трубы. Давление газа на входе в вихревую трубу равно
0,637 МПа, температура 273 К, расход 1870 кг/ч. Холодный поток
при температуре 251 К подается потребителю, а горячий поток по
трубопроводу 4 направля-
ется в эжектор 2 через
клапан 5. Давление горя-
чего газа перед эжекто-
ром 0,196 МПа, темпера-
тура 293 К, расход
376 кг/ч. Горячий конец 7
охлаждается водой, кото-
рая подается в патрубок 8
и отводится из патрубка
9; патрубки установлены
Рис. 2.30. Вихревые трубы параллельного вклю- на рубашке 6.
чения:	Выше упоминалось,
что вихревые трубы могут
работать при последова-
/, 11—коллектор; 2—канал; 3—камера; 4—вихревая
труба; 5—корпус; 6—вставка; 7—сопло; 8—отверстие;
9— расточки; 10—патрубок
тельном их включении.
Можно соединять их также и параллельно. При параллельном
включении нескольких вихревых труб малого диаметра подвод и
отвод газа можно осуществлять как по индивидуальным трубопро-
водам, так и через общую систему распределения, которая являет-
ся более компактной и надежной. На рис. 2. 30 показана общая
система параллельного распределения вихревых труб. Сжатый газ
из коллектора 1 подается по каналам 2 через кольцевые камеры 3
и распределяется по вихревым трубам 4. Дамеры 3 представляют
153
собой полости, образованные выточками в корпусе 5 и вставками 6,
в которых имеются сопла 7 и отверстия 8 для отвода холодного га-
за, а также расточка 9 для установки горячих патрубков 10. Хо-
лодный газ собирается в коллекторе 11. Система снабжена клапа-
нами, дающими возможность перекрывать подачу сжатого газа в
любую из вихревых труб, а также перепускать сжатый газ из кол-
лектора 1 в коллектор 11.
Устройство для ускорения потока,
подаваемого в камеру энергетического
разделения, т. е. сопловой ввод являет-
ся одним' из основных элементов трубы;
его конструкция во многом определяет
эффективность трубы; поэтому изуче-
нию и усовершенствованию ввода уде-
Рис. 2.32. Вихревая труба для
охлаждения или нагрева воз-
духа кабины:
1—воздухозаборник; 2—входной пат-
рубок; 3—ХОЛОДНЫЙ конец трубы;
4—горячий конец трубы; 5—золот-
ник; 6—кабина; 7 датчик темпера-
туры; 8—усилитель; 9—привод: Ю~
дроссельный вентиль
Рис. 2.31. Сопловые вводы:
—спиральный сопловый ввод с коническим
соплом; б—тангенциальный сопловый ввод с
круглыми соплами
ляется большое внимание. Исследова-
но немало различных форм и размеров
сопловых вводов. Выяснено, что наи-
лучшим вводом является спиральный с круглыми или прямоуголь-
ными соплами (см. рис. 2. 19). Сейчас все реже используют иные
его виды, в том числе изображенные на рис. 2.31, ибо они менее
эффективны. Число сопел встречается от одного до восьми как круг-
лой, так и прямоугольной формы. Все другие типы сопловых вводов
образованы в результате комбинации спиральных и тангенциаль-
ных вводов с цилиндрическими, коническими и прямоугольными
соплами. При прямоугольном сопле ширина его примерно в два ра-
за больше высоты. Если для данной вихревой трубы общая пло-
щадь наименьшего сечения соплового ввода определена F, то, есте-
ственно, она должна равняться сумме площадей f, т. е. F=nf, где
п— число сопел; площадь f берется в наименьшем сечении каждо-
го сопла.
Идея использования в системах кондиционирования летатель-
ных аппаратов скоростного напора постоянно привлекает конструк-
торов. Для использования скоростного напора целесообразно при-
менять ВИХревые Трубы В тех Случаях, КОГДа давлсшн; chvpwibwv
напора соответствует требуемому давлению в кабине летательного
аппарата. Вихревая труба применима также в указанных целях
154
для необитаемых кабин. На рис. 2.32 представлена схема исполь-
зования скоростного напора с применением вихревой трубы. Воз-
духозаборник 1 соединен со входным патрубком 2 вихревой трубы.
Холодный 3 и горячий 4 концы вихревой трубы через регулирую-
щий золотник 5 сообщаются с герметической кабиной 6 летатель-
ного аппарата. В зависимости от показаний датчика температуры
7 сигнал через усилитель 8 поступает в привод 5, который может
изменять положение дроссельных вентилей 10 и золотника 5. Могут
быть также применены две параллельно включенные вихревые
трубы, использующие в качестве источника давления скоростной
напор. В этом случае они соединяются горячими и холодными кон-
цами с распределительной коробкой; в зависимости от температу-
ры, которую необходимо поддерживать в кабине, в нее может по-
даваться либо охлажденный, либо нагретый воздух.
2.7.2.	Вихревые трубы — вакуум-насосы
В вихревой трубе при полностью открытом дроссельном вентиле
возникает процесс всасывания газа через диафрагму. Модифика-
цией вихревой трубы можно получить величину остаточного дав-
ления в вакуумируемом объеме 0,0039 МПа. Вихревые трубы, ра-
ботающие в таком ре-
жиме, стали называть
вихревыми вакуум-на-
сосами. Они нашли
применение в разных
отраслях техники, в ча-
стности, в устройствах
испытания систем кон-
диционирования воз-
духа и другой высотной
аппаратуры летатель-
ных аппаратов.
На рис. 2. 33 пред-
ставлен вихревой ваку-
ум-насос. Сжатый газ
через патрубок 1 и тан-
генциальное сопло 2 по-
Рис. 2.33. Вихревая труба, являющаяся вакуум-
насосом:
1—патрубок; 2—сопло тангенциальное; 3—камера смеси-
тельная; 4—патрубок всасывающий; 5—диффузор; б-ка-
налы
ступает в смесительную камеру 3, в центральной части которой со-
здается разрежение. Всасывающий патрубок 4 соединяется трубо-
проводом с вакуумируемым объемом. Отсасываемая среда вместе
с рабочим газом выводится из камеры 3 в окружающую атмосферу
через диффузор 5 и каналы 6.
При одинаковых условиях вихревые вакуум-насосы имеют зна-
чительно меньшие размеры и массу относительно струйных
эжекторов.
155
2.7.3.	Вихревые трубы — разделители фаз
Если в вихревую трубу ввести некоторые дополнения и измене-
ния, то в не/! можно осуществить разделение парожидкостной сме-
си воздуха на кислород и азот. Вихревая труба, предназначенная
для указанной цели, представлена на рис. 2.34. Основным элемен-
том вихревой трубы для низкотемпературного разделения воздуха
является камера 5, в которую через патрубок 11 и сопло 4 подается
Рис. 2.34. Вихревая труба, являющаяся разделителем фаз:
/ диафрагма; 2—отверстие в диафрагме; 3—полость; 4—сопло; 5--
камера; 6—трубопровод; 7—крышка; 8—диск; 9—отверстие в крыш-
ке 7; 10—патрубок; 11—патрубок входа смеси
парожидкостная смесь. Камера с одной стороны закрыта диафраг-
мой 1, с другой — диффузором, состоящим из диска 8 и торцевой
крышки 7. Полость 3 диафрагмы соединена трубопроводом 6 с осе-
вым отверстием 9 в крышке 7.
В камере 5 образуется двухфазный вихревой поток, состоящий
из пленки жидкости, текущей по стенке камеры к диффузору, и па-
рового ядра. Часть парожидкостной смеси через полость 3 диаф-
рагмы, трубопровод 6 и отверстие 9 перепускается в осевую зону.
Вывод жидкого кислорода осуществляется через патрубок 10, а
газообразного азота — через центральное отверстие 2 диафрагмы 1.
Вихревые трубы, работающие как распределители фаз, появи-
лись в последние годы. Ведутся работы по их исследованию и со-
вершенствованию в целях применения для кислородных систем ле-
тательных аппаратов.
2.7.4.	Вихревые трубы — измерители и пневмоавтоматы
Для оценки эффективности работы вихревой трубы, работаю-
щей на газе, и для многих других целей необходимо знать влаж-
ность используемого газа. Для изменения влажности газа применя-
ется вихревая труба со специальными дополнениями и изменения-
ми. Принцип измерения влажности основывается на определении
точки росы. На рис. 2.35 изображен переносной прибор, построен-
ный на указанном принципе.
156
В теплоизолированном корпусе 1 смонтирована вихревая тру-
ба 2, к которой сжатый воздух подводится по трубке 3 через зме-
евик 4 и патрубок 5. Расход воздуха регулируется клапаном 6. На
горячем конце 7 вихревой трубы установлен дроссельный вентиль
8. От трубки 3 отходит капилляр 9, расход через который измеря-
ется прибором 10. Средняя часть капилляра выполнена в виде зме-
евика 11, установленного поперек холодного потока. Температура
холодного воздуха измеряется термометром 12.
Работает прибор следующим образом. Вентилем 8 устанавли-
вают расход через холодный конец 13 вихревой трубы. Этому рас-
Рис. 2.35. Вихревая труба, являющаяся измерителем
влажности воздуха:
1—корпус; 2—труба вихревая; 3—трубка; 4—змеевик; 5—пат-
рубок; 6—клапан; 7—горячий конец вихревой трубы; 8—вен-
тиль дроссельный; 9—капилляр; 10—расходомер; 11—змеевик
капиллярный; 12—термометр; 13— холодный конец вихревой
трубы
ходу соответствует определенная температура холодного воздуха.
При постепенном открытии дросселя 8 уменьшается расход холод-
ного воздуха, а температура его понижается. Когда температура
в змеевике И достигает точки замерзания влаги, течение воздуха
по нему прекращается. В этот момент по термометру 12 визуально
определяют температуру, а затем по таблице находят соответству-
ющую известным температуре и давлению влажность воздуха.
Рассмотренные вихревые трубы имеют один режим работы. При
изменении расхода, давления на входе или выходе газа с холодного
конца оптимальный режим вихревой трубы нарушается и темпера-
турная эффективность резко ухудшается. Регулирование расхода
путем изменения площади сечения тангенциальных сопел позволя-
ет расширить зону оптимального режима работы вихревой трубы.
На рис- 2.36 показана вихревая труба с регулятором давления газа
на входе в нее. От источника 1 газ по трубопроводу 2 поступает
через кольцевой канал 3 в сопла, ограниченные поверхностями 4
и 5. Холодный конец вихревой трубы 6 соединен трубопроводом 7
с потребителем 8. Регулятор давления состоит из датчика давления
газа 9, соединенного трубкой 10 с трубопроводом 2 или 7, и приво-
да 12. Шток 13 привода 12 связан через промежуточное звено с
кривошипными валиками. Пальцы 15 входят в радиальные вырезы
16, выполненные в пластинах 17. В пазах 18 пластин 17 свободно
установлены шпонки 19. Для увеличения площади сечения сопел
пластины 17 поворачиваются по стрелке А относительно точек 20.
157
Изменение расхода газа можно производить и вручную с кратко-
временным отключением вихревой трубы от магистралей. Сопло
и диафрагма заключены в общую съемную кассету. При наличии
нескольких кассет с разными площадями сечений сопла и отверстия
3 2	161514 6 7
Рис. 2.36. Вихревая труба с регулятором давления газа:
/—источник подачи газа; 2, 7—трубопроводы; 3—канал кольцевой; 4, 5—поверхности; 6—хо-
лодный конец вихревой трубы; 8—потребитель холодного газа; 9—датчик давления; 10—труб-
ка; //—горячий конец вихревой трубы; 12—привод: 13—шток; 14—валики; /5—пальцы; 16—
вырезы радиальные; 17—пластины; 18—пазы: 19—шпонки; 20—ось вращения пластин /7; 21,
22— патрубки входа и выхода охлаждающей жидкости
в диафрагме можно получить значительное изменение расхода че-
рез вихревую трубу. Горячий конец вихревой трубы охлаждается
жидкостью, которая входит в патрубок 21 и выходит из патруб-
ка 22:
2.8.	ВЛИЯНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ РАБОТЫ ВИХРЕВОЙ ТРУБЫ
Основными параметрами, влияющими на эффективность рабо-
ты вихревой трубы, является давление и температура сжатого газа,
поступающего в вихревую трубу, давление газа перед дросселем,
влажность сжатого газа, величина отверстия диафрагмы, размеры
и конструкция трубы. Рассмотрим несколько подробнее влияние
указанных параметров на эффективность.
Пусть масса газа, проходящего в единицу времени через трубу,
равна G. Количество холодного газа, выходящего через централь-
ное отверстие диафрагмы, будет Gx, а горячего— GT. Тогда доли
холодного и горячего потоков
ps=Gx/G и рг—GrfG.	(2.53)
При отсутствии теплообмена и внешней работы энтальпия вхо-
дящего потока равна сумме энтальпий выходящих потоков. Поэто-
му для единицы массы газа можно написать
h —	(1— Их)
где ii, ix, ir — соответственно энтальпия входящего, холодного и го-
рячего потоков.
158
Последнее уравнение можно представить в виде
J = рд.ср7\+(1 — рх) срГг,
где 1\, Тх, Тг — температура торможения соответственно входяще-
го, холодного и горячего потоков.
Принимая для неширокого диапазона изменения температуры
теплоемкость постоянной, получим
Л=^х+(1-Нх)Л,	(2.54)
РХ=Д/Г/(Д/Г+Д/Д,	(2.55)
где	Д/Г=Л-Л-	(2-56)
2.8.1.	Влияние давления газа на эффективность
С увеличением давления Р\ сжатого газа на входе в сопло вих-
ревой трубы растет Д/х; с уменьшением
рис. 2.37 показано влияние давления воз-
духа Pj на эффективность работы иссле-
дованных вихревых труб. Как видно из
рисунка, холодопроизводительность и эф-
фективность охлаждения воздуха в трубе
повышаются с увеличением давления на
входе сначала быстрее, а затем медлен-
нее. Для пояснения влияния р\ на ЛК
рассмотрим изменение скорости w истече-
ния газа из сопла и давления р\ при пос-
тоянном давлении холодного газа рк. Из-
вестно, что при повышении степени рас-
ширения газа е=р1/рх растет w. С увели-
чением w уменьшается термодинамиче-
ская температура t\ это приводит при дру-
гих одинаковых условиях к падению /х и,
следовательно, к повышению ДД, что вид-
но из уравнения
/=/0 — w2/(2ep),	(2.57)
где — температура торможения на
входе в сопло; ср — удельная теплоем-
кость газа.
Рис. 2.37. Зависимость эф-
фективности работы вихре-
вой трубы от давления воз-
духа на входе в сопло
2.8.2.	Влияние температуры газа на эффективность
С увеличением температуры ty сжатого газа на входе в сопло
вихревой трубы растет ДД и Д/г. Для пояснения влияния К на АК
и Atr рассмотрим связи между температурой и скоростью истечения
газа. Эта связь обуславливается, например, уравнением критичес-
кой скорости газа
W..
RT,
(2.58)
159
где w — скорость звука в среде, k — показатель адиабаты; R — га-
зовая постоянная; 1\— абсолютная температура на входе в сопло.
Для каждого рода газа величины k и R являются постоянными;
в этом случае есть функция Т\. Следовательно, с повышением
растет критическая скорость и скорость на выходе из сопла, а
последняя приводит к изменению термодинамической температуры
t, как видно из равенства (2.57). Отсюда происходит повышение
AR и соответственно AR, что следует из уравнения энергетического
баланса
OrA/r=OxAR.
(2. 59)
2.8.3.	Влияние давления перед дросселем на эффективность
При увеличении дросселирования горячего потока холодная со-
ставляющая потока сначала возрастает. Эта зависимость прямо
пропорциональна при больших диаметрах отверстия диафрагмы;
при меньших диаметрах отверстия линейный закон нарушается.
В случае дальнейшего увеличения дросселирования в трубе возни-
кают периодические удары, сопровождающиеся скачками давления
и температуры горячего потока, а также резким шумом.
2.8.4.	Влияние влажности сжатого газа на эффективность
При работе на влажном газе эффективность вихревой трубы
снижается по сравнению с ее эффективностью при использовании
О 0,1 ОЛ 0,6 jjlx
Рис. 2.38. Зависи-
мость эффективно-
сти работы вихре-
вой трубы от вла-
жности газа:
1—кривая для сухого
воздуха; 2— кривая
для влажного воздуха
сухого газа вследствие того, что холодному
воздуху сообщается тепло, выделяющееся при
конденсации пара из газа и замораживании
образующейся жидкости. Если в газе влага на-
ходится в жидкой фазе, то диафрагма обмер-
зает, что резко ухудшает газодинамические
условия процесса и снижает эффект разделе-
ния. На рис. 2. 38 показана зависимость отно-
шения ARAR от рх, где AR соответствует пере-
паду температур для адиабатного расширения.
Эти данные относятся к вихревой трубе, рабо-
тающей на сухом (кривая 1) и влажном (кри-
вая 2) газе; диамето трубы Z)=16 мм, pi —
= 900 кН/м2, Л = 291 К/
Уменьшение температурного эффекта при
наличии влаги в газе определяется по формуле
^п = (^ + Л,^/(РхН^)’
где AR— температурная поправка при наличии влаги в газе; гк —
теплота парообразования воды; гп— теплота плавления льда; d —
количество влаги в газе до его сжатия, т. е. при р = 0,1 МПа и
R = 293 К; р — давление газа в исходном состоянии.
160
Зная значения AZV и _Vn, легко определить температурный эф-
фект вихревой трубы, работающей на сухом газе при одинаковых
условиях:
Ч.с-4+М,-	(2.6°)
2.8.5.	Влияние диаметра отверстия диафрагмы
на эффективность
На рис. 2.39 приведены зависимости Arx=f(px) и pxAZx=f(Px)
для трубы с прямоугольным сечением сопла площадью 84 мм2
(6X14) при температуре входящего воздуха
А=303 К и различных диаметрах диафраг-
мы. Произведение цхА^х характеризует хо-
лодопроизводительность трубы и при изо-
энтальпическом процессе пропорционально
количеству тепла, переданному горячему
потоку:
pxA/x = Qx/(CpG) = (l —px)A^ = Qr/(CpC), (2‘ 61)
где Qx—тепло, отданное холодным потоком;
От — тепло, переданное горячему потоку.
Из рис. 2. 39 можно видеть, что для ди-
афрагмы данного диаметра имеются опре-
деленные, но различные значения составля-
ющей рх, при которых достигаются макси-
мальное понижение температуры холодно-
го воздуха и максимальная холодопроизво-
дительность. Для конкретной рассматривае-
мой вихревой трубы А/хтах наблюдается
при оптимальном диаметре 13,5 мм, тогда
как максимальной холодопроизводительно-
сти соответствует диаметр 18 мм. Оптималь-
ные значения диаметра отверстия диафраг-
мы не зависят от давления воздуха, вводи-
мого в трубу, и от длины вихревой зоны тру-
бы. С уменьшением общего расхода воздуха
Рис. 2.39. Зависимость
эффективности работы
вихревой трубы от диа-
метра отверстия диаф-
рагмы d мм
эти оптимальные значения несколько увеличиваются. Так как от
вихревой трубы желательно получить максимальный эффект как
по холодопроизводительности, так и по температуре, то диаметр
диафрагмы следует принимать средним между найденными опти-
мальными диаметрами.
2.8.6.	Влияние размеров трубы на эффективность
Выше говорилось о влиянии пограничного слоя в трубе на по-
нижение эффективности работы вихревой трубы и о мерах, умень-
шающих это влияние (см. рис. 2.20). Чем меньше диаметр трубы,
тем больше сказывается отрицательное влияние пограничного слоя
на А/х и Д£г. При больших диаметрах трубы влияние притока по-
6	505
161
граничного слоя от периферии к диафрагме ослабевает вследствие
палого количества его в сравнении с расходом Gx. Поэтому с уве-
личением диаметра трубы D при условии, что все остальные разме-
ры являются оптимальными, эффективность ее работы возрастает,
увеличиваются АД и рА£. Для трубы принятого диаметра существу
ет оптимальная длина горячей- части трубы. Так, например, для
трубы диаметром 16 мм оптимальная длина горячей трубы L—
= (10...20) D. В трубах другой длины, большей или меньшей, ве-
личина разности температур АД уменьшается. С увеличением диа-
метра трубы оптимальная длина горячей части трубы уменьшается.
Диаметр холодной части, если он не меньше диаметра диафрагмы,
не оказывает влияния на эффективность работы вихревой трубы.
Принципиально наличие холодной трубы вообще не обязательно.
Из конструктивных соображений в противоточной трубе обычно
диаметр холодной части трубы принимают равным диаметру горя-
чен части трубы.
2.8.7.	Влияние схемы и конструкции трубы на эффективность
Прямоточная вихревая труба с любым диаметром D по сравне-
нию с противоточной принципиально менее выгодна. Изучение из-
менения АД в прямоточной трубе на различных расстояниях / от
сопла показало, что разность температур торможения в потоке сна-
чала в области 1=10... 40 мм возрастает, а затем постепенно сни-
жается. На расстоянии Z=(3...4) D этот эффект понижения темпе-
ратуры почти полностью исчезает. При дальнейшем увеличении I
разность температур очень медленно понижается, причем величи-
на АД остается очень малой и приблизительно равной тому значе-
нию, которое получается в результате дроссельного эффекта при
данном давлении на входе в трубу. Лучшие результаты по темпера-
2. 7. Характеристики противоточной и прямоточно-противоточной
вихревых труб
Основные параметры	Тип трубы	
	противоточ- ная	прямоточно- противоточная
Давление воздуха на входе pi, кН/м2	700	700
Доля воздуха, проходящего через диаграм- му	0,2	0,2
Изменение температуры холодного воздуха, проходящего через диафрагмы, АД, К	37	46
Изменение температуры холодного воздуха, АД, К	—	4,0
Изменение температуры горячего воздуха АД, К	7,5	18,0
Холодопроницаемость в % от общего теплосодержания сжатого воздуха Q,	1,95	2,42
lt2
гурному разделению воздуха были получены в прямоточно-проти-
воточной трубе. Сравнительные данные для противоточной и пря-
моточно-противоточной труб диаметром £) = 50 мм приведены в
табл. 2.7. У прямоточно-противоточной трубы температура горяче-
го воздуха увеличивается, а холодного — снижается вследствие то-
го, что часть воздуха, имеющего промежуточную температуру,
отводится по центральной трубе и не разбавляет эти потоки. Но
вследствие простоты схемы работы, произведенных в последнее вре-
мя конструктивных и других усовершенствований, прямоточная
вихревая труба не уступает по своим характеристикам прямоточно-
противоточной вихревой трубе и стала доминирующей.
2.8.8.	Энергетическая оценка эффекта разделения газа
в вихревой трубе
На рис. 2.40 показаны зависимости, качественно характеризую-
щие эффективность охлаждения воздуха путем энергетического
разделения его в вихревой трубе (линия 2), дросселирования при
j=const (линия 3) и расширения в турбохолодильнике при S=
~ const (линия /).
Рис. 2.40. К сравне-
нию эффективности
охлаждения воздуха
в вихревой трубе 2,
дросселе 3 и турбо-
холодильнике 1
Рис. 2.41. К анализу
энергетической эффек-
тивности вихревой трубы
На рис. 2.41 показан цикл вихревой трубы в диаграмме Т—S.
Газ с параметрами р0, То (точка 7) сжимается в изотермическом
(линия 1—2) или в адиабатном компрессоре (линия 1—5) с после-
дующим охлаждением в холодильнике компрессора (линия 5—2).
Затем газ поступает в вихревую трубу, где происходит его разде-
ление. Поток холодного воздуха на выходе из трубы имеет давле-
ние р0 и температуру Т3 (точка <?), а горячий воздух после дроссе-
лирования— соответственно Л и рс (точка 4)- Линии 2—3 и 2—4
условно означают процессы формирования потоков холодного и го-
рячего воздуха. Линия 2—6 характеризует процесс при энтальпии
i=const. Холодопроизводительность qx/^x=cv(Ti—Т3) и количест-
во тепла 7г/(1~Цх) =сР(Л—7’1) изображены на диаграмме за-
6*
163
штрихованными площадками. Как видно из рис. 2.41, охлаждение
воздуха в вихревой трубе по энергетическим показателям значи-
тельно уступает расширению в турбохолодильнике. Но, несмотря
на низкую энергетическую эффективность, вихревые трубы в силу
других ранее перечисленных существенных преимуществ применя-
ются в системах кондиционирования летательных аппаратов.
По конструкции вихревая труба проста; число деталей не более
десяти. Для достижения наибольшей термодинамической эффектив-
ности и обеспечения дополнительных требований по влажности
воздуха, уровню шума, безопасности в работе, удобству регулиров-
ки и т. д. вихревые трубы отягощены дополнительными узлами.
Поскольку к настоящему времени отсутствует достаточно пол-
ная теория вихревого эффекта, трудно предсказать поведение вих-
ревой трубы в широком диапазоне термогазодинамических .пара-
метров.
2.9.	РАСЧЕТ ВИХРЕВЫХ ТРУБ
Современное состояние теории сложных течений не позволяет
аналитическими методами решать задачи расчета трехмерных тур-
булентных течений вязкого сжимаемого газа. Эмпирические и полу-
эмпирические методы расчета вихревых труб остаются пока основ-
ными. Опубликованные результаты экспериментальных работ со-
держат противоречивые рекомендации. Особенно большие расхож-
дения имеются в значениях оптимальной длины камеры энергети-
ческого разделения вихревой трубы, площади соплового ввода,
формы камеры энергетического разделения. Отсутствует также
единое мнение о качественном влиянии степени расширения на эф-
фективность вихревой трубы. Все известные методы расчета вихре-
вых труб основаны на экспериментальных данных, с накоплением
которых теории расчета будут уточняться.
2.9.1.	Метод расчета адиабатной вихревой трубы
В основу излагаемого метода определения параметров вихревой
трубы положены следующие допущения.
—	Температурная эффективность вихревой трубы не зависит
от температуры сжатого сухого газа.
—	 Температурная эффективность не зависит от степени рас-
ширения
— В интервале относительных расходов холодного потока
0,18... 0,65 с достаточной для практических расчетов точностью за-
висимость температурной эффективности от расхода холодного по-
тока аппроксимируется линейным законом.
—	Конические вихревые трубы на 15...20% эффективнее ци-
линдрических во всем интервале расходов холодного потока.
Расчетом определяются площадь соплового ввода, диаметр и
длина камеры температурного разделения, диаметр отверстия в ди-
афрагме и форма выпускного патрубка. Остальные размеры выби-
164
раются обычно на основе опыта проектирования и результатов экс-
периментальных исследований подобных образцов.
В результате термодинамического расчета системы кондициони-
рования устанавливаются технические требования для проектиро-
вания каждого элемента системы, в том числе и для вихревой тру-
бы. Обычно для расчета вихревой трубы бывают заданы расход
холодного газа Gx, предельные значения температуры газа То, Тх,
степень расширения е; другие данные задают в случае необходи-
мости. Наиболее часто применяются степени расширения от е = 3,5
до е=7. Следует стремиться к наибольшей из возможных степеней
расширения, если позволяет располагаемое начальное давление
сжатого газа. На основании статистики для квалифицированно
спроектированных вихревых труб принимают т] = 0,5. При индиви-
дуальной доработке вихревой трубы можно получить ц=0,6.
Порядок расчета.
1.	По заданным значениям То, Тх и е определяется потребный
коэффициент температурной эффективности
у. _ДА_______— Тх
1п | •
ГоН-Н/е) J
2.	По значениям е и определяется относительный расход хо-
лодного потока
-°-’75 ~ .	(2.62)
1—(1/е)1/К	' ’
3.	По значению относительного расхода холодного газа опреде-
ляется полный расход сжатого газа (в кг/с)
<A=<A/lA-	(2.63)
4.	Площадь проходного сечения соплового ввода (в м2) опре-
деляется для критического перепада давлений по формуле
Ac=24,8G0 Ут'^аро),	(2. 64)
где а=0,85 ... 0,96 —коэффициент расхода сопла. Это выражение
справедливо для рх^0,7. С уменьшением относительного расхода
холодного потока расход сжатого газа растет при неизменном дав-
лении перед соплами, поэтому необходимо учитывать поправку
(в кг/с) по формуле
ОфакТ = Срасч(1,32-0,4рх).	(2.65)
5.	В вихревых трубах диаметром менее 0,015 м применяется
одно сопло. С увеличением диаметра на каждые 0,01 м число сопел
увеличивается на одно, но не превышает 6. Сопловой ввод делается
в виде спирали Архимеда, в пределе упрощаемой до двухрадиус-
ного завитка. Как отмечалось выше (см. рис. 2.31), отношение вы-
соты прямоугольного сопла к его ширине обычно принимают рав-
ным 2.
165
6.	Диаметр вихревой трубы (в м) в сопловом сечении
О0= 1 ,2	1).	(2. 66)
7.	Общая длина (в м) камеры энергетического разделения
£=9£>0.	(2.67)
8.	Угол диффузорности камеры энергетического разделения
принимается равным у=3... 4°, длина диффузорного участка
La=5D0.	(2.68)
9.	Диаметр отверстия (в м) в диафрагме диффузорной вихревой
трубы
^=£>0(0,36+0,37^).	(2.69)
10.	Угол диффузорности патрубка для выпуска холодного по-
тока у=15°, а длина патрубка
4>ЗО0-	(2-70)
11.	При работе на влажном воздухе, для того чтобы взвешен-
ная влага не попала в охлажденный поток, и для уменьшения вла-
госодержания этого потока улитка соплового ввода выполняется
под углом 9... 11° к плоскости сечения вихревой трубы. Диафрагма
выполняется в этом случае со скосом внутрь камеры температурно-
го разделения под таким же углом.
12.	Термодинамическая эффективности существенно зависит от
расхода сжатого воздуха. Поэтому для определения фактически
располагаемого коэффициента температурной эффективности вво-
дится поправка на масштаб относительно эталонной вихревой
трубы
г]ф=т)„+5(£>о-О,ОЗЗ),
1де Do выражается, м.
В случае расхождения между значениями потребного и факти-
чески располагаемого коэффициентов температурной эффективно-
сти проводится пересчет параметров При этом в выражение (2.62)
вместо значения т]п подставляется значение расчетного коэффици-
ента температурной эффективности
+^n-5(D0-O,033).
13.	Параметры нагретого потока определяются из уравнений
материального и теплового балансов
Gr=G0-Gx,	(2.71)
=	(2.72)
1 — Р-х
166
2.9.2.	Примеры расчета вихревой трубы
Первый пример
Рассчитать вихревую трубу, предназначенную для поддержания теплового
режима аппаратуры путем продувки кабины холодным воздухом с температурой
278 . .. 288 К. Расход холодного воздуха не менее 0,07 кг/с, давление за диаф-
рагмой 0,105 МПа, на вход в вихревую трубу воздух подается с давлением
0,7 МПа и температурой 323 К.
1.	Потребный коэффициент температурной эффективности
_ ДД______________ДД________________________323 — 278_________
~ДД~ Г/ /1 \(«-—D/АГ] ~ 323 [1 - (0,105/0,7)< l>4~ W1'4] =0>33'
Г°|Д
2.	Относительный расход охлажденного потока
0,75 —	0,75 — 0,33
Их = 1 — (1/е)1/А" = 1—(0,105/0,7)]/1’4 = °’49'
3.	Расход сжатого воздуха
Go = Gx/px = 0,07/0,49 = 0,1425 кг/с.
4.	Площадь проходного сечения сопла в критическом сечении
24,8-0,1425 | 323
24,8G0]/7’0	_____________
--------——:'------------------------------------= 85-10-6 м2
ар0(1,32-0,4рх)	0,95-106-0,7(1,32-0,4-0,49)
5.	Диаметр вихревой трубы
1,2
/Fc®1'5	85-6,651,5
7*TT“,-2V
6.	Фактически располагаемый коэффициент температурной эффективности
т)ф = 0,33 + 5 (0,037 — 0,033) = 0,35,
т. е. несколько больше потребного, что вполне достаточно для конструирования
вихревой трубы на основе определенных выше параметров.
7.	Диаметр отверстия в диафрагме
£>х = А) (0,36 + 0,37рх)= 37-10-3 (0,36+ 0,37-0,49) = 20-10-з м
8.	Длина камеры энергетического разделения
£0 = 9£>0= 9-37-10-з = 0,33 м.
9.	Сопловой ввод оформляется в виде четырех тангенциальных сопел со сле-
дующими размерами:
высота сопла h = уГFс/8 — уГ85/(8• 106) =3,26-10—з м;
ширина сопла b=Fc /(4h) =85- 10 е/ (4-3,26-10~3) =6,52-10~3 м.
Второй пример
Необходимо отвести от прибора 50 Вт тепла при температуре 273 К и дав-
лении на выходе 0,098 МПа. Располагаемое давление 2,16 МПа, расход холодного
Потока не более 2-10~3 кг/с, температура сжатого воздуха 323 К-
1.	Эффект охлаждения
ДД = То - 7-х = То - (7К - ДД) = 323 - 273 + ДД = 50 + ДД,
Q,-	50
ДД = —— =----------------= 25° С,
c0Gx	1004-2-Ю-з
ДД = 50 + ДД = 50 + 25 = 75°С.
где
167
2.	Потребный коэффициент температурной эффективности
___________________________________________^5___________Q
= Го [1 - (1/е/~1//Г] ~ 323 [1 — (1/22)0-286] “ ’
3.	Относительный расход холодного потока
0,75 —	0,75 — 0,395
I_(l/Eyx = 1_(1/22)°-715	’
4.	Расход сжатого воздуха
Рх
-------= 3,93-10-3 кг/с.
0,51-103
3,93-Ю-з /323-24,8
5.	Площадь соплового ввода
G0/r0-24,8
с ат?о(1,32 —0,4рх)	0,95-2,16-106(1,32 — 0,4.0,51)
6.	Диаметр вихревой трубы
, / Лее1’5 * * * * „ Г 7.5-221-5	_
Do =1,21/ —/-----------= 1,2 1/ -----—„г-----— = 5,4-10-3 м
°	’ /	Д’5— 1 ’у 107(22°’5-1)
7.	Фактически располагаемый коэффициент температурной эффективности
учетом масштаба вихревой трубы
т)ф= т)п + 5 (Do — 0,033) = 0,395 + 5 (0,0054 — 0,033) = 0,26
т. е. значительно ниже потребного коэффициента температурной эффективности
8.	Расчетный коэффициент температурной эффективности для обеспечения не
обходимого эффекта охлаждения с учетом масштаба вихревой трубы
ijp = т)п — 5 (Do — 0,033) = 0,395 — 5 (0,0054 — 0,033) = 0,53.
9.	Проводим пересчет при определенном коэффициенте температурной эффек-
тивности:
0,75 —->)р	0,75-0,53
1-(1/E)V* = I —(1/22)0,715 ~°’32;
2-Ю-з
Go = Gx/px =	= 6,3-Ю-з кг/с;
U, и/
24,8-G0//	24,8-6,3-10~3 */323	п
с а/?0 (1,32 — 0,4рх)	0,95-2,16-106(1,32-0,4-0,32)
D -1,21Л	1,2 1/~ 11,5-221'5—- -6,8-10 3^6-Ю-з м.
0	11 у е°>5 —1 У 107(22°’5-1)
В связи с тем, что при пересчете значение Ос оказалось близким к значению.,
полученному в первом приближении, дальнейшее уточнение этой величины можно
не производить.
10. Диаметр отверстия в диафрагме
Dx = Do(O,36 + 0,37р.х) = 6,8-10-3(0,36 + 0,37 0,32) = 3,25-10—3 м.
11. Длина камеры энергетического разделения
£0 = 9D0= 9-6,8-Ю-з = 6,1-10-2 м.
168
12.	Сопловой ввод в виде прямоугольного сопла с размерами:
высота сопла h — УFc/2 = jz Il ,5/2-107=0,76-IO-3 М;
ширина сопла 6=Гс/Л=(11,5-103)/(0,76 107)=1,5Ы0-3 м.
Общий вид рассматриваемой вихревой трубы с некоторым усовершенствованием
показан на рис. 2.20, а результаты ее испытаний — на рис. 2 42.
0,3 0Л 0,5 и
л~£~22, Гс=7,2м^2
°~£=U;fc=2mm2
Рис. 2.42. Зависи-
мость эффекта ох-
лаждения от отно-
сительного расхо-
да холодного по-
тока:
1—расчетная кривая;
2—эксперименталь-
ная кривая
Третий пример
Рассмотрим пример с некоторой особенностью расчета. Задано сконструиро-
вать вихревую трубу для подогрева воздуха. Требуемые режимы работы вихре-
вой трубы Представлены в табл. 2.8.
2. 8. Данные к расчету вихревой трубы для подогрева воздуха
Наименование	Обозна- чение	Размер- ность	Режимы			
			I	II	III	IV
Расход воздуха на входе, не более	Go	кг/с	0,33			
Абсолютное давле- ние воздуха на входе	Ро	МПа	0,65	0,435	0,245	0,016
Температура возду- ха на входе		К	338	338	308	308
Расход горячего воздуха	Gr	кг/с	0,02	0,017	0,015	0,0125
Температура горя- чего воздуха, не ме- нее	/г	К	363			
Абсолютное давле- ние горячего потока	Рг	МПа	0,167	0,122	0,124	0,115
Абсолютное дав- ление атмосферы	Ра	МПа	0,1	0,036	0,02	0,015
Так как в оптимально спроектированной вихревой трубе i]=0,5, ясно, что на
режимах I и II заданный температурный перепад ДЛ=25 К при степени расши-
рения е>6 легко достижим даже при неоптимальной геометрии.
169
Допустимая степень расширения холодного потока г=рг>]ръ связана со сте-
пенью недорасширения горячего потока ег=рг/рх=рге/ро выражением ег =
— 0.33е + 0.67. Результаты расчета для различных режимов приведены в табл. 2.9.
2. 9. Результаты расчета вихревой трубы для различных режимов работы
Параметр	Обозначение	Режимы			
		I	II	III	IV
Требующаяся степень расширения	Е	6,30	12,10	3,82	1,67
Относительный расход горячего потока	1—р.	0,585	0,500	0,460	0,375
Расчет режима III представлен в графической форме на рис. 2.43. Рабочий
диапазон характеристик ограничен, с одной стороны, температурным перепадом,
с другой — значением температурной эффективности, с третьей — относительным
max ~ 3,82
----rt =3,00
Рис. 2.43. К расчету вихревой
трубы для подогрева воздуха
Рис. 2.44. К расчету вих-
ревой трубы для подо-
грева воздуха. Зависи-
мость площади сопла
Fc (1), диаметра каме-
ры энергетического раз-
деления Dc (2) и диамет-
ра диафрагмы Ох (3) от
абсолютного давления ра
расходом холодного потока. Заданные расход и температура горячего потока
обеспечиваются только при оптимальных геометрических соотношениях вихревой
трубы, поэтому определение ее размеров ведем по этому режиму.
Уточненный расчет основного режима вихревой трубы.
1.	Потребная для заданных условий степень расширения
О,67ро	0,67-2,45
Е ------------- = ------------—---- = о, о2.
рг — 0,33/л,	1,24-0,33-2,45
2.	Потребная температурная эффективность
Д£-н)Д^. = 0Л6^5_
1 pMs 0,54-97,4
170
В связи с неполным расширением холодного газа в вихревой трубе вводится
поправка, учитывающая влияние уменьшения плотности газа на выходе из диаф-
рагмы составляющая 0,97 для /д =0,642 кг/см2. Тогда располагаемая температур-
ная эффективность 1]п=0,97т]=0,482 • 0,97=0,468, температурный перепад горячего
потока
р	0,54
Мг = -г— т)нД^ = 1-----—-0,97-0,482-97,4 = 56° С,
1 — р.	1 — 0,54
что удовлетворяет заданным требованиям.
3.	Площадь сопла 66-10-6 мм2
4.	Диаметр камеры энергетического разделения 0,03 м.
5.	Длина камеры 0,275 м.
6.	Диаметр диафрагмы 0,016 м.
Данные расчета геометрических размеров вихревой трубы представлены в
графической форме на рис. 2.44. Конструкция показана на рис. 2.21. Потребная
площадь сопла для поддержания постоянного расхода на различных режимах
изменяется в 3 раза, оптимальный диаметр вихревой трубы в сопловом сечении—
на 50%, диаметр отверстия в диафрагме — на 60%. Снижение термодинамичес-
ких характеристик на режимах I и II при выбранных размерах О0 и D* не вы-
ходит за пределы допустимого.
Расчет' вихревой трубы для охлаждения воздуха производится по такой же
схеме, как и для подогрева воздуха.
2.9.3.	Метод расчета неадиабатной вихревой трубы
Температура наружной стенки и простеночных слоев газа в вих-
ревой трубе значительно выше, чем температура сжатого газа. От-
вод тепла от периферийных слоев газа позволяет, во-первых, повы-
сить эффект охлаждения при больших относительных расходах
охлажденного потока п, во-вторых, охладить весь газ на 25 ... 30
градусов.
При расчете охлаждаемой неадиабатной вихревой трубы следу-
ет иметь в виду, что отвод тепла от стенки пропорционален площа-
ди ее поверхности. Увеличение площади производится путем ореб-
рения камеры энергетического разделения или увеличения длины
камеры до Lo= (25 . .. 30)Do.
Диаметр охлаждаемой вихревой трубы (в м)
Do= 1,5 ]/>c£i,5/(eo,5_ 1).	(2.73)
Другие размеры рассчитывают по методике, используемой для
расчета адиабатных вихревых труб.
Характеристики охлаждаемой и адиабатной трубы при цх<0,5
совпадают. Максимум термодинамической эффективности вихре-
вой трубы достигается при рх=0,85 . . . 0,90. Поэтому вихревые тру-
бы такого вида целесообразно применять в диапазоне р = 0,8 ... 1.
Для расчета температурной эффективности в этом случае прини-
мают, что г] = 0,3 при р=1 и по мере уменьшения относительного
расхода холодного потока пропорционально увеличивается до
11 = 0,375 при ц = 0,8.
171
2.9.4.	Метод расчета вихревого вакуум-насоса
Расчет вихревой трубы, работающей как вакуум-насос, выпол-
няется на максимальное разрежение в замкнутой полости
max „ / „	г\
Sb = А/Роп ПрИ П = 0,
где роп — конечное абсолютное давление вакуумируемой среды;
Ра — давление окружающей среды; п — коэффициент эжекции.
Для определения потребного давления сжатого газа р0 необхо-
димо иметь зависимость еЕ=/(ро), которая не может быть получе-
на аналитическим путем и определяется по экспериментальным
данным.
Введем величину рэ, т. е. степень расширения эжектора, соот-
ветствующую коэффициенту эжекции п = 0,
P3=PuJPv	(2.74)
Рекомендуемая область р3, соответствующая п—0, лежит в пре-
делах 0,007 .. . 0,112 в зависимости от коэффициента изоэнтропий-
ной скорости активного потока Zs. Область As, соответствующая ука-
занным пределам изменения р3, ограничена значениями 0,516 ...
... 0,420. Степень достижимого вакуума существенно зависит от
масштаба вакуум-насоса, определяемого временем работы и ваку-
умируемым объемом.
Коэффициент эжекции, средний за время т работы насоса,
о в	Рс (Л’а А1п)
ср Gou PTsGot
(2. 75)
где GB — количество газа, удаленного из объема Vc при его ва-
куумировании от давления ра до давления рОп; Go — расход эжек-
тирующего газа.
При критическом истечении газа из всасывающего сопла без
учета потерь при равенстве температуры торможения потоков
/ Г2 ~ 0,634	,о
(2-76)
\ П /
где r2=r2lR — приведенный радиус низконапорного сопла; f\ =
=rJR — приведенный радиус высоконапорного сопла; R — рас-
стояние центра высоконапорного сопла от оси эжектора; Xi*=
—с1/дкР=г3Ха«=ф/Д — коэффициент скорости;	1
К— 1 ,2 \К-1
К + 1Х1*/
приведенная плотность активного потока на выходе из сопла;
14-^ + j — критическое значение коэффициента осевой
скорости в камере смешения: тр = 1 — (rjr3)2 — коэффициент запол-
ФКФ	4(1—ф)2
нения камеры смешения; £?= —=-----—; у——---------; гЕ — ра-
У2(1-ф)	Ф(2-ф)
диус вихревого шнура; г3 — радиус камеры смешения, для воздуха
гб/гз=0,577.
172
Приравняв ncp«n, получим
/ 9 Y-__- ncp>4* Ql* Vc (Pa—pOn) Xu Qu
\ и /	0,634рэ	01634рэ/?ГаО0т
По известному расходу определяется площадь проходного сечения,
активного сопла
FC=24,8GC | 7/(сф0)	(2. 77)
и его радиус
r^/7/л.	(2.78)
По величине Fc подсчитывается R цилиндрической трубы насоса'
/?=2,1рТ;.	(2.79)
Длина цилиндрической трубы
7 = 2/?.	(2.80)
Радиус отверстия низконапорного сопла /'2</0,2/?. При необходи-
мости вычисляется по формуле
7 - \ 2	___
/ г2 | ___ Vc (Ра POu) XlfrPu	<2 g jX
\ ?1 / ~ 0,634рэЯГаО0т ‘	7
Радиус камеры смешения
г3=0,65/?.	(2.82)
Радиус сопряжения диффузора
/?диф=0,4/?.	(2.83)
Зазор между дисками диффузора
Ддиф=0,2/?.	(2.84)
Максимальный диаметр диффузора
Пдиф=10/?.	(2.85)
Пример расчета
Рассчитать вакуум-насос для вакуумирования замкнутого объема Рс=
=0,004 м3 до конечного давления ро,п=0,0039 МПа. Время откачки не более
1 мин. Расход сжатого воздуха Gc, < 70 кг/ч=0,0195 кг/с. Температура сжатого
воздуха 7’1= 298К. Давление окружающей среды ра=0,098 МПа.
Определяем потребное давление р0 сжатого воздуха. Задаемся значением
рэ=0,01, тогда
д,= 0,0039/0,01 - 0,39 МПа.
Определяем величину площади сечения сопла
24,8-0,0195 /298	„ „
jpc =----------------= 2,22-10-5 М2.
0,95-0,39-106
Для круглого активного сопла
г1 = /7\уй = Ю-з /22,2/3,14=2,65-10-3 м.
173
Для прямоугольного активного сопла
высота сопла h = 10 3/22,2/2	3,33-10—3 м,
ширина сопла 5=22,2/(3,33 103)=6,67- 10 3 м.
Расстояние от оси эжектсра до центра высоконапорного сопла
R 2,1/7%	2,1/22,2-10-6=9,9-Ю-3 м.
Длина цилиндрической трубы
£ = 2-9,9-10-3= 19,8-Ю-з м.
Радиус отверстия низконапорного сопла
г2 =0,1-9,9-10-3 = 0,99-10-3 м;
/ - 1 —0,5772 = 0,666;
4(1 —0,666)2	„ 0 502. в = °.666 /0,666
0,666(2 — 0,666) “ ’	~/2 (1 —0,666)
Ха* =-------------- 0,925; 7Я= 0,65;
1+^0,502
Хи = 0,65-0,925-0,666/1,15 = 0,348;
Гг2\ 0,004(0,098 - 0,0039)-10б-0,348-0,9506 _
\7Г / =	0,634-0,01-287-298-0,0195-60
гз = 1,15-10—3 м.
Радиус камеры смешения
г3 = 0,65-9,9-10-з - 6,45-Ю-з м.
Радиус сопряжения диффузора
/?диф = 0,4/? =0,4-9,9-10-3 к 4-Ю-з м.
Зазор между дисками диффузора
Дшф =0,2/? =0,2-9,9-Ю-з ^2-10-з м.
Максимальный диаметр диффузора
/9циф = Ю/? = 10-9,9-10—3 «0,1 м.
2.9.5.	Метод расчета вихревой трубы-сепаратора
Расчет вихревой трубы для компонентного разделения газовых
смесей (сепаратора) имеет особенности, связанные с большим со-
держанием жидкости в смеси. При низкотемпературном разделе-
нии в вихревой трубе воздуха с целью получения максимальной
концентрации кислорода содержание жидкости в парожидкостной
смеси должно составлять рв = 0,35±2% -
По заданному значению расхода кислорода определяется рас-
ход разделяемого воздуха
G0=GK0,1.	(2.86)
174
Температура воздуха определяется по тепловым диаграммам
для заданных ро и |3В.
Площадь проходного сечения соплового ввода
Fc= -^2= ,	(2.87)
«ТРоЛо
где а=2,3 — коэффициент истечения; Vo — удельный объем воз-
духа.
Диаметр вихревой трубы
D0=3,16/Fc(s-1)0’5.	(2.88)
Длина отверстия в диафрагме
Dx=O,5/9o.	(2.89)
Длина вихревой трубы
L = 2ODo.	(2.90)
Пример расчета сепаратора
Потребный расход кислорода 2 10~2 кг/с при давлении р„=0,6 МПа, давле-
ние за диафрагмой ра=0,1 МПа.
Давление воздуха
А/Ра-0,67	0,6/0,1—0,67
А) = ТаЕ=/’а----/ТТЛ---= 0,1-----—--------=1,6 МПа. (2.91)
U, оо
0,33
Расход воздуха GB= GK/O,1 =2./( 102 0,1) =0,2 кг/с.
Площадь сечения соплового ввода
Go
________0,2
Л 1,6-106
2,31 ' —----------
I 9,98-10-з
= 0,7-10—6 м2.
Диаметр вихревой трубы
£>0= 3,1бУ>с(Е- 1)°-5= 5,2-Ю-з м.
Диаметр отверстия в диафрагме
£>х = 0,5 Df — 2,6-10—з м.
Длина вихревой трубы
Ло= -. 20£>0 - 0,104 м.
Выпуск кислорода производится через щелевой диффузор, сопряжение ко-
торого со стенкой вихревой трубы с углом конусности а=2,5° производится по
лемнискате Бернулли. Координаты диффузора х=0, (/=0; х=2,2; {/=2,09; х=
=4,51; {/ = 3,8 х = 6,77, {/=4,75; л=7,94; {/ = 4,96; л'=8 66; у=5.
При малом содержании жидкости в газе, например, влаги в воздухе, кон-
денсата в природном газе или какого-либо химического компонента в смеси, рас-
чет производится по методике для адиабатной вихревой трубы с учетом конден-
сации пара легкокппящего потока, имеющего в холодном потоке относительную
влажность, соответствующую температуре точки росы упомянутого потока.
175
ПУЛЬСАЦИОННЫЕ ТРУБЫ
2.10.	КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
ПУЛЬСАЦИОННОЙ ТРУБЫ
Пульсационные трубы появились сравнительно недавно, и лите-
ратуры по этим холодильным устройствам еще немного. Создание
теории и инженерных методов расчета пульсационных труб — за-
дача ближайшего будущего.
Рассмотрим принцип действия пульсационной трубы, схема ко-
торой показана на рис. 2.45. Сжатый газ через сопло порциями
подается в трубу. Столб газа в трубе сжимается под действием
энергии свежей порции. Тепло отводится окружающей атмосферой.
Рис. 2.45. Схема пульсационной трубы:
К—петля Коанда; А, В, С, D—условные точки и отверстия в
точках D
После прекращения подачи свежего газа начинается расширение,
при котором газ охлаждается. Таким образом, каждая свежая пор-
ция совершает работу сжатия столба газа с отводом энергии в виде
тепла через стенку трубы. Порционная подача тепла приводит к
разогреву трубы и созданию значительного перепада температур
между стенкой и окружающей атмосферой. В эксперименте наб-
людалось обледенение выпускного патрубка, тогда как температура
трубы на расстоянии 0,15 м от патрубка превышала 950 К- Это
свидетельствует о больших возможностях холодильных пульсацион-
ных труб и позволяет организовать отвод тепла естественной кон-
векцией.
В качестве источника пульсаций часто используется золотнико-
вый распределитель с умеренными скоростями вращения. В табл.
2.10 приведены данные различных пульсационных труб с золотни-
ковыми распределителями.
Применяемые струйные распределители различных конструкций
не позволяют достичь столь высокой эффективности вследствие
смешения потоков в рабочей камере. Однако полное отсутствие
подвижных частей делает их приемлемыми для холодильных уст-
176
2. 10. Параметры пульсационных труб
Параметры	Пульсационные трубы		
	I	II	III
Мощность тепловая, кВт	17,5	160	1650
Степень расширения	5	5	4
Род газа	Воздух	Природный газ	
Расход газа, нм3/с	0,167	1,67	19,2
Скорость вращения распределителя, об/с	150	100	25
Масса распределителя, кг	0,2	2 ’	15
Длина теплорассеивающих труб, м	3	6	10
Адиабатный КПД, о/0	75	77	72
ройств. Наиболее простым распределителем является петля Коан-
да К (см. рис. 2.45). Вследствие несимметричности распределения
вытекающая из сопла струя под влиянием эффекта прилипания на-
правляется в один из рукавов вильчатого приемника пульсаций.
Эффект прилипания заключается в том, что если в один из каналов
поступает большая часть газа, то и остальная часть через пренеб-
режимо малый промежуток времени направляется в этот канал.
Скорости и давления в рукавах в этом случае не одинаковы. Дав-
ление больше у стенки смесительной камеры, прилегающей к рука-
ву, в который в данный момент газ не поступает. Давление пере-
дается по петле к противоположной стороне и воздействует на
струю газа, отходящую в другой рукав приемника пульсаций. Час-
тота переключении определяется длиной петли и температурой га-
за, поскольку при звуковой скорости истечения газа из сопла эти
величины связаны зависимостью f=V/7i, где V — скорость звука в
газе при данной температуре в точке A, f — частота пульсаций,
X — длина волны.
Длины участков пульсационной трубы определяются из урав-
нений
ДВ=Х/4; ДО=ЗХ/4; ДС=Х/2.
177
Рассмотрим характер стоячей волны в точках А и D. Например,
волна давления имеет максимум в точке В. Распространяясь по
участку ВС, волна отражается от С без изменения знака, так как
труба закрыта. Поскольку ВС = 7/2, отраженная волна возвраща-
ется в точку В с задержкой в 1 период. Волна давления из В рас-
пространяется также по участку BD и отражается от D, но с изме-
нением знака, так как труба открыта. Волна разрежения возвра-
щается в точку В с задержкой в 1,5 периода.
Схематически этот процесс относительно точки В выражается
следующим образом.
1.	В момент периода времени Т имеется:
а)	инициирующая волна давления в точке В;
б)	волна давления, которая вышла из точки В в нулевой мо-
мент времени, возвращается из точки С в виде волны давления;
в)	волна разрежения, которая вышла из точки В в момент Т/2, ‘
возвращается из D в виде волны давления.
При наложении волн в точке В расход через сечение В стремит-
ся к уменьшению до нуля, но при частично открытом отверстии С
возвратная волна затухает, а через отверстие в точке С имеется
незначительный расход горячего газа.
2.	В момент времени Т-\-Т)2 имеется
а)	инициирующий импульс в точке В в виде волны давления;
б)	волна разрежения, прошедшая точку В в момент времени
7/2, возвращается из С в виде волны разрежения;
в)	волна разрежения, прошедшая точку В в нулевой момент
времени, возвращается из D в виде волны разрежения.
Газ, вытекающий через отверстие в точке D, поступает в учас-
ток BD трубы в расширившемся и охлажденном состоянии.
В более мощных холодильных установках с применением пуль-
сационной трубы используются резонаторные камеры, создающие
большой импульс, необходимый для поворота потока со значитель-
ным расходом.
Например, в пульсационной трубе с расходом 0,2 кг/с (рис. 2.46)
применено семь теплорассеивающих трубок. Сопло имеет прямо-
угольную форму с величиной Л = 3 мм и габаритной шириной е =
= 21,3 мм. К соплу примыкают расположенные под острым углом
каналы I и II, сообщаемые с резонаторными камерами, усиливаю-
щими колебания с частотой /=500 Гц. Охлажденный поток отво-
дится из камеры между соплом и газоприемными отверстиями,
имеющими высоту 3,8 мм. Расстояние между срезом сопла и отвер-
стиями 25 мм. При степени расширения е = 4 эффект охлаждения
достигает Д/х = 40 К. Площадь поверхности теплоотвода составля-
ет 18 м2, длина каждой теплорассеивающей трубки 3,3 м.
Конструкция работоспособна в диапазоне степени расширения
е = 2 . . . 7. С увеличением общего уровня давления эффект охлаж-
дения возрастает. Например, при е=4 и начальном давлении
0,5 МПа эффект охлаждения составил 37К, при давлении 1,8 МПа—
41 К-
178
В пульсационной трубе с механическим распределителем, пока-
занным на рис. 2.47, рецепторные трубы 1 сообщены с камерой 2,
имеющей выпускные отверстия <3. Камера 2 отделена от подшипни-
ковых узлов 4 уплотнительными кольцами 5, показанными на про-
дольном разрезе распре-
делителя (рис. 2. 47. в).
Сжатый газ поступает в
рецепторные трубы через
вращающийся золотник
6, соединенный с источни-
ком подачи газа магист-
ралью 7. Передняя 8 и
задняя 9 кромки золотни-
ка имеют заостренную
форму для уменьшения
аэродинамического сопро-
тивления при вращении.
Уменьшение перетечек
через отверстия 6а в ка-
меру 2 обеспечивается ла-
Рис. 2.46. Схема пульсаци-
онной трубы с семью тепло-
рассеивающими трубами
биринтамп 10. Ширина I'
канала в золотнике 6
больше ширины I" в ре-
цепторной трубе 1 и мень-
Рис. 2.47. Конструкция механического распре-
делителя пульсационной трубы:
а—механический распределитель; б—канал золотника;
6—продольный разрез распределителя; /—трубы ре-
цепторные; 2—камера; 3—отверстие выпускное; 4—
узел подшипниковый; 5—кольца уплотнительные; 6—
золотник вращающийся; 7—магистраль подачи газа;
8, 9—передняя и задняя кромки золотника; 10—лаби-
ринт
ше габаритной ширины I, т. е. />/'>/". Кроме того, L>1'. При вра-
щении золотника масса газа в золотнике приобретает инерцию, по-
этому выпуск газа в рецепторную трубку 1 производится не ради-
ально, а под углом к радиусу. Для этого ось рецепторной трубки 1
расположена под углом а к оси золотника 6. В случае вращения по
стрелке F золотник набегает на отверстие 1а передней кромкой,
перекрывая выпуск из трубки 1. Затем производится сообщение
рецепторной трубки с источником давления. Масса порции свежего
газа определяется площадью отверстия 1а, плотностью газа и вре-
179
менем действия, зависящим от скорости вращения золотинка 6.
После перекрытия отверстия 1а задней кромкой золотника рецеп-
торная трубка соединяется с выпускной полостью камеры 2. Вектор
скорости газа на выходе из золотника 6 обозначен V, вектор ско-
рости в рецепторной трубе W.
Привод золотника может быть принудительным или автоном-
ным. В последнем случае, как показано на рис. 2.47, б, канал зо-
лотника 6 выполняется с изгибами и золотник вращается под дей-
ствием реактивной силы.
2.11.	МЕТОД РАСЧЕТА ПУЛЬСАЦИОННОЙ ТРУБЫ
Основные конструктивные параметры пульсационной трубы
можно получить из решения следующей задачи. Каждая порция
газа совершает работу по сжатию столба газа в рецепторной труб-
ке. При этом удельная энергия свежей порции уменьшается на ве-
личину
ДЛ=Т]/ад,	(2.90)
где А/I — изменение энергии газа в реальном процессе; /ад — ра-
бота расширения в идеальном изоэнтропийном процессе,
г] = 0,35 ... 0,4 — адиабатный КПД расширения газа.
Энергия, отводимая от газа посредством теплопередачи в окру-
жающую среду, равна работе подаваемого газа в реальном процес-
се, т. е.
GAA=Q1;	(2.92)
R.^a{Tc-T^F.	(2.93)
При жидкостном охлаждении стенок трубок перепад темпера-
тур между стенкой и жидкостью можно принять 7СТ-—7’ср=100 К.
При воздушном охлаждении перепад температур зависит от ко-
эффициента теплоотдачи, который в случае вынужденной конвек-
ции можно принять а=3 ... 20 Вт/м2, тогда Тст—7^ = 250 .. . 120 К.
Сопловой ввод пульсационной трубы оформляется в виде конфу-
зорного щелевого сопла прямоугольной формы, причем при шири-
не щели 6^0,001 м высота щели лимитируется технологическими
возможностями и выбирается 6Ь^А^12Ь, где меньшие значения
принимаются при малых расходах газа.
Площадь соплового ввода
Fc= 24-’8Gy^ .	(2.94)
аср0
Учитывая расширение струи в камере за соплом, проводят ряд
мероприятий. Оконечность сопла выполняют не конфузорной, а
прямоугольной на длине /с=(2 . .. 4)К Расстояние от среза сопла
до приемной трубки lK^h. В этом случае угол диффузорности
180
свободной струи в камере у=Г, и ширина приемного отверстия
трубки 6T = 6 + 2/Ktgy, а высота ее Лт«/г.
Диаметр теплорассеивающих трубок выбирается исходя из ра-
венства площадей торцевого отверстия и круглой трубки
О 400 800 1200{,1/с
Рис. 2.48. Зависимость
расхода газа от частоты
пульсаций
(2.95)
Частота пульсаций зависит от расхода
сжатого газа (рис 2.48), в свою очередь
длина и количество рецепторных трубок 1
(рис. 2. 49) определяются частотой пульса-
ций, производительностью пульсационной
трубы и конструктивным оформлением теп-
лоотводящего устройства.
Число рецепторных трубок выбирается
нечетное: при расходе газа 0,005...0,100 кг/с
число трубок 3 ... 7; при расходе от 0,1 до
1 кг/с применяют 7 ... 13 трубок, при расхо-
де 1 ... 10 кг/с используют 13 . . . 19 трубок и более.
Длина трубки
l=Fl(nDri),	(2.96)
где п — число трубок.
В случае оребрения трубок расчет производится по известным
методикам. Для обеспечения работы пульсационной трубы в режи-
ме резонанса необходимо соблюдать условие
l=l9k/2,	(2.97)
где I — длина трубки из условия отвода тепла; l$=Vlf — длина
трубки из условия обеспечения резонанса; V — скорость распрост-
ранения волны давления; f — частота пульсаций;k — целое число.
В связи с отсутствием надежных методик объем резонаторных
камер 4 и длина подводящих трубок подбираются эксперимен-
тально.
Пример расчета
Требуется спроектировать пульсационную трубу с расходом воздуха 0,1 кг/с
и эффектом охлаждения 35 К при давлении на выходе 0,15 МПа. Охлаждение
рецепторных трубок воздушное со скоростью патока 10 м/с. Температура сжато-
го п атмосферного воздуха 313 К.
1. Принимая адиабатный КПД ц>=0,35, определим потребное давление возду-
ха на входе в сопло
	Л	0 МПя
		
	f’jT'i	к-i	{ 0,35-313 - 35 \з,з
	; /	\	0,35-313	/
2. Площадь соплового ввода
24,8Gi Z Тх	24,8-0,1 /313
ас/7]	0,85-0,58-106
где ас=0,85 — коэффициент расхода щелевого сопла.
181
3.	Размеры сопла при h=10b:
—	высота сопла h = у/ ЮЛс = у0,9-10-4.10=3-10—2 м,
—	ширина сопла Ь = Л, 10 = 3-10—2/Ю =3 - 10—з м,
—	длина прямого участка сопла ZC=3Z>=3  3 • 10~3=9  10~3 и
4.	Расстояние от среза сопла до приемных отверстий трубок
/к= /1 = 3-10 2 м.‘
5.	Ширина приемного отверстия
b.r = b + 2ZK tg у = (3 + 2-30 tg 1°)- Ю-з = 4. iq-з м.
6. Частота пульсаций /=500 Гц.
Рис. 2.49. Конструктивная схема пульсационной трубы:
Г—рецепторные трубки; 2—подводящий патрубок; 3—отводящий патрубок; 4—
резонаторные камеры
И ffi
7.	Диаметр теплорассеивающей трубки
D = п/ 4fe (b + 2/Ttgy) = -| / 4-3-10-2 (3 + 2-30 tgl°)-10~3 _
' л ~ V	3,14
= 1,24-10-2 «0,012 м.
В.	Общая площадь рецепторных трубок
ОсрД/х	0,1-1004-35
F =----------------= —-----------= 5 м2.
а(Гст—ГСр) Зэ-200
9.	Длина рецепторной трубки при общем их числе п=7
F	5
I = —— =---------------= 1,88 м.
лйп	3,14-0,012-7
10.	Минимальная длина рецепторной трубки
/р = V/f = 340/500 = 0,68 м.
11.	Фактическая длина рецепторной трубки k должна быть кратной полу-
волне давления
k = 2Z/Zp = 2-1,88/0,68 = 5,54«6;
k 6
1ф = — h = ^’•°>68 = 2-04 ы-
Глава 3
ТУРБОХОЛОДИЛЬНИКИ
3.1.	КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О РАЗВИТИИ ТУРБОХОЛОДИЛЬНИКОВ
В сороковых годах в связи с увеличением высоты полета стали
применяться герметические кабины с системами кондиционирова-
ния, обеспечивающими в кабинах заданные температуры и давле-
ния. Для комплектовки этих систем появилась необходимость в соз-
дании турбохолодильников, как одного из каскадов понижения
температуры воздуха, поступающего от компрессора в кабину. В
дальнейшем по мере роста скорости и высоты полета турбохоло-
дильники стали создавать и применять не только как каскад пони-
жения температуры, но и как ступень повышения давления воздуха,
движущегося в кабину. Сами конструкции турбохолодильников бы-
стро совершенствовались, особенно в последнее десятилетие. Так,
например, со времени их появления и по данное время изменялись:
КПД от 0,3 до 0,85, температурный перепад в турбохолодильнике от 30
до 200° С, температура на входе от 50 до 350° С, расход воздуха
через турбохолодильник от 100 до 10 000 кг/ч, частота вращения от
20 000 до 150 000 оборотов в мин, ресурс от 50 до 10 000 ч. В систе-
мах кондиционирования на летательных аппаратах появились тур-
бохолодильники с газовыми опорами вместо шариковых подшип-
ников.
Турбохолодильник представляет собой газовую турбину, в кото-
рой внутренняя энергия газа при расширении преобразуется в ме-
ханическую работу, при этом температура газа значительно пони-
жается. При наличии избыточного, по сравнению с кабинным,,
давления воздуха его расширение в турбине имеет значительные
преимущества перед другими способами охлаждения воздуха.
Хотя турбохолодильники имели предшественников в виде тур-
бохолодильных машин и турбодетандерных установок глубокого
охлаждения, его конструктивное оформление и развитие как само-
стоятельного типа турбомашин оказалось неизбежным в силу спе-
цифики требований на летательных аппаратах. Это, прежде всего,
нестационарные режимы работы при весьма широких пределах
одновременного изменения давления, температуры, расхода и влаж-
ности воздуха; необходимость обеспечения минимальной массы,
183
надежности работы при разных пространственных положениях
машины, полной автономности и автоматичности работы в услови-
ях значительных вибраций и других динамических и термических
нагрузок.
Сейчас в США и Англин разработкой и серийным изготовлени-
ем турбохолодпльников занимаются десятки фирм. Ведущую роль
в производстве турбохолодильников играют фирмы этих стран, име-
ющие наиболее развитую авиационную промышленность. Поэтому
не случайно в этих странах специализированные фирмы возникли
при наиболее мощных авиационных концернах. В США турбохоло-
дильники разрабатываются и выпускаются пятью основными веду-
щими фирмами: Гаррет — Эрисерч, Стратос, Гамильтон Стандарт,
Каррьер и Дженерал Электрик. Первые три из них являются спе-
циализированными. В Англии существует три ведущие фирмы:
Нормалер, Годфри и Де Хэвилленд Пронеллерз. Все они тесно
связаны с аналогичными фирмами США. Так, фирма Нормалер
выпускает турбохолодильники по лицензиям Гаррет — Эрисерч,
Годфри сотрудничает с фирмой! Стратос, а Де Хэвилленд Пропел-
лер значительно расширила свои ранее существовавшие связи с
фирмой Гамильтон Стандарт. Перечисленные фирмы с помощью
своих филиалов в Канаде, Швеции, Франции, Швейцарии, ФРГ,
ЮАР, Австралии и Японии практически полностью контролируют
производство самолетных турбохолодильников в капиталистическом
мире.
В первых простых системах кондиционирования воздуха турбо-
холодильник по ряду признаков походил на турбодетандер. В нем
полезно использовалась только холодильная турбина, как прави-
ло, одноступенчатая. Рабочее колесо турбины жестко связано ва-
лом, установленным на опорах качения, с тормозным устройством,
назначением которого является отбор развиваемой турбинной
мощности. В большинстве конструкций турбохолодильников в ка-
честве тормозного устройства применялся одноступенчатый осевой
или центробежный компрессор (вентилятор), рабочим телом для
которого служил забортный воздух. В первых турбохолодильниках
тормозное устройство полезно не использовалось, а отбираемая им
мощность холодильной турбины передавалась атмосферному возду-
ху. По мере развития летательных аппаратов появлялись новые,
более сложные системы кондиционирования воздуха герметических
кабин, требованиям которых уже не мог удовлетворить турбохоло-
дильпик «детандерного» типа. Бурное развитие реактивной техники
в начале 50-х годов привело к тому, что от бортового холодиль-
ного агрегата потребовалась более высокая эффективность. Внача-
ле это достигалось полезным использованием тормозного вентиля-
тора для прокачки холодного забортного воздуха через различного
типа теплообменники (воздушные, топливные, масляные и т. п.).
В большинстве случаев таким теплообменником служил воздухо-
воздушный радиатор, предварительно охлаждающий воздух непос-
редственно перед холодильной турбиной. Рост скоростей и высот
полета заставил конструкторов усилить борьбу за экономию мас-
184
сы летательного аппарата, в том числе и турбохолодильника. Одно-
временно совершенствовалась проточная часть холодильной турби-
ны и тормозного устройства, применялись наиболее эффективные
типы рабочих колес, диагональные в вентиляторе и радиально-
осевое в холодильной турбине. В турбохолодильнике находят отра-
жение все современные достижения турбо- и компрессоростроения:
наиболее экономичные профили сопловых и рабочих лопаток, вы-
сокая чистота и точность механической обработки элементов про-
точной части, специальные уплотнения и маслоподводящие устрой-
ства, специально встроенные подшипники и масла для их смазки
В 60-е годы начали появляться автономные системы кондициони-
рования с замкнутым контуром, основное назначение которых —
обеспечение охлаждения и надчува герметичных кабин при полетах
летательных аппаратов на больших высотах. В этих системах тре-
бования к бортовому турбохолодильнику несколько изменились.
Турбина служит, главным образом, для привода вентилятора, осу-
ществляющего циркуляцию специального хладагента в замкнутом
контуре системы охлаждения. Такой агрегат по своему назначению
больше похож на турбовентилятор. Переход скоростей полета са-
молетов через звуковой барьер дал толчок развитию нового типа
бортового турбохолодильника — так называемого турбохолодиль-
ника «с поддувом». Турбохолодильники «с поддувом» иногда при-
менялись и на летательных аппаратах с дозвуковыми скоростями
полета, но, однако, не нашли на них широкого применения. В сверх-
звуковой авиации турбохолодильники такого типа стали применять-
ся чаще. Компрессор и турбина турбохолодильника «с поддувом»
работают в одной линии охлаждаемого сжатого воздуха. Вначале
сжатый воздух дополнительно сжимается в компрессоре, а затем,
после охлаждения в теплообменнике, расширяется в турбине. При
этом компрессор и турбина связаны и механически, т. е. жестким
валом, и пневматически, т. е. общим потоком охлаждаемого воз-
духа.
Причины широкого использования турбохолодильника «с подду-
вом» на сверхзвуковых летательных аппаратах заключаются преж-
де всего в том, что турбохолодильник такого типа позволяет ис-
пользовать для кондиционирования сжатый воздух с малым
давлением. Тормозное устройство турбохолодильника «с поддувом»
не нуждается в дополнительном забортном воздухе, который при
сверхзвуковом полете, проходящем, как правило, на большой высо-
те, мало пригоден для этой цели. В турбохолодильнике «с подду-
вом» требование максимальной экономичности распространяется не
только на холодильную турбину, но и на компрессор. Экономич-
ность, устойчивая работа такого турбохолодильника в широком
диапазоне режимов позволяют считать его одним из совершенных
образцов турбо- и компрессоростроения. Повышение рабочих темпе-
ратур привело к широкому применению в турбохолодильниках спе-
циальных жаростойких сплавов, особенно титановых?* Большое
внимание при создании современных турбохолодильников уделяется
повышению экономичности как холодильной части турбины, так и
185
компрессора пли другого тормозного устройства. Особенно важно
это для турбохолодильника «с поддувом», где КПД турбины и ком-
прессора взаимно связаны. Их произведение определяет не только
основные параметры турбохолодильника, но и границы его приме-
нения. На современном уровне развития этого типа турбохолодиль-
ника считается, что произведение КПД турбины и компрессора
т]т Лк=0,6 вполне достижимо при условии применения высокоэко-
номичных профилей в проточной части, достаточно эффективных
уплотнений, наиболее современных способов механической обра-
ботки, обеспечивающих высокую чистоту поверхности в проточной
части и т. д.
Известно, что основным препятствием к повышению частоты
вращения при использовании подшипников качения и скольжения
с жидкостной смазкой являются или прочность, износоустойчивость
элементов их конструкции, или потери на трение, которые пропор-
циональны квадрату скорости и вязкости смазывающей жидкости.
Одной из возможностей повышения частоты вращения ротора
турбомашины рассматриваемого класса может быть использование
в качестве смазочного вещества воздуха. Речь идет о так называе-
мых газовых аэродинамических и аэростатических подшипниках.
Системы смазки подшипников качения современных турбохоло-
дильников в подавляющем большинстве не имеют посторонних
источников давления, т. е. масляных насосов, помп, редукторов
и т. д. Обычно подача смазки к подшипникам обеспечивается с по-
мощью тех или иных деталей и устройств, являющихся неотъемле-
мыми элементами всего агрегата. В этой связи в числе перспектив-
ных следует назвать антифрикционные самосмазывающиеся мате-
риалы. Низкий коэффициент трения и износ материалов позволяют
применять их в подшипниках качения. Сепараторы шарикоподшип-
ников, изготовленные из указанных материалов, обеспечивают
достаточно хорошую работу шарикоподшипников на воздухе и в
вакууме за счет переноса самосмазывающегося материала с сепа-
ратора и создания прочной пленки твердой смазки на поверхностях
дорожек качения и шариков. Преимущество этих материалов осо-
бенно проявляется в случае работы шарикоподшипников при повы-
шенной температуре.
Масло и узел подшипников, как правило, охлаждаются возду-
хом, прошедшим через турбохолодильник. Иногда для этого ис-
пользуют воздух из окружающей атмосферы, хотя для наиболее
современных турбохолодильников, особенно устанавливаемых на
сверхзвуковых самолетах, использование забортного воздуха пол-
ностью исключается. В конструкцию начинают широко внедрять
контактные уплотнения не только для защиты воздушного тракта
от попадания в него масла, но и для предотвращения его утечки.
Появляются специальные уплотнения, увеличивающие экономич-
ность холодильной турбины или компрессора.
Современный турбохолодильник постепенно оснащают различ-
ными устройствами для изменения положения лопаток и контроля
частоты вращения ротора, температуры подшипников и масла, виб-
186
роперегрузок, количества масла в масляной полости. Все эти до-
полнительные устройства позволяют эксплуатировать турбохоло-
дильник в диапазоне оптимальных параметров, предотвращают
аварийные режимы, увеличивают долговечность и надежность.
3.2.	ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ТУРБОХОЛОДИЛЬНИКАМ,
И КЛАССИФИКАЦИЯ
3.2.1.	Требования
К турбохолодильникам предъявляются следующие основные тех-
нические и эксплуатационные требования.
1.	Турбохолодильник должен удовлетворять всем заданным ве-
личинам по перепаду в нем температур, расходу и давлению воз-
духа, КПД, массе, продолжительности работы, механическим (виб-
рационные, ударные, линейные), климатическим воздействиям.
2.	Турбохолодильник должен:
оставаться работоспособным при быстродействующем (около
10 с) многократном открытии или закрытии крана пуска воздуха
в турбину;
допускать транспортирование в упаковочной таре любым видом
транспорта без ограничения расстояния и погоды; допускать хране-
ние в неотапливаемом помещении с температурой от —40 до
+30° С при относительной влажности до 95%;
отвечать заданному уровню надежности;
иметь возможность контроля количества масла при техническом
обслуживании.
3.	При разработке турбохолодильника должны:
максимально использоваться стандартные, нормализованные и
унифицированные детали и узлы;
обеспечиваться взаимозаменяемость деталей и узлов;
габаритные размеры выбираться исходя из условия минималь-
ной массы и располагаемого объема на летательном аппарате;
монтажные присоединительные и крепежные размеры выпол-
няться с точностью, обеспечивающей взаимозаменяемость изделий
на летательном аппарате.
4.	Турбохолодильнпк не должен:
засорять маслом воздух, проходящий через турбинное колесо;
при разрушении подшипников и других деталей во время экс-
плуатации нагреваться до опасной в пожарном отношении темпе-
ратуры и нарушать работоспособность других элементов летатель-
ного аппарата.
5.	В турбохолодильнике должна быть предусмотрена возмож-
ность установки его на звукоизолирующем основании.
6.	Каждый вновь созданный тип турбохолодильника должен
пройти все виды испытаний, в том числе государственные лабора-
торные испытания, до предъявления на государственные испыта-
ния летательного аппарата, на котором установлен турбохолодиль-
ник.
187
3.2.2.	Классификация
Турбохолодильники классифицируются по виду тормозного уст-
ройства, характеру течения газа и частоте вращения ротора
Рис. 3.1. Классификация турбохо-
лодильников (ТХ)по виду тормозно-
го устройства:
ТТР—турбохолодильники	с тормозом;
ТВ—турбохолодильники с вентилятором;
Т—турбохолодильники без тормоза; ТК—
турбохолодильники с компрессором
По виду тормозного устройства турбохоло-
дильники разделяют на четыре класса: ТТР —
с тормозом, ТВ-—с вентилятором, Т — без
тормоза и Т !\— с компрессором (рис. 3. 1).
В турбохолодильнике класса ТТР тормоз
предназначен лишь для поглощения мощности,
развиваемой холодильной машиной. Обычно
здесь применяют ступени с центробежным ко-
лесом, обладающие большей тормозной спо-
собностью, чем ступени с осевым колесом. Под
тормозной способностью следует понимать ве-
личину мощности N, поглощаемую устройст-
вом при заданных параметрах воздуха и ча-
стоте вращения. Воздух, участвующий в погло-
щении мощности N, не используется больше
ни для каких целей.
Турбохолодильнпки класса ТВ в большин-
стве случаев функционируют с теплообменни-
ками, в которых обеспечивается требуемое со-
отношение расходов воздуха по обеим поло-
стям благодаря относительно большой произ-
водительности и невысокого напора вентиля-
тора.
В турбохолодильниках класса Т вырабаты-
ваемая турбиной мощность поглощается внеш-
ним потребителем, например, двигателем ле-
тательного аппарата. В самом турбохолодиль-
нике обычного тормозного устройства не име-
ется, т. е. Т без тормоза.
В турбохолодильнике ТК турбина и комп-
рессор работают на охлаждаемом воздухе.
Сжатие воздуха в компрессоре увеличивает
степень расширения в турбине. Для этого клас-
Рис. 3.2. Классифика-
ция турбохолодильни-
ков (ТХ) по характе-
ру течения газа:
НД—класс ТХ, характе-
ризуемый направлением
движения воздуха в хо-
лодильном колесе; СР—
класс ТХ, характеризу-
емый степенью реактив-
ности соплового аппара-
та; ЧС—класс ТХ, харак-
теризуемый числом сту-
пеней холодильника; Р—
группа ТХ в классе НД,
отличающаяся радиаль-
ным направлением газа
в холодильном колесе, с
подгруппой ЦС—центро-
стремительным направ-
лением и с подгруппой
ЦБ—центробежным нап-
равлением газа; О—груп-
па ТХ в классе НД, от-
личающаяся осевым нап-
равлением газа в холо-
дильном колесе; РО—
группа ТХ в классе НД,
отличающаяся радиаль-
но-осевым направлени-
ем газа в холодильном
колесе; А—группа ТХ в
классе СР, отличающая-
ся тем, что при течении
газа его давление изме-
няется только в сопло-
вом аппарате, а на ло-
патках холодильного ко-
леса никакого изменения
давления газа нет, т. е.
активные ТХ; Ре—группа
ТХ в классе СР, отлича-
ющаяся тем, что при
течении газа его давле-
ние изменяется как в
сопловом аппарате, так и
в каналах холодильного
колеса, т. е. реактивные
ТХ; Ос—группа ТХ в
классе ЧС, отличающая-
ся тем, что расширение
газа (изменение давле-
ния) происходит в од-
ном холодильном колесе,
т. е. одноступенчатые
ТХ; Дс—то же, но двух-
ступенчатые и т. д.
188
са машин требуется высоконапорный компрессор с относительно
небольшим расходом воздуха.
Таким образом, рассмотренная классификация обусловлена не
только назначением и характером работы, но и конструктивными
особенностями турбохолодильников.
На рис. 3.2 показана классификация по характеру течения газа,
который определяется тремя признаками: направлением движения
воздуха в турбинном колесе (НД), степенью реактивности соплово-
го аппарата (СР), числом ступеней (ЧС).
По направлению движения воздуха в турбинном колесе турбо-
холодильники делятся на три класса:
радиальные (Р), которые подразделяются на центростреми-
тельные (ЦС) — с движением воздуха от периферии в направле-
нии, перпендикулярном к оси турбинного колеса, и центробежные
(ЦБ) — с движением воздуха в обратном направлении;
осевые (О) — с направлением движения воздуха, параллель-
ным оси турбинного колеса;
радиально-осевые (РО) — с направлением движения воздуха
под определенным (не прямым и не нулевым) углом к оси турбин-
ного колеса.
По степени реактивности соплового аппарата турбохолодильни-
ки (СР) делятся на два класса: активные (Д) и реактивные (Ре).
В активной турбине (Л) полное изменение давления газа проис-
ходит в сопловом аппарате. На лопатках колеса, следовательно, газ
не расширяется, а изменяется его скорость в результате превраще-
ния кинетической энергии в механическую работу. В реактивной
турбине (Ре) в сопловом аппарате газ расширяется лишь частич-
но. При этом давление газа изменяется от начального р0 до какого-
то промежуточного pi. Дальнейшее расширение газа, сопровождаю-
щееся уменьшением давления от pi до давления за турбиной р2, про-
исходит в каналах колеса. При больших степенях расширения газа
вследстие относительно меньших скоростей его в сопловом аппара-
те и лопатках колеса КПД реактивной турбины несколько выше,
чем активной. Однако в реактивных турбинах необходима разгруз-
ка колеса от осевых сил, возникающих вследствие разности давле-
ния р\—р2 по обе стороны колеса, что усложняет конструкцию тур-
бохолодильника.
По числу ступеней турбохолодильники (ЧС) также делятся на
два класса одноступенчатые Ос и двухступенчатые Дс.
Ступень турбины может эффективно работать при определен-
ном соотношении между скоростью, с которой газ выходит из соп-
ловых каналов, и окружной скоростью на рабочих лопатках. При
большой начальной температуре газа и большой степени пониже-
ния давления в ступени возникают большие скорости истечения газа
и оказываются необходимыми большие окружные скорости колеса,
которые могут быть неприемлемы из-за отсутствия возможности
обеспечить требуемую прочность. В таких случаях применяют мно-
гоступенчатые турбины.
189
ют на (рис.
20 000 об/мин;
Рис. 3.3. Клас-
сификация тур-
бохолодильни-
ков (ТХ) по ча-
стоте вращения
ротора:
п\ — тихоходные
менее
20 000 об/мин: п2—
средней быстро-
ходности от 20 000
до 50 000 об 'мин;
Пз — быстроход-
ные от 50 000 до
100 000 об/мин и
Пь — сверхбыстро-
ходные выше
100 000 об/мин
лаждение и
По частоте вращения ротора турбохолодильники классифицпру-
3.3): тихоходные, имеющие обороты п менее
средней быстроходности, имеющие п в интервале
20 000 ... 50 000 об/мин; быстроходные, имеющие п
в интервале 50 000 .. . 100 000 об/мин и сверхбыст-
роходные, имеющие п более 100 000 об/мин.
Компрессоры в турбохолодильниках применяют-
ся в виде осевых, центробежных и диагональных.
Компрессоры с малым напором часто называют
вентиляторами.
В зависимости от назначения, характера работь!
и сочетания элементов исходя из указанной класси-
фикации складывается название турбохолодильни-
ка. Например, трубохолодильник быстроходный с
одноступенчатой реактивной радиально-осевой тур-
биной и осевым одноступенчатым компрессором.
Рассмотреть все возможные типы турбохоло-
дильников согласно приведенной классификации,
естественно, не представляется возможным. Поэто-
му остановимся на основных, наиболее распростра-
ненных, а именно: радиальных, осевых, радиально-
осевых с осевыми, центробежными и диагональны-
ми компрессорами. Рассмотрим также некоторые
элементы турбохолодильников: подшипники; их ох-
азку; уплотнения, регулирование и контроль расхо-
да, давления и температуры воздуха.
3.3.	ТУРБОХОЛОДИЛЬНИК С РАДИАЛЬНОМ ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНОЙ
ТУРБИНОЙ И ДИАГОНАЛЬНЫМ КОМПРЕССОРОМ
На рис. 3.4 показан турбохолодильник, у которого имеется коле-
со турбины 11, колесо диагонального компрессора 3, вал 4, шари-
ковый подшипник 2, подшипниковый корпус 6, который крепится к
корпусу турбохолодильника 7, улитка компрессора 5, улитка тур-
бины 10 и узел маслопитания, состоящий из камеры 9, фитиля 8
и питательных трубок 1.
Колесо компрессора и холодильное колесо расположены по кон-
цам вала, в средней части которого установлены два шарикопод-
шипника. Такая конструкция ротора, являющегося основной частью
турбохолодильника, называется двухконсольной. Она имеет свои
преимущества и недостатки. Основным преимуществом является
возможность максимального удаления холодильного колеса от
компрессора, что целесообразно для тепловой изоляции потока
охлажденного воздуха от теплопритоков со стороны воздуха комп-
рессора. Недостаток данной конструкции заключается в том, что
двухконсольный ротор увеличивает длину вала и в целом длину
турбохолодильника, это приводит к увеличению его массы.
Если осевой компрессор обеспечивал на каком-то этапе требуе-
мые расходы воздуха, то по напору и устойчивости работы он не
мог конкурировать с центробежным. Для условий копдициониро-
190
вания требовался оптимальный компрессор, занимавший по напору
и расходу промежуточное положение между осевым и центробеж-
ным. С появлением диагонального компрессора был создан более
совершенный турбохолодильник приемлемой массы и габаритов.
Рис 3.4. Реактивный одноступенчатый быстроходный турбохо-
лодильник с радиальной центростремительной турбиной и ди-
агональным компрессором:
1—питатели; 2— шарикоподшипники; 3—компрессор; 4—вал; 5—улитка
компрессора; 6—корпус подшипников; 7—корпус турбохолодильника; 3 -
фитили; 9—маслокамера; 10—улитка турбины; //—колесо турбины; 12—
винтовые нарезки; 13—кольцевые проточки; 14—втулки; 15—каналы
стока масла
Диагональный компрессор, обеспечивая требуемые большие расхо-
ды воздуха, обладает достаточно высокой напорностью и устойчиво
работает в широком диапазоне производительности. Данную конст-
рукцию турбохолодильника можно отнести к лучшим современным
образцам, так как в ней сконцентрированы почти все основные кон-
191
структивиые достижения, обеспечивающие необходимую эффектив-
ность, высокую эксплуатационную надежность, длительный срок
службы, при минимальных габаритах и массе машины.
Важнейшей частью всякого турбохолодильника является узел
подшипников, от которого в основном зависит долговечность рабо-
ты турбохолодильника. Под узлом подшипников в данном случае
понимается комплекс элементов, обеспечивающих вращательное
движение ротора: шарикоподшипники, детали их крепления, охлаж-
дающие устройства, способ смазки, масла, емкости для масел, уст-
ройства заполнения, слива и контроля масла и т. д.
Рассматриваемый турбохолодильник имеет комбинированный
способ смазки, т. е. включающий в себя элементы фитильной и
шнековой смазки, что обеспечивает высокую надежность и долго-
вечность машины на всех режимах работы. Из камеры 9, заполнен-
ной ватой, пропитанной маслом, сверху, через корпус 6, пропуще-
ны фитили 8. По этим фитилям масло подается к валу 4, в зоны
всасывания шнековых нарезок. Снизу, в те же зоны, подведены пита-
тели /, по которым масло из полости корпуса 7 поднимается к
валу и далее, направляется к шарикоподшипникам 2. При неболь-
ших скоростях вращения ротора, когда всасывающая способность
шнеков мала, подачу смазки обеспечивают фитили. Количество
масла, поступающего от фитилей для подшипников, вполне доста-
точно при этих скоростях вращения. Когда же скорость вращения
ротора возрастает и требуется большее количество масла для
смазки шариковых подшипников, его обеспечивают шнековые уст-
ройства. Рассмотрим подробнее применяемые в турбохолодильни-
ках системы смазки.
Эффективная смазка подшипников и их охлаждение имеют
очень важное значение для обеспечения работоспособности турбо-
холодильника. Большая скорость вращения обуславливает специ-
фические требования к системам смазки и к смазочным материа-
лам, которые должны обеспечивать:
заданный отвод тепла от нагретых элементов подшипникового
узла;
подачу требуемого количества масла на подшипники; излишек
и недостаток масла приводят к выделению тепла, следовательно, к
повышению температуры и в итоге к разрушению подшипников;
надежную подачу масла к подшипникам при эволюциях лета-
тельного аппарата, что особенно важно для этих условий работы;
автономность, что также важно для условий полета;
исключительно высокую степень чистоты смазочного материала;
неизменяемость химического состава масла при многократном
использовании его в малых объемах;
высокую стабильность смазочных материалов при рабочих тем-
пературах;
требуемую несущую способность смазочных материалов.
Фитильный способ смазки появился в конце сороковых годов и
быстро получил широкое распространение вследствие простоты кон-
струкции, эффективности, автономности, малых габаритов и массы.
192
Основной деталью данного способа смазки является фитиль диа-
метром около 4 мм. Наиболее распространенные материалы для
фитилей -- войлок и фетр. При погружении конца фитиля в масло
последнее может подняться по капиллярным каналам фитиля на
высоту до 80 мм от уровня масла. Эта способность фитилей подни-
мать масло на некоторую высоту используется для подачи масла
на вал ротора и далее на шариковые подшипники без наполнения
емкости 10 ватой (рис 3.5). Один конец фитиля 1 помещен в мас-
ло, а другой конец касается вала
3. Вращающимся валом масло
снимается с фитиля и отбрасыва-
ется с поверхности вала центро-
бежными силами к периферии по-
лости, образованной валом и
корпусом 6. При этом вращаю-
щийся вал распыляет масло, об-
разуя масляный туман Для обес-
печения циркуляции воздуха с
взвешенными в нем частицами
масла через шариковые подшип-
ники 2 на валу установлены мас-
лоотражательные втулки 4, на
торцевых поверхностях которых,
обращенных к подшипникам, име-
ются лопатки 5. При вращении
вала лопатки 5 на втулке 4 рабо-
тают как вентиляторные, созда-
вая за подшипником разрежение
и, следовательно, циркуляцию
масляного тумана через под-
шипники. Чтобы обеспечить луч-
Рис. 3.5. Фитильный способ подвода
масла к шариковым подшипникам:
/—фитиль; 2—шариковые подшипники; 3—
вал; 4—втулка; 5—лопатка втулки; 6—кор-
пус: 7, 8—втулки; 5—полость; 10— емкость
шее поступление масляного тумана в шариковые под-
шипники, в корпусе 6 сделаны каналы, сообщающие полость
между валом и корпусом 6 с емкостью 10. Масло, пройдя подшип-
ники и находясь в мелкораспыленном состоянии, отбрасывается
втулками 4 на стенки сливных полостей 9. Часть масла, прошедшая
через подшипники, возвращается в исходную полость и участвует
в повторных циркуляциях. Остальное масло концентрируется на
стенках сливных полостей 9 и в емкости 10. Следовательно, при
фитильном способе смазки подшипников обеспечивается много-
кратное использование небольшого объема масла. Для уменьшения
потерь масла в местах выхода вала из втулки 8 применены лаби-
ринтные уплотнения, образованные поясками на втулках 7 и 8
Указанный способ питания маслом (см. рис. 3.5) пригоден для
незначительных эволюций, какие совершают, например, пассажир-
ские летательные аппараты. При значительных эволюциях более
маневренных самолетов концы фитилей выходят из масла, что при-
водит к прекращению подачи масла на подшипники. Для устране-
ния этого явления ставят не один, а два фитиля 2 (рис. 3.6) и их
7	505
193
концы закрепляют в определенных местах или заполняют емкость
ватой. Но при этом следует учитывать то обстоятельство, что появ-
ляется ухудшение отвода тепла от узла подшипников 3, так как
вата является своего рода теплоизолятором. Кроме того, усложня-
ется контроль за количеством масла в вате. В этом случае масло
контролируют специальным устройством. В прилив корпуса 1 тур-
бохолодильника ввертывают полую втулку 5 с отверстиями 4.
Рис. 3.6. Фитильный подвод масла с применением ваты:
1—корпус турбохолодильника; 2— фитили; 3—шариковые подшипники;
4—отверстия; 5—втулка; 6—мерная линейка; 7—вата; 8—масло
Втулка соприкасается с ватой, а внутри трубки находится мерная
линейка 6. Через отверстия 4 масло поступает внутрь втулки 5 и
смачивает мерную линейку, на которой нанесены отметки допусти-
мых верхнего и нижнего уровней масла. Мерную линейку при необ-
ходимости вынимают из втулки и по смоченной маслом границе
определяют количество масла в турбохолодильнике. Верхнее и
нижнее отверстия в корпусе 1 предусмотрены для залива и слива
масла. Для уменьшения пути движения масла от фитиля до под-
шипника в конструкциях последних лет фитили стали укладывать
вокруг вала вблизи подшипников, а не в центральной зоне вала.
Данная система смазки (см. рис. 3.6) не допускает голодания под-
шипника от масла и потопления его в масло при любых эволюциях
машины.
194
Есть одна важная особенность укладки фитиля, которая являет-
ся характерной для фитильного способа смазки вообще. Фитили
должны касаться вала не по всему периметру, а только по части
его, не более 1/3 периметра вала. При большем облегании количе-
ство поступающего масла на подшипники рез-
ко уменьшается. Дальнейшее совершенствова-
ние фитильной системы смазки относится в
основном к изысканию оптимального положе-
ния фитиля относительно вала. В некоторых
конструкциях фитиль установлен торцом к ва-
лу, в этом случае фитиль касается вала по
незначительной части его периметра. Важным
требованием при такой установке фитилей
является определение усилия прижатия фити-
ля к валу. При сильном прижатии температу-
ра в месте контакта фитиля и вала превышает
допустимую, что приводит к обугливанию фи-
тиля и резкому уменьшению или прекращению
подачи масла к подшипникам. В быстроходных
турбохолодильниках во избежание такого яв-
ления применено специальное устройство для
передачи масла валу (рис. 3.7). Это устройство
включает в себя емкость для масла, фитиледер-
жатель 6, фитиль 8 и промежуточный контакт-
ный элемент 5, изготовленный из антифрикци-
онного теплостойкого материала. Элемент 5
имеет осевые капиллярные каналы 2, соединен-
ные с наклонными каналами. Масло из масля-
ной емкости подается по фитилю 8 к поверх-
ности 1 и далее по капиллярным каналам 2 к
поверхности 3. Здесь масло растекается по
наклонным каналам и поверхности 3 элемента
5, откуда снимается вращающимся валом.
Удельное давление элемента 5 на поверхность
вала 4 поддерживается и регулируется пру-
жиной 7.
Долговечность работы и надежность высо-
кооборотного турбохолодильника определяют-
ся в основном конструкцией пошипников и системами смазки и ох-
лаждения. Поэтому их совершенствованию уделяется большое
внимание.
Выбор системы смазки зависит от конструкции турбохолодиль-
ника и условий эксплуатации. Фитильная система смазки приме-
няется в турбохолодильниках с диаметром вала под подшип-
ники не более 15 мм и числом быстроходности Dn<Z7 I05, где
D — диаметр вала в мм и п — частота вращения вала в об/мин.
Температура в зоне установки подшипников и фитилей не допус-
кается выше 120° С. Окружные скорости в месте контакта фитиля
с валом не должны превышать 70 м/с-
Рис. 3.7. Специальные
контактные устройст-
ва передачи масла
валу:
1—контактные поверхно-
сти фитиля и промежу-
точного элемента; 2—ка-
пиллярные каналы; 3—
контактные поверхности
вала и промежуточного
элемента; 4—вал ротора
турбохолодильника; 5—
промежуточный элемент;
6—фитиледержатель; 7—
пружина; 8—фитиль
195
К недостаткам фитильной системы смазки следует отнести низ-
кую допустимую температуру, небольшую высоту подъема масла
фитилем (не более 80 мм), относительно невысокие окружные ско-
рости. Для устранения этих недостатков появились в 50-х годах раз-
личные иные системы смазки как самостоятельные, так и смешан-
ные между собой: шнековая, циркуляционная, консистентная и др.
Шнековая система смазки применима в турбохолодильниках с
диаметром вала под подшипник не более 20 мм и • IО5, с тем-
пературой в зоне подшипников не выше 150° С, максимальной вы-
сотой подъема масла не более 130 мм, минимальной окружной
скорости около 10 м/с.
Условия работы, как правило, требуют увеличения количества
масла с ростом частоты вращения турбохолодильника, нагрузки и
температуры. Такому требованию удовлетворяет циркуляционная
система смазки, в которой масляный насос кинематически связан
с ротором турбохолодильнпка. Но при вращении вала со скоростью,
близкой к 100 000 об/мин, любой способ непосредственной связи
маслонасоса с валом неприемлем. Указанным условиям наиболее
соответствует шнековая система смазки, основными элементами
которой являются винтовые нарезки 12 на валу 4 (см рис. 3.4).
Для каждого подшипника выполняется своя нарезка. Направление
нарезки выбирается исходя из направления вращения ротора тур-
бохолодильника, с тем, чтобы масло поступало от зоны всасывания
к подшипнику. Винтовые нарезки на валу разделены лабиринтным
уплотнением. Между нарезками и уплотнением предусмотрены
кольцевые проточки 13. Вал вращается во втулке 14, имеющей
гладкую цилиндрическую поверхность. Через сверление корпуса 6
подшипников во втулке установлены питатели 1, представляющие
собой трубки, один конец которых закреплен во втулке, а другой
опущен в масляную полость. Специальными отверстиями, сделан-
ными во втулке 14, каждый питатель сообщается с соответствую-
щей кольцевой проточкой 13 на валу.
При вращении вала вследствие наличия вихревого взаимодейст-
вия масла с поверхностями винтовых нарезок и действия центро-
бежных сил в кольцевых проточках вала создается разрежение.
Масло поднимается по питателям в кольцевые проточки и далее
винтовыми нарезками с определенным напором подается на под-
шипники. Пройдя подшипники, масло по каналам 15 сливается в
масляную полость. Количество подаваемого шнековым насосом
масла и его напор зависят от формы выступов профиля, высоты
профиля, расстояния между выступами, величины зазора между
нарезкой и втулкой, в которой вращается вал, числа заходов на-
резки и т. д. Количество подаваемого масла и его напор связаны с
частотой вращения вала. На характеристики насоса оказывают
большое влияние также и физические свойства масла, в частности
его вязкость и др. Чаще всего численные значения параметров уточ-
няются экспериментом. Забираемое шнековым насосом количество
масла из масляной камеры намного превышает необходимое для
работы шариковых подшипников особенно при высоких оборотах.
196
Для уменьшения подачи масла на подшипники до необходимой
величины во втулке 14 отверстия, соединяющие питатели с кольце-
выми проточками вала, делают меньшего диаметра, чем отверстия
каналов в питателях 1. Во многих конструкциях для этого между
питателями и сверлениями во втулке устанавливают специальные
дозирующие устройства в виде дюзы. Оптимальную дюзу подбира-
ют в процессе доводки турбохолодильника. Для предотвращения
засорения дюзы на питателях устанавливают фильтр, выполненный
в виде каркаса со стенками из фильтрующих сеток.
В некоторых турбохолодильниках применяют также еще одно
устройство, характерное для шнековой системы смазки. Масляная
емкость 11 турбохолодильника имеет дополнительную камеру 2
(рис. 3.8). В емкости установлен сильфон 4, одна сторона которого
заглушена крышкой 3, а с другой стороны сильфон герметично кре-
пится к стенке дополнительной емкости гайкой 5. Сильфон через
крышку 3 поджимается пружиной 1. Через штуцер 6 сильфон труб-
кой 8 соединен с входным патрубком турбинного колеса. Допол-
нительная емкость через клапан 12 сообщается с емкостью 11. Кла-
пан состоит из гайки 14 и тарелки 13. Через каналы 9 и 10, про-
фрезерованные во втулке ротора, дополнительная емкость 2 сооб-
щается с полостью винтовых нарезок на валу ротора. В канале 9
установлен жиклер 7. При запуске турбохолодильника сильфон
выполняет роль пускового маслонагнетателя. Воздух, поступающий
из входного патрубка турбинного колеса по трубке 8 в сильфон 4,
растягивает его и выдавливает масло из дополнительной масляной
емкости 2 по каналу 9 в полость винтовых нарезок на валу ротора.
При работе турбохолодильника на одном из режимов масло из ем-
кости 11 засасывается шнековым насосом по двум питателям 15,
ввернутым во втулку ротора. При остановке турбохолодпльника
поступление воздуха в сильфон прекращается. Под действием пру-
жины 1 и жесткости сильфона последний сжимается, создавая в
емкости 2 разрежение. Масло через клапан 12 из емкости 11 пос-
тупает в емкость 2 и заполняет ее. При следующем пуске турбохо-
лодильника устройство готово к повторению процесса.
Если у вновь разрабатываемого турбохолодильника расстояние
между осью вала ротора и уровнем масла в емкости оказывается
больше 130 мм, то применяют принудительную систему смазки
(рис. 3.9) с использованием масляного насоса, как обязательного
элемента системы. Принудительную циркуляционную систему
смазки часто применяют и в том случае, когда температура окру-
жающего и рабочего воздуха относительно высокая. В быстроход-
ных турбохолодильниках масло на подшипники редко подается в
виде струи. Как правило, в турбохолодильниках предусматривают-
ся элементы для распыливания масляной струи воздухом или для
образования масляного тумана. Масло под давлением от масля-
ного насоса 18 с пневмоприводом 17 попадает в камеру 2, сделан-
ную в корпусе 1. Часть масла поступает из камеры 2 по каналу 3
в кольцевую камеру 9, которая делается в корпусе 10 насколько
возможно ближе к термически нагруженному подшипнику 6, уста-
197
новленному на валу 7, со стороны турбинного колеса 8. Масло, про-
текая по камере, отнимает тепло у нагретых стенок корпуса 10, тем
самым охлаждает подшипник 6. Из камеры 9 масло поступает в
комбинированный выходной патрубок 12. Часть масла из камеры
2 поступает по трубопроводу 4 с фильтром для смазки подшипни-
ков 6 и 14. Масло из трубопровода попадает на вращающийся вме-
сте с валом разбрызгиватель 5, выполненный в виде двойного дис-
Рис. 3.8. Устройство с дополнитель-
ной камерой шнековой системы смаз-
ки:
/—пружина; 2—камера дополнительная: 3—
крышка; 4—сильфон; 5—гайка; 6—штуцер;
7—жиклер; 8—трубка; 9, 10— каналы; 11—
емкость; 12—клапан; 13—тарелка; 14—гай-
ка; 15—питатели
Рис. 3.9. Принудительная сис-
тема смазки:
1—корпус; 2—камера; 3—канал; 4—
трубопровод; 5—распылитель; 6—
подшипник; 7—вал; 8—колесо тур-
бинное; 9—камера; 10— корпус; 11—
труба; 12—патрубок; 13, 16—полость;
14—подшипник; 15—компрессор; 17—
пневмопривод насоса; 18—масляный
насос; 19—теплообменник
ка. При вращении разбрызгивателя в полости 13 корпуса 1 обра-
зуется масляный туман, который смазывает подшипники. Труба
выхода смазки 11 и полости 13 расположена в комбинированном
патрубке 12. Высокая скорость потока масла, охлаждающего под-
шипник 6, на выходе из полости 9 создает низкое давление в трубе
И и отсасывает масло из полости 13. Масло, подаваемое насосом
18, охлаждается в теплообменнике 19, расположенном в полости 16
на входе воздуха в компрессор 15.
Для разбрызгивания масла в турбохолодильннках применяется
немало различных устройств (рис. 3.10). На валу турбохолодильни-
ка около подшипника устанавливается полая обойма 1, во внутрен-
нюю кольцевую камеру которой по каналу 3 вала 4 подается мас-
ло. При вращении вала под действием центробежных сил масло
оттесняется к периферии камеры 2 и выбрасывается через отвер-
стие 5 в виде распыленной струи на подшипник.
Воздух для пневмопривода 17 (см. рис. 3.9) обычно отбирается
от входного патрубка турбинного колеса. Масло от насоса 18,
пройдя теплообменник 19, поступает в камеру 2. Циркуляционную
198
систему смазки от насоса применяют главным образом в крупнога-
баритных турбохолодильниках с диаметром вала более 20 мм, для
них Dn<Zl • I05. Допустимые температуры при работе данной систе-
мы смазки зависят в основном от типа подшипников и масла и
могут достигать 200° С.
Рассмотрим еще один способ смазки, так называемый способ
смазки масляным туманом (рис. 3.11). Смазка шариковых подшип-
Рис. 3.10. Раз-
брызгиватель
масла:
/—обойма; 2—ка-
мера:	3—канал:
4— вал турбохо-
лодильника; 5—
отверстие раз-
брызгивателя
Рис. 3.11. Система смазки мас-
ляным туманом:
/—отверстие в трубе; 2—чаша: 3—
маслоотстойник; 4, 5—труба; 6—стен-
ка; 7—камера; 8—подшипники; 9—
отверстие; 10—устройство, отделяю-
щее воздух от масла; 11, 12—сопла;
13—распылители; 14—канал капил-
лярный; /5—трубопровод; 16—канал;
/7—проходы; 18—канал; 19—трубка;
20—фильтр
ников воздушно-масляной смесью с взвешенными в ней мельчайши-
ми частицами масла применяется для сверхбыстроходных турбо-
холодильников, у которых DnZ> 106. Масляный туман образуется в
специальных устройствах и системах, в которых отсутствуют вра-
щающиеся узлы и детали, кинематически связанные с валом. В та-
ких системах нет трущихся элементов, подобных парам фитиль —
вал и др. Устройства и системы для образования масляного тума-
на включают как обязательный элемент воздушный масляный
распылитель. Для получения масляного тумана требуется значи-
тельно меньшее количество масла, что важно для сверхбыстроход-
ных малогабаритных турбохолодильников. Масляный туман обес-
печивает не только хорошую смазку элементов шариковых
подшипников, но и эффективное их охлаждение. К недостаткам дан-
ного способа смазки следует отнести потери масла и воздуха, тре-
бование постоянства оборотов, возможность применения
этого способа только' для умеренных температур, когда в зоне ус-
тановки подшипников температура не выше 100° С. При повышен-
ных температурах мелкораспыленное масло начинает интенсивно
окисляться в воздухе и изменять свои химические и физические
199
характеристики. Нужны новые масла, не окисляющиеся в воздухе
в распыленном состоянии при более высоких температурах. Устрой-
ства для получения масляного тумана в некоторых случаях выпол-
няются в автономном виде Масляный туман при этом транспорти-
руется по трубопроводам к подшипникам турбохолодильника для
их смазки и охлаждения. Такое конструктивное решение особенно
применяется тогда, когда имеется несколько потребителей, требую-
щих смазки масляным туманом.
Распылители 13 (см. рис. 3.11) для образования масляного ту-
мана установлены вблизи подшипников 8. Воздух из выходного
патрубка турбинного колеса по трубопроводу 15 и каналам 16 и
18 поступает в проходы 17 распылителей Капиллярный канал 14
соединяет сопло 12 с выходными отверстиями трубок 5 и 19, за-
крепленных противоположными концами на верхней стенке чаши 2,
припаянной к трубке 4, которая соединяет внутреннюю камеру 7
с маслоотстойником 3. В нижней части чаши выше отверстия 1 на
трубе 4 закреплен масляный фильтр 20. Воздух из проходов попа-
дает в сопла 11 и выходит из них с большой скоростью, создавая
разрежение около сопла 12. Масло поднимается по трубкам 5 и 19,
и на выходе из распылителей образуется масляный туман, направ-
ляемый соплами И на внутренние дорожки подшипников. После
смазки подшипников масло самотеком возвращается по стенке 6
п трубе 4 в маслоотстойник. В устройстве 10, включающем трубку
с двойным изгибом и дренажное отверстие 9, воздух отделяется от
масла и стравливается в атмосферу. При перевернутом положении
турбохолодильника часть масла заполняет чашу и процесс образо-
вания масляного тумана продолжается в течение некоторого вре-
мени. Расход масла регулируется размерами капиллярных элемен-
тов или специальными устройствами.
В редких случаях применяется также консистентная смазка, ко-
торая хуже отводит тепло от подшипника, чем жидкая. Поскольку
тепловыделение увеличивается с ростом частоты вращения, то кон-
систентная смазка применяется в турбохолодильниках с относи-
тельно невысокой частотой вращения, не выше 30 000 об/мин. Чаще
эта смазка находит применение в турбохолодильниках с неболь-
шим ресурсом работы и при невозможности проведения регламент-
ных работ по их обслуживанию. В специальных подшипниках кон-
систентная смазка нашла значительно большее применение. Смаз-
ка закладывается непосредственно в подшипник и удерживается в
нем специальными уплотнениями. Количество заложенной смазки в
основном определяет ресурс работы гурбохолодильника. Консис-
тентная смазка занимает до 30% свободного объема подшипника.
Если ресурс работы турбохолодильника больше времени, обес-
печиваемого заложенной в подшипник смазкой, то предусматрива-
ется подпитка подшипников маслом (рис. 3.12). Чтобы не допус-
тить при данной системе смазки высокой частоты вращения ротора
и не усложнить систему охлаждения подшипников, введено двух-
ступенчатое расширение, которое обеспечивается двумя сопловыми
аппаратами 5 и 7 и двумя осевыми турбинными колесами 6 и 8.
200
консольно посаженными на одном конце вала. На втором — цент-
робежный компрессор 13. В подшипниковом корпусе 9 предусмот-
рены дополнительные подпиточные полости 3; пазы втулок 4 и 10
сообщаются с питателями 2 и втулками 11, при помощи которых
полости заправляют консистентной смазкой. Питатели закрываются
пробками 12 с фиксаторами, обеспечивающими при сборке совме-
Рис. 3.12. Консистентная смазка подшипников:
А <?—полости; 2—питатели; 4, 10, И—втулка с пазом; 5—сопловой аппарат
первой ступени; 6—осевое колесо первой ступени; 7—сопловой аппарат
второй ступени; 8--осевое колесо второй ступени; 9—корпус подшипнико-
вый; 12—пробки: 13—компрессор центробежный
щенне пазов втулок с проходными каналами питателей. Для того
чтобы свежая вновь вводимая консистентная смазка попадала в
подшипники, у последних снимают внутренние защитные кольца.
В корпусе подшипников предусмотрены полости 1, в которые, в
случае необходимости, подводится хладагент для охлаждения под-
шипников.
Детали 2, 4, 11 имеют различную конструкцию. На рис. 3.13
представлен питатель, изготовленный из стальной цилиндрической
гильзы 2. В концевой части гильзы установлен диск 4, сделанный
из фетра или из другого впитывающего масло материала. Гильза
заполнена консистентной смазкой и сверху закрыта крышкой 1.
В смазке вокруг оси гильзы в виде спиральных колец уложен фи-
201
тиль 3 из волокнистого материала, например, из войлока. Нижний
конец фитиля плотно вставлен в фетровый диск 4. В качестве смаз-
ки используется также масло с высокой вязкостью. Ее подбирают
такой, чтобы жидкая фаза — масло вытекало при определенных
повышенных температурах. При температуре окружающей среды
смесь застывает, и масло или не вытекает, или вытекает в очень
небольшом количестве. Чтобы предотвратить утечку масла из гиль-
зы 2, при хранении и транспортировке надевают
крышку 5 и закрепляют ее на гильзе 2.
Правильный выбор смазочного материала име-
ет очень большое значение. Во многих турбохо-
лодильниках применяется силиконовое масло,
допустимая рабочая температура его 150° С.
В конструкциях последних лет применено ди-
эфирное масло, более стойкое к воздействию по-
вышенных температур и скоростей, имеющее вы-
сокую прочность граничной пленки. Для совре-
менных турбохолодильников и других машин
нужны масла для температур, значительно пре-
вышающих 200° С. Работы по созданию таких
смазок ведутся в разных странах. Пока отсут-
ствуют такие смазки, приходится искать полиа-
тивные решения: не предусматривать желаемой
высокой частоты вращения, вводить нежелатель-
ные системы охлаждения и пр. Поэтому в послед-
ние десятилетия почти на всех турбохолодильни-
ках предусматриваются охлаждающие устройст-
ва для шариковых подшипников. При повышенных температурах ок-
ружающего воздуха (сверхзвуковые полеты) необходима еще и теп-
ловая защита турбохолодильника. Эффективность охлаждения под-
шипников зависит от типа и конструкции системы охлаждения, хла-
дагента, скорости сред, омывающих теплообменные элементы, мате-
риала и размеров теплообменных элементов, перепадов температур
и т. д. В турбохолодильниках применяют различные конструкции
систем охлаждения. Все Они, как правило, не повторяются, каждый
турбохолодильник имеет свою обособленную систему охлаждения,
только к нему приспособленную. Поэтому нет даже попыток как-то
их систематизировать. Можно лишь отметить, что наиболее распро-
странен метод охлаждения корпуса подшипника воздухом, прошед-
шим через турбохолодильник.
Рис. 3.13. Пита-
тель консистент-
ной смазкой:
1—крышка; 2—гильза;
3—фитиль; 4—диск
фетровый; 5—крыш-
ка транспортировоч-
ная
3.4.	ТУРБОХОЛОДИЛЬНИК С ОСЕВОЙ ТУРБИНОЙ
И ОСЕВЫМ КОМПРЕССОРОМ
В турбохолодильнике с осевой турбиной, осевым компрессором
и с бесконсольным ротором компрессор используется для продув-
ки атмосферным воздухом охлаждающей полости теплообменника
(рис. 3.14). Основной оригинальной деталью турбохолодильника
является холодильное комбинированное колесо И, лопатки 5 кото-
рого выполнены по периферии осевого компрессора. Лопатки 5 и
202
лопатки компрессора 6 разделены бандажом 4. Колесо И посажено
посередине вала 7, установленного на шариковых подшипниках 2.
Осевой люфт подшипников выбирается пружинами 3. Турбохоло-
дильник имеет для каждого подшипника свою автономную шнеко-
Рис. 3.14. Активный одноступенчатый быстроходный тур-
бохолодильник с осевой турбиной и осевым компрессо-
ром:
1—масляная полость; 2—подшипники шариковые; 3— пружины;
4—бандаж; 5—лопатки холодильные; 6—лопатки компрессора;
7—зал; 8—колпачок шнекового насоса; 9—стенка масляной по-
лости; 10—питатель; //—колесо; 12—патрубок выходной; 13—ка-
нал; 14—штуцер; 15—втулка шнекового насоса
вую смазку, что усложняет конструкцию в целом. Масло заливает-
ся в масляные полости 1. Объединение двух колес в одно и распо-
ложение его между опорами (подшипниками) бесконсольно обес-
печивает высокую динамическую уравновешенность ротора, в ре-
зультате чего подшипники воспринимают минимальные нагрузки
от динамических сил дисбаланса, что в свою очередь существенно
повышает срок работы турбохолодпльнпка. Вследствие того, что
203
направление движения воздуха при входе в компрессор, течения в
компрессоре и при выходе из него является параллельным оси
вала, турбохолодильник легче вписывается в систему воздуховодов
на летательном аппарате, имеет меньшие габариты и массу; отсут-
ствует громоздкая улитка, охватывающая обычно компрессор по
периферии. Как отмечалось, в конструкции используется автоном-
ная шнековая смазка без применения ваты; охлаждение каждого
подшипника также автономное. По питателям 10 масло забирается
сделанными на концах вала 7 шнеками, которые затем направля-
ют его к шарикоподшипникам 2. Для охлаждения подшипников из
выходного патрубка 12 холодный воздух подводится к штуцеру 14
и через канал 13 проходит к наружной стенке 9 масляной емкости.
К недостаткам данной конструкции следует отнести невозможность
получить хорошего уплотнения проточной части холодильного коле-
са, что приводит к непроизводительной утечке охлаждаемого воз-
духа и снижению экономичности турбохолодильника Автономные
шнековые насосы состоят из колпачков 8 и втулок 15. Колпачки
винтами крепятся к торцам вала. На наружных поверхностях кол-
пачков проточены винтовые нарезки. Во втулке 15 сделана цилинд-
рическая расточка, в которой вращается колпачок 8 с винтовой
нарезкой. В отверстиях втулок установлены питатели 10, соединяю-
щие полости подшипников с масляными ваннами 1. Масло, которое
прошло подшипники, по каналам в корпусе турбохолодильника воз-
вращается в масляные ванны
3.5.	ТУРБОХОЛОДИЛЬНИК РЕАКТИВНЫЙ ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ
БЫСТРОХОДНЫЙ С ПОДДУВОМ, РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫМИ ТУРБИНОЙ
И КОМПРЕССОРОМ
В реактивном одноступенчатом быстроходном турбохолодиль-
нике с поддувом, радиально-осевым холодильным колесом и ра-
диально-осевым компрессором, отличающимся от других симмет-
ричностью конструктивного выполнения (рис. 3.15), ротор состоит
из вала 17 и двух одинаковых колес 1, одно из которых является
колесом центробежного компрессора, а другое — радиально-осе-
вым холодильным колесом. Вал 17 ротора установлен на специ-
альных радиально-упорных шариковых подшипниках 19, представ-
ляющих так называемую совмещенную опору 20. В этой конструк-
ции расположены симметрично улитки 2, теплоотражающпе
экраны 4, диафрагмы 3, крышка 22, элементы уплотнений 23. Ос-
новной корпус 6 выполнен с двумя стенками, пространство между
которыми продувается холодным воздухом, отбираемым из выход-
ного патрубка через специальный трубопровод 16.
В масляной полости укреплен каркасный короб 5, концентриче-
ски охватывающий опору 20 с достаточно большим воздушным про-
межутком. В коробе 5 уложена пропитанная маслом вата 8, меж-
ду слоями которой находятся фитили 7, подающие смазку в опору
качения. В нижней части масляной полости находится под свобод-
ным уровнем жидкое масло. В верхней части масляной полости
204
установлен сапун 9, сообщающий масляную полость с окружаю-
щей атмосферой. Каркасный короб 5 установлен так, что нижняя
его часть всегда остается погруженной в жидкое масло. Таким об-
разом осуществляется постоянная подпитка ваты 8 жидким мас-
лом 21
Рис. 3.15. Реактивный одноступенчатый быстроходный турбохоло-
дильник с радиально-осевой турбиной и радиально-осевым комп-
рессором:
1—радиально-осевые колеса турбины и компрессора; 2—улитка компрессо-
ра; 3—диафрагмы; 4—экраны; 5—короб; 6—корпус турбохолодильиика; 7—
фитили; 8—вата; 9—сапун; 10—лопатки сопловые поворотные; 11—механизм
передаточный; 12—прибор командный; 13—датчик оборотов ротора; 14, 15—
сервомоторы; /6—трубопровод; /7—вал; 18—термопары; 19—шариковые под-
шипники; 20— опора совмещенная; 21—масло; 22—крышки; 23—уплотнения
Турбохолодильник оснащен автономной пневматической систе-
мой регулирования расхода воздуха с помощью поворотных сопло-
вых лопаток 10. Система состоит из командного прибора 12 и двух
параллельно работающих сервомоторов 14 и 15, которые через ше-
стеренчатый передаточный механизм 11 поворачивают сопловые
лопатки 10. Система регулирования вступает в работу при опре-
деленном значении давления воздуха на входе в компрессор. Кроме
двух термопар 18, установленных вблизи подшипника для контро-
205
ля за температурой, со стороны холодильного колеса в выходном
патрубке смонтирован индукционный Датчик скорости вращения
ротора 13.
3.6.	ТУРБОХОЛОДИЛЬНИК БЕЗ ТОРМОЗА
В турбохолодильнике без тормоза (рис. 3.16) холодильное ко-
лесо первой ступени 14 и холодильное колесо второй ступени 16
изготовлены из алюминиевого сплава, закреплены на стальном ва-
Рис. 3.16. Осевой двухступенчатый турбохолодильник
без тормоза:
/—отверстие для выхода охлаждающего воздуха; 2—крыш-
ка; 3—рессора; 4—гайка Зажимная; 5—подшипник ролико-
вый; («—втулка дистанционная; 7—шарикоподшипник сдвоен-
ный радиальный; 8—кольцо наружное дистанционное; 9—ве-
нец сопловой первой ступени; 10—штифт; 11—патрубок вход-
ной; 12—корпус; 13—бандаж; 14—колесо первой ступени тур-
бины; /5—бандаж; 16—колесо второй ступени турбины; 17—
крышка; 18—вал; 19—гайка концевая; 20—шпонка; 2/—патру-
бок выходной; 22—диафрагма; 23—уплотнение лабиринтное;
24- полость для прохода охлаждающего воздуха; 25—колыи-
внутреннее; 26—кожух; 27—корпус подшипников
лу 18 шпонками 20 и концевой гайкой 19. На колеса 14 и 16 напрес-
сованы бандажи 13 и 15, сделанные из титанового сплава. Вал по-
коится на двух опорах: со стороны холодильных колес поставлен
сдвоенный шарикоподшипник 7, а с противоположной стороны ус-
тановлен роликовый подшипник 5. Между колесом 14 и подшипни-
ком 7 расположено лабиринтное уплотнение 23, которое препятст-
вует попаданию масла, поступающего на подшипники для их смаз-
206
ки и охлаждения, в полости колес. Для предотвращения попадания
масла в полости колес в среднюю часть лабиринтного уплотнения
23 подводится воздух, отбираемый из входного патрубка 11. Ша-
рикоподшипники разделены наружным и внутренним дистанцион-
ными кольцами 8 и 25. В наружном кольце 8 просверлены отвер-
стия для подвода масла к подшипникам. Между подшипниками 7
и 5 расположена дистанционная втулка 6, в которой со стороны
подшипника 5 просверлены отверстия, аналогичные отверстиям в
кольце 8. Эти отверстия предусмотрены для подачи масла к под-
шипнику. Роликовый подшипник закреплен на валу зажимной гай-
кой 4. Внутри вала 18 имеются шлипы, в которые входит одним
концом стальная рессора 3. Второй конец рессоры 3 соединяется
шлицами с валом коробки передач. При помощи рессоры мощность,
развиваемая турбохолодильником, передается разным агрегатам
через коробку передач. Вал с подшипниками находится в стальном
корпусе 27 и закреплен в нем двумя крышками 2 и 17. В корпусе
подшипников 27 имеются отверстия для подвода масла к подшип-
никам 5 и 7 и отвода его от них. Масло к подшипникам подается
от насоса принудительно. Подшипниковый узел, собранный из
вышеперечисленных деталей, расположен в стальном кожухе 26,
являющимся основной несущей деталью всей конструкции турбохо-
лодпльнпка. Крепится кожух 26 к коробке передач хомутом и цент-
рируется буртиком. Между кожухом 26 и корпусом 27 имеется
полость 24, через которую проходит воздух, охлаждающий подшип-
никовый узел. Этот воздух выходит через отверстия 1. К кожуху
винтами крепится литой алюминиевый корпус 12. Последний имеет
входной патрубок 11 для подвода горячего воздуха к сопловому
стальному венцу 9 первой ступени, через который воздух поступает
на лопатки холодильного колеса. Сопловой венец. 9 крепится к
корпусу 12 и фиксируется от проворота штифтом 10. Сопловой ве-
нец 22 второй ступени представляет собой литую алюминиевую
диафрагму, которая стопорится в корпусе 12 и фиксируется от по-
ворота тем же штифтом 10. Литой алюминиевый патрубок 21 слу-
жит для направления выхода воздуха и крепится винтами к кор-
пусу 12, одновременно удерживая в собранном виде сопловой ве-
нец 9 п диафрагму 22.
Поскольку коробка передач кинетически жестко связана с ва-
лом двигателя летательного аппарата, то частота вращения турбо-
холодильника определяется частотой вращения двигателя. Сжатый
воздух от компрессора двигателя поступает по трубопроводу к
сопловому венцу турбохолодильника. Из соплового венца, где
потенциальная энергия воздуха частично преобразуется в кинетиче-
скую, воздух поступает на лопатки холодильного колеса первой
ступени, приводя ротор во вращение. Далее воздух поступает в соп-
ловой венец второй ступени, где оставшаяся часть потенциальной
энергии воздуха преобразуется в кинетическую. Из диафрагмы воз-
дух поступает на лопатки колеса второй ступени, где кинетическая
энергия воздуха преобразуется в механическую работу, потребляе-
мую коробкой передач.
207
3.7.	УНИВЕРСАЛЬНЫЙ АВТОМАТИЗИРОВАННЫЙ
ТУРБОХОЛОДИЛЬНИК
Турбохолодильник (рис. 3.17) отличается от рассмотренных ра-
нее своей универсальностью и устройствами для регулирования
расходов, давлений, температур воздуха и оборотов ротора. На кон-
Рис. 3.17. Универсальный автоматизированный турбохолодильник:
/—вал; 2—колесо компрессора и турбины: —поворотная лопатка; 4—подвижная стенка: 5—
блок управления регулятора холодопроизводительности; 6—клапан выключения стояночных
уплотнений; 7—клапан компенсатора осевых усилий; 8—сервопривод подвижной стенки; 9—
индукционный датчик оборо'тов; 10—штуцер отбора холодного воздуха для охлаждения под-
шипников; //—электронный блок автоматического компенсатора осевых усилий: 12—стояноч-
ное уплотнение; 13—масло-воздушное торцевое уплотнение; 14—многодисковое гребешковое
воздушное уплотнение; 15—направляющая лопатка щелевого диффузора; 16—электронный
блок ограничителя числа оборотов; 17—антипомпажный перепуск; 18—электронный блок ре-
[улятора режимов
цах вала 1, опирающегося на два шарикоподшипника, установлены
два одинаковых колеса 2, одно из которых является колесом комп-
рессора, а другое — холодильным. В проточной части каждой из
этих двух колес поставлены осевые поворотные лопатки 3, которые
для колес компрессора выполняют роль лопаток предварительной
закрутки, а для холодильного колеса служат в качестве исполни-
208
тельного механизма регулятора холодопроизводительности. Непод-
вижные лопатки 15, установленные в диффузоре компрессора и в
сопловом аппарате, помимо основной своей функции одновременно
являются направляющими для подвижных стенок 4, поступательно
перемещающихся от поворота вокруг оси муфты зубчатого серво-
привода 8. С помощью специальных пазов, выполненных на внут-
ренней поверхности, муфта входит в зацепление со штифтами пово-
ротных рычагов лопаток 3, что позволяет, перемещая подвижную
стенку 4, одновременно поворачивать лопатки 3 одним общим сер-
воприводом 8. Перемещением лопаток 3 и стенок 4 управляет блок
регулятора холодопроизводительности, установленный на наруж-
ном корпусе. В этой термостатируемой зоне установлены также
электронные блоки-ограничители оборотов и компенсаторы осевых
усилий, что очень важно для обеспечения стабильности работы
полупроводниковых элементов.
Поскольку в данной конструкции применена фитильная подача
жидкого масла к подшипникам качения, то это вызвало установку
масло-воздушных торцевых уплотнений 13. Для герметизации про-
точной части на тот случай, когда ротор турбохолодильника непод-
вижен, на задней стенке каждого колеса установлено стояночное
уплотнение 12, выключаемое давлением воздуха со входа в тур-
бину. С двух сторон каждого колеса установлены многодисковые
воздушные уплотнения 14, отделяющие зону высокого давления ог
зоны малого давления, за счет регулирования перепада между
которыми клапаном компенсатора осевых усилий происходит раз-
грузка ротора турбохолодильника от дополнительного газодинами-
ческого осевого усилия. По сигналу от индукционного датчика
работает ограничитель числа оборотов, электронный блок которого
воздействует на сервопривод входного дроссельного устройства.
Надо полагать, что данный турбохолодильник найдет широкое
применение в авиационной технике. А если у такого турбохолодиль-
ника окажется возможным заменить опоры качения на воздушные
опоры, то он, естественно, станет доминирующим турбохолодильни-
ком на летательных аппаратах.
3.8.	ТУРБОХОЛОДИЛЬНИК С ВОЗДУШНЫМИ ОПОРАМИ
Ротор турбохолодильника состоит из вала 1 (рис. 3.18), колеса
компрессора 2 и холодильного колеса 16. Ротор покоится на двух
воздушных подшипниках 3, снабженных самоустанавливающимися
шарнирами 4, прикрепленными с помощью упругих элементов 5 к
кронштейнам 6. Для восприятия осевых нагрузок, действующих на
ротор, на валу 1 установлена пята 13, заключенная в воздушный
подпятник 12, самоустанавливающийся с помощью промежуточного
кольца 10 и шарнира карданного подвеса И. Сжатый воздух в
случае необходимости может отбираться для подшипников из вход-
ного патрубка 15. Воздух по трубопроводу 14, фильтрам грубой
очистки 8 и тонкой очистки 9 и по трубкам 7 через сквозные отвер-
стия в шарнирах 4 и подшипниках 3 пойдет в зазор между внут-
ренней поверхностью подшипников 3 и наружной поверхностью ва-
209
ла 1, а также в зазор между пятой 13 и подпятником 12. В даннОхМ
турбохолодильнике элементы внутреннего регулирования, контроля
и другие механизмы условно не показаны.
Рис. 3. 18. Ту.рбохолодильник
на газовых опорах:
1—вал; 2—колесо компрессора; 3—
воздушный подшипник; 4—шарнир;
5—упругий элемент; 6—кронштейн;
7—трубка; fi—фильтр грубой очист-
ки; 9—фильтр тонкой очистки; 10—
промежуточное кольцо: //—шарнир
карданного подвеса; 12—воздушный
подпятник; 13—пята; 14—трубопро-
вод; /5—входной патрубок турбины;
16—колесо турбины
3.9.	РАСЧЕТ РАДИАЛЬНОГО ТУРБОХОЛОДИЛЬНИКА
3.9.1.	Газодинамический расчет радиального
центростремительного холодильного колеса
Газодинамический расчет турбохолодпльников основан на урав-
нении сохранения массы (неразрывности), уравнении изменения
количества (импульсов) движения, уравнения сохранения энергии
(первый закон термодинамики), термического и калорического
уравнений состояния. Эти уравнения представляются различным
образом для удобства решения конкретной задачи. Например, за-
кон сохранения энергии применяется в виде так называемого урав-
нения моментов количества движения Эйлера или основного урав-
нения турбомашин
Lu — И1' С hi — U-lCfyi,
где Lu — работа на лопатках, совершенная единицей массы рабо-
чего вещества; Ui, и2 — окружные скорости потока на входе в ко-
лесо и на выходе из него; ciu, с2и — окружные составляющие аб-
солютных скоростей потока на входе и на выходе из колеса.
Кроме газодинамических расчетов турбохолодильников произ-
водятся также расчеты: на прочность дисков колес и их лопаток,
осевых усилий, действующих на ротор, радиальных усилий, дей-
ствующих на элементы ротора (подшипники, колеса и др.), анти-
помпажного устройства, системы охлаждения элементов турбохоло-
дильника, маслоспстемы, допустимых неуравновешенностей ротора,
критической частоты вращения ротора, вибрационных характерис-
тик лопаток, надежности турбохолодильника, систем регулирования
расхода, давления и температуры воздуха в турбохолодильнике и
другие расчеты, вытекающие из специальных требований к кон-
кретному турбохолодильнику.
210
Теории перечисленных расчетов основываются на законах аэро-
динамики, термодинамики, теплопередачи, механики и др.
Для выполнения газодинамического расчета вновь создаваемого
турбохолодильника даются конкретные условия, вытекающие из
назначения и типа летательного аппарата. Эти исходные условия,
как пример, даны в табл. 3.1.
Газодинамический расчет и вообще все сложные виды расчетов
турбохолодильника целесообразно предварительно выполнять от-
дельно и по мере выполнения заносить результаты определения
каждой величины в таблицу. Такой способ значительно ускоряет
расчет, резко уменьшает количество ошибок, своевременно их об-
Рис. 3.19. Треугольники скоростей:
—конструктивный угол входа; Pi—входной угол в относительном
движении; |32—выходной угол в относительном движении; «1—угол
потока за соплами; а2—угол выхода потока из ступени; Ci—абсо-
лютная скорость за соплами; с2—выходная скорость; щ—окружная
скорость на входе в колесо; «2—окружная скорость на выходе; Wj—
действительная скорость иа входе в лопатки; W\—относительная
скорость на входе; —относительная скорость на выходе
наруживает, если они все же были допущены, и создает возмож-
ность иметь хороший первоначальный материал для составления, в
случае необходимости, номограмм и перехода на машинное проек-
тирование конструкции.
В колонку 2 «Параметры» (табл. 3.2) вписывают название
параметра, который определяется, или задается, или принимается
на основании имеющихся обоснований
В колонке 3 «Обозначение» каждому параметру, занесенному в
колонку 2, присваивают условное обозначение, чем исключается
присвоение одной и той же величине разных обозначений и не тре-
буется давать отдельно в отрыве от текста страницы «Условные
обозначения».
В колонке 4 «Размерность» даегся каждому параметру размер-
ность, если он ее имеет; это очень важно, поскольку в расчетах ча-
сто допускаются ошибки, связанные с размерностью.
В колонку 5 «Способ определения» вписывают формулы, по ко-
торым определяют числовое значение параметра, а в колонку 6
«Величина» вносят это значение.
В колонке 1 дается номер каждой операции расчета для удоб-
ства проверок п ссылок. Как видно из таблицы, расчет состоит из
131 операции.
Таким образом, весь газодинамический расчет рассматриваемо-
го колеса представлен в табл. 3.2 и рис. 3.19 .. .3.22.
211
ГО
ю
Рис. 3.22. Проточная часть турбохолодильника
3.1. Исходные условия для газодинамического расчета турбохолодильника
Параметры		Размерность	Режимы Н, км				
			стоянка	//=0	Н=4	Н=7	/¥=10
Абсолютное давление воздуха на входе в турбину		МПа	0,343	0,343	0,265	0,216	0,216
Температура воздуха иа входе в турбину		°C	95	90	40	30	30
Расход воздуха через турбину		кг/ч	1700±150	1700 ±150	1400 ±150	1200 ±120	1200 ±120
Абсолютное давление воздуха на выходе из турбины		МПа	0,118	0,118	0,118	0,118	0,118
Температурный перепад воздуха в турбине (по сухому воздуху)		°C	Не менее 55	Согласно замерам			
Абсолютное давление воздуха на входе в вентилятор		МПа	0,096	0,09	0,062	0,044	0,0255
Температура воздуха на входе в вентилятор		°C	160—5	120-5	1Ю-5	100-5	95-5
Расход воздуха через вентилятор		кг/ч	3600 ±300	Согласно замерам			
Окружающие 'условия	давление	МПа	По MCA				
	температура	°C	От ±60 до —60				
214
3.2. Газодинамический расчет холодильного колеса
	№ п/п		Параметры		Обозна- чение		Размер- ность		Способ определения		Величина			
	1		Абсолютное давление воздуха на входе в турбину		Poi		МПа		Задано		0,343			
	2		Потеря давления во входном пат- рубке		?		—		Принимаем		0,97			
	3		Абсолютное давление воздуха на входе в С А		Ад		МПа		Ап = ТА)!		0,333			
	4 5		Температура воздуха на входе в турбину		<01		°C		Задана		95			
					Т’О!		К		T’oi = <oi+273		368			
	6		Расход воздуха через турбину		от		кг/ч		Принят		1720			
	7		Секундный расход воздуха через турбину		Gc		кг/с		Gc = G/3600		0,478			
	8		Приведенный расход		G		—		G = GT у Tqi/Pqi		9430			
	9		Абсолютное давление воздуха на выходе из турбины		Р'ч		МПа		Задано		0,118			
	10		Коэффициент потери давления в вы- ходном патрубке		<3		—		Принимаем		0,97			
	11		Абсолютное давление воздуха за ступенью			Р2		МПа		По, = Р^1°		0,121		
№ од		12		Частота вращения ротора		п		об/мин		Принимаем		25000		
		13		Приведенная скорость за ступенью		^2		—		Принимаем		0,35		
		14		Газодинамическнс функции		9(^2)		—		Из таблиц		0,5243		
		15				л(Х2)		—				0,9303		
		16				т(Х2)		—				0,9796		
		17		Температурный перепад в ступени		Д^ал		к		Д7’ад=7’01 [1 - (аМ)0’285]		96,9		
		18		Перепад температур в проточной части		АТ"'		к		Принят		68		
		19		Температура за ступенью		7^)2		к		Т’ог ~ T’oi — ЬТ’		300		
		20		Критическая скорость за ступенью		а2		м/с		а2 = 18,3 У7^2		317		
		21		Выходная скорость		«2		м/с		Сп = Я2^2		111		
		22		Температура потока за ступенью		7-2		К		7’2 = 7',02т (Кг)		293,9		
		23		Полное давление за ступенью		Р02		МПа		Рог = Рг/л (*г)		0,130		
216
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
24	Располагаемый перепад температур по полным параметрам	АТ1' ад	к	АТ’ад = Т’О! (1 - (Р02/Р01)0’285]	86,5
25	Адиабатический КПД по полным параметрам	1ад	—	Чад = А7''/Д7’ад	0,785
2G	Диаметр облапачивания на выходе из радиального колеса		м	Принят	0,12
27	Относительная утечка	CtyT	—	Принята	0,07
28	Расход воздуха через рабочие ло- патки	Ол	кг/с	67л = Gc (1 — ctyт)	0,444
29	Угол выхода потока из ступени	а2	0	Принят	59°10'
30	Вспомогательные величины	sin do	—	Из таблиц	0,8587
31		COS Ct2	—		0,5125
32	Выходная площадь	^вых	м2	Р 		G/i /Гог	 вых 0,396 • р02• 104<р (\2) sin а2	32,5-10-4
33	Степень парциальное™ турбины	Eo	—	Принята	0,721
34	Высота рабочей лопатки на выходе	'гнх	м	р 1		 1 ВЬ1Х ‘вых — _ , Л^2е0	12-Ю-з
					
35	Окружная составляющая выходной скорости	C'ltl	м/с	с2и = с2 cos а2	56,9
36	Осевая составляющая приведенной скорости		—	Ход == 7.2 Sin СС2	0,3
37	Осевая составляющая выходной скорости		м/с	* с2а —	95,2
38	Окружная скорость на выходе из ступени	и2	м/с	и2 = nrf2«/60	157
39	Окружная составляющая относи- тельной скорости иа выходе	®2«	м/с	®2u = «2 + c2u	213,9
40	Относительная скорость на выходе	W2	м/с	®2 = I ®2« + cla	234
41	Вспомогательная величина	tg ₽2	—	tg ₽2 “ C2alH>4u	0,4452
42	Выходной угол в относительном движении	₽2	0	Из таблиц	24°
43	Диаметр облапачивания на входе в рабочее колесо	d\	М	Принят	0,15
44	Окружная скорость на входе в ра- бочее колесо	«1	м/с	M1- 60	196,3
45	Окружная составляющая скорости за соплами	С1И	м/с	1003Д T' — c1u — «1	302
16.	Угол потока за соплами	«1	о	Принят	14°
ю	Продолжение					
	№ п п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	4 Величина
	47	Вспомогательные величины	sin си	—	Из таблиц	0,242
	48		COS di	—		6,9703
	49		tg ai	—		0,249
	50	Абсолютная скорость за соплами	Cl	м/с	Ci — Ciu/cos а1;	311,9
	51	Критическая скорость в соплах	a\	м/с	«1 = 18,3 /7^	351
	52	Приведенная скорость	Xi	—	Xi = Ci/flj	0,888
	53	Газолинам и ноские функции	?(*1)	—	Из таблиц	0,985
	54		n(Xj)	—		0,61
	55		t(Xi)	—		0,858
	56	Коэффициент скорости для сопел	<P	—	Принят	0,92
	57	Приведенная скорость (теоретичес- кая)	Xn	—	Хи= Xi/<p	0,965
						
d	Газодинамическая функция	’'(Хи)		Из таблиц	0,554 '
59	Статическое давление за соплами	Р\	МПа	Pi = Ро1я (Хи)	0,165
60	Полное давление перед рабочими лопатками	Рт	МПа	Aoi = А/л (*1)	0,302
61	Входная площадь рабочих лопаток	^вх	м2		/Ли	 вх ~~ 0,396. р'т  104^ (Xi) sin at	29,35-10-4
62	Высота рабочей лопатки па входе	^вх	м	^вх	вх/^^1еП	8,65-Ю-з
63	Окружная составляющая входной скорости	®1«	м/с	®1а = Clu — «10	105,7
64	Осевая составляющая входной ско- рости	с\а	м/с	Clu Cl«tg«l	75,1
65	Вспомогательная величина	tg ₽1	—	tg₽i = Cla/®l«	0,711
66	Входной угол в относительном дви- жении	₽1	О	Из таблиц	35°24’
67	Вспомогательная величина	sin pi	—	Из таблиц	0,5793
68	Относительная скорость на входе.		м/с	Wj = Cia/sin ₽i	130
69	Конструктивный угол входа	₽1к	о	См. рис. 3.21	55	|
219
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
70	Угол атаки	др	о	Л? = ₽1к — ₽i	19°36'
71	Вспомогательная величина	cosAp	—	Из таблиц	0,942
72	Действительная скорость на входе в лопатки	W1	м/с	W] = w\ cos Др	122,2
73	Температура торможения на входе в относительное движение	Т'оют	К	е12 — W1 7°1®’ Го1	2006	328
74	Критическая скорость в относитель- ном движении		м/с	^=18,3/С	332
75	Приведенная скорость		—	*1® = №1/^1	0,368
76	Газодинамическая функция	t(Xiw)		Из таблиц	0,977
77	Температура торможения на выходе из р.к, в относительное движение		к	Mj — 7 02®>—7oi®>	2006	321
78	Критическая скорость в относи- тельном движении	*2	м/с	^=18,3/7^,	328
79	Приведенная скорость	''2w	—	X2w = w2/Z>*	0,713
	1				
| 80	Газодинамическая функция		—	Из таблиц	0,9153
81	Температура потока за соплами	Л	к	Т\ =	(Xi)	319
82	Температурный перепад в рабочих лопатках	Д7 ол	к	/	п.) \ 0,286 Д7’0л=7’1 1- V	Р1 /	35,7
83	Степень реактивности	Q	—	6 = ДТ’ол/ДТ ад	0,388
84	Коэффициент расхода		—	Принят	0,95
85	Площадь сопел в критическом се- чении	F ко.с	м2		Ос кр'с 0,396-Poi-lOVe<7(M)	7,08-10-4
86	Диаметр сопловых лопаток на вы- ходе	“вых	м	Принят	0,152
87	Высота сопловых лопаток	7с	м	Zc = /**Kp.c/(rt^BbIXe0	Ct])	8,5-10-s
88	Плотность потока перед рабочими лопатками	61	кг 'м3	61 = Pi//?7’i	2,02
89	Средняя высота лопатки	1	м	J 	 A<X ~Ь ^вых 2	10,32-10-3
90	Потери на трение и вентиляцию	т.в	к	Д7’,,„ = [l,lrfj + 0,61 (1 - eqW1’?] X /JH A3 JYi_ X \1007 Gc	1,6
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
91	Средняя относительная скорость	®СР	м/с	«1 + ®ср -	2	181,9
92	Температуря потока па входе в от- носительное движение	У172)	К	? lw = У()1‘а1^(^1те»)	320
93	Температура потока на выходе в о । посптельнос движение	T2vl	К	У2w “ У(^2w)	294
94	Средняя температура потоки	’/’ср	К	7’	~1~ У ?72) 1 ср	9	307
95	Ко эФФ11Ц И 01 IT В Я 3 К О ст и	рС'/’с )	К1 ,'(м- с)	р.(7’Ср)= [1,757 ? 0,00483 (7'Ср - 273)]	18,8-10 -6
96	Средняя плотность потоков в рабо- чих лопатках	Оср	кг м3	(Pi + Pi) 6с”	2727-ср	1,732
97	Коэффициент кинематической вял кости	Vcp	М2/С	vcp = P-/Qcp	10,89-10-6
98	Хорда лопатки	Ь	м	См. рис. 3.20 . . . 3.22	0,015
99	Критерий Рейнольдса	Re	—	Re — ®cp6/vcp	2,505-106
100	Температура за рабочими лопатка- ми с учетом потерь на утечки	У см	к	„,	0,038Gc7 pi + ОдТ’зд 'CM - uc	. 304,5
L_					1
101	Потери от утечек	Д7 уТ	К	Д/’ут — 7 см — 7 до	4,5
102	Ударная составляющая скорости	®уд	м/с	шуд = w sin р	43,5
103	Потери от удара	Д7 уд	К	Д7’Уд = ®’д/2006	1
104	Сумма потерь	пот	К	1 / пот — А7’тв + Д7’ут + Д7’уд	7,1
105	Температурный перепад па ступень с учетом потерь	Д7’	К	Д7’=Д7’'-VA?noT	60,9
106	Мощность ступени	Nm	кВт	Nm = <тсД7’	29,1
107	Мощностной КПД	~т	—	i]m ДТ’/ДТ’ад	0,629
108	Зазор между рабочими лопатками п корпусом	81	м	См. рис. 3.22	0,2-10" 3
109	Площадь сечения щели между ло- патками и корпусом	/1	м2	f =	5,45-10 -£
110	Скоростной коэффициент	Тзаз		Принят	0,8
111	Плотность потока за рабочими ло- патками	02	кг/м3	62 = Pi/RT-,	1,438
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
112	Уточка воздуха через зазор между лопаткой и корпусом	G'.t	кг/с	т	-» /~	U? — Un (?уЛ = /1У2?заз у 2006Д7’ОЛ + w\ - -	0,01803
113	Зазор лабиринтового уплотнения	&2	м	См. рис. 3.22	0,3-Ю-з
114	Площадь щели лабиринтового уп- лотнения на rf=0,138 м	/2	М2	/о = Ttrf&2e0	9,37.10 -5
115	Число лабиринтов	г	—	Принимаем	8
116	Утечка через лабиринтовое уплот- нение	«>!!	кг /с	у	У	грхал	0,01345.
117	Суммарная утечка	ЙудТ	кг/с	G - G1 4- иутВ - ”ут	y i	0,03148
118	Относительная утечка	а у г		аут — Gyyj/tzc	0,066
119	Полное число сопел	Z	шт.	Принято	18
120	Открытое число сопел	^от	шт.	2"от “ Е0'2’	13
121 ।	Диаметр патрубка на входе в тур би ну	Dn	м	Принят	0,07
505	225
					
122	Площадь патрубка на входе в тур- бину	^0	м2	Го = л£»о/4	38,5-10-4
123	Газодинамическая функция	?Со)	—	? °	0,396 • р'О1 -104 -Fo	0,172
124	Приведенная скорость на входе	*0	—	Из таблиц	0,11
125	Скорость во входном патрубке	«0	м/с	«0 = W1	38,6
126	Диаметр патрубка на выходе из турбины		м	Принят	0,1
127	Площадь патрубка на выходе из турбины	Р'г	м2	F'2 =	78,5-10 4
128	Газодинамическая функция	?(Хг)	—	„ а Ч _	Л)2 д( 2	0,396^2-104.^2	0,2065
129	Приведенная скорость на выходе	^2	—	Из таблиц	0,132
130	Скорость в выходном патрубке тур- бины	с2	м/с	Г	К Г * с2 “ Л2Й2	41,9
3.9.2.	Газодинамический расчет осевого вентилятора
По условиям, изложенным в табл. 3.1, выполнен газодинамиче-
ский расчет осевого вентилятора, представленный в табл. 3.3 и на
рис. 3.23 . . . 3.29, по аналогии с газодинамическим расчетом холо-
дильного колеса (см. табл. 3.2 и рис. 3.19 .. . 3.22).
Uf = 195
0170	________
U1=222>5
Рис. 3.23. Треугольник скоростей вентилятора
На рис. 3.24 даются вспомогательные кривые для построения
профилей лопатки, показана зависимость угла входа Pi и угла выхо-
да ₽2 потока в относительном движении, угла установки профиля
V, угла изгиба профиля с от относительного радиуса г.
На рис. 3.25 показан профиль сечения лопатки, у которого коор-
динаты центра тяжести сечения по ф 126 мм имеют хут = 12,92 мм
и уут=2,2 мм, угол входа PiK=45°19/ и угол выхода Р2к=93°37',
число лопаток г=26, площадь F=34,95 мм2. Зависимость у\ и у2
от х дана в табл. 3.4.
226
Рис. 3.24. Вспомогательные кривые для
построения профилей лопатки вентилятора:
е—угол изгиба профиля: Рг—геометрический угол
на входе в решетку; V—угол установки профиля;
Р/—геометрический угол на выходе из решетки;
R—радиус средней линии профиля от относитель-
ного радиуса г
Рис. 3.25. Профиль сечения по
0 126 лопатки вентилятора
8*
227
3.3. Газодинамический расчет осевого вентилятора
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
1	Подводимая мощность		кВт	Принято	26,9
2	Расход воздуха	G	кг/с	То же	1,111
3	Полное давление перед вентилято- ром	Ром	МПа	»	0,092
4	Температура торможения перед вен- тилятором	7’м	К	»	421
5	Частота вращения	п	об/мин	»	25 000
6	Наружный диаметр	D\ к	м	»	0,17
7	Скорость воздуха на входе в вен- тилятор		м/с	»	154
8	Критическая скорость на входе	* С01	м/с	4= 18,3/7^	376
9	Приведенная скорость на входе	Мя	—		0,408
10		q (Ы	—		0,600
И	Газодинамичсскис функции	Я 0-1а)	—	Из таблиц	0,906
12		''(На)			0,972	I
					
13	Температура воздуха перед венти- лятором	Л	К	7'i. 7’01т (Х1а)	409
14	Коэффициент потери полного дав- ления во входном патрубке	^вх	—	Принят	0,98
15	Полное давление перед рабочим колесом	Poi	МПа	Pol ~~ Pot.fi пх.	0,090
16	Статическое давление перед рабо- чим колесом	Р\	МПа	р\ =	0,0817
17	Коэффициент расхода	М	—	Принят	0,98
18	Входная площадь рабочих лопа- '1 ок	Л	м2	5	0,396рог 104.(X0i)	106,2-10-4
19	Относительный диаметр корня ло- паток	^1вт	—	73	, Г	4/щ °1"-]/ /	0,73
20	Диаметр корня рабочей лопатки	^1вт	м	^>1вг ~ ^1к^1вт	0,124
21	Средний диаметр ступени	Вер	м	п 1/ oL + Ч Dev- У	2	0,1488
22	Относительный средний диаметр	Dcp	—	£)ср == £>ср/А к	0,875
23	Повышение температуры торможе- ния	Д7’	К	Д7’ =.M/G	24,2
229
Продолжение
230
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения			Величина			
24	Температура торможения за рабо- чим колесом	Лй	К	Т"о2 = T’oi + А?"			445,2			
25	Критическая скорость за рабочим колесом	* е02	м/с	4= 18,3 /7^2			386,5			
26	Окружная скорость колеса	«1к	м/с	«1К — лО1кп/60			222,5			
27	Относительная скорость на входе	Ск	—				0,693			
28	Работа колеса	L	Дж/кг	L = 1004Д7’			24300			
29	Вспомогательная величина		—	—			1,059			
30	Вспомогательная величина	/Ш1	—	—			1,029			
31	Адиабатический КПД колеса	WK r<as	—	Принят			0,85			
32	Степень сжатия колеса	л0К	—	лок —	-Л—1 — - Л + 11 K 17-0!	) J		1,192			
33	Полное давление за колесом	Р02	МПа	Р02 = Ро1лОк			0,1075			
				1						
34	Окружная скорость	«1	м/с	U\~ «1 к г			162,5.	195	222,5	
ОО J	Приведенная окружная скорость	* «1	—	U\=UXlc\			0,432	0,518	0,592	
36	Вспомогательная величина	tg ₽1	—	tg₽i = X^/u*			0,944	0,788	0,689	
37	Угол входа потока на рабочие ло- патки в относительном движении	₽1	о	Из таблиц			43°21'	38°14'	34°34'	
38	Вспомогательная величина	sin Pi	—	То же			0,686	0,619	0,567	
39	Вспомогательная величина	* “1	—	»			0,187	0,268	0,35	
40	Вспомогательная величина		—	»			1,0311	1,0448	1,0583	
41	Вспомогательная величина	Mi	—	м, = ’			1,015	1,022	1,029	
42	Приведенная скорость на входе в относительном движении	М W	—	,	Х1с Mw— . 0 sin р]Л1]			0,585	0,645	0,699	
13	Скорость на входе	W1	м/с				223	248	270	
44	Вспомогательная величина	—	—	q (Xj) sin cti			0,6			
45	Вспомогательная величина	—	—	3 \ 7 01 J			0,177			
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозначение	^змерность	Способ определения	Величина		
46	Вспомогательная величина	—	—	“1K УT’ce/T’oi	0,609		
47	Вспомогательная величина	ЬцГг	—	Kuh = = з(-^-1');<У7’О2/7’о1 'J 01	/	0,2908		
48	Отношение площадей на входе и выходе	£F	—	Принято	1		
49	Наружный диаметр колеса на вы- ходе	Ак	M	Принято	0,17		
50	Вспомогательная величина	q sina2	—	q (X2) sin a2 = 	q (Xi) sin ri; ]/ T^/Tqi 3tCKeF	0,516		
51	Приведенная скорость на выходе	f-ru	—	,	XfKr2 KTU — - Г2	0,398	0,332	0,2908
52	Приведенная скорость на выходе	^r c	—	Из газографа скорости	0,36		
53	Приведенная окружная скорость на выходе	* “2	—	* *	«1к м2- г	 Гг1 Vr^Tm	0,42	0,503	0,575
54	Вспомогательная величина	tg ₽2	—	tg₽2 = -?££- м2 Xru	16,35	2,102	1,265
55	1 Угол выхода потока в относитель- ном движении	₽2	о	Из таблиц	86°30'	| 64°34'	51°40'
1	1						
56	Вспомогательная величина	sin ₽2	—	То же	0,998	0,903	0,784
57	Вспомогательная величина	«2	—		0,176	0,253	0,330
58	Вспомогательная величина	*0 1+T	—	»	1,0294	1,0422	1,055
59	Вспомогательная величина	* — X,„ 3	—	»	0,0557		
60	Вспомогательная величина		—	ФО	Ф Л	«0	«0 М% = 1 +	- — хги 2	6	3	0,9737	0,9865	0,9993
61	Вспомогательная величина	M2		Л12 = /м2	0,986	0,994	10
62	Приведенная скорость на выходе в относительном движении	^rw	—	,	хгц —	•	0 ЛЛ sin P2AI2	0,366	0,402	0,459
63	Вспомогательная величина	tg«2	—	tg a2= ХГс/Хги	0,904	1,084	1,237
64	Угол выхода потока в абсолютном движении	«2	0	Из таблиц	42 °7'	47°19'	51 °3'
65	Вспомогательная величина	sin «2	—	Из таблиц	0,671	0,735	0,778
66	Приведенная скорость на выходе	^2	—	Х2 = Хг с/sin a2	0,536	0,49	0,462
				—					Продолжение							
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина		
67	Газодина мические функции	?(Х2)	—	Из таблиц	0,748	0,698	0,666
68		л(Х2)	—		0,842	0,867	0,881
69		/(Х2)	—		0,952	0,96	0,964
70	Давление на выходе	Р2	МПа	Р2 = РюЛ (^г)	0,0906	0,0906	0,096
71	Температура на выходе	7’г	К	7’2 = 7'0211 (Х2)	424	427,5	429
72	Окружная составляющая абсолют- ной скорости на выходе	сга	м/с	1	* Сги — ^ruCQ2	153,9	128,4	112,5
73	Осевая составляющая абсолютной скорости на выходе	С 2с	м/с	ч * ^2с = ^2с^О2’	139		
74	Абсолютная скорость на выходе	с2	м/с	с2 = ^2^02	207	189,4	179
75	Скорость на выходе в относитель- ном движении	®2	м/с	®2 = ^2и>Р2Со2	139,5	154,5	177,5
76	Вспомогательная величина	“1/£	м		2690	3880	5050
77	Коэффициент закрутки	Р	—	И- = « («?/£)	0,922	0,639	0,491
78	Степень реакции	0	—	2	9 Wj — W2 О = 				 ® 1 — ®2 + с2 — С1	0,614	0,758	0,834
							
79	Число лопаток	Z	—	Принято	26		
80	Хорда лопаток	ь	м	То же	24- Ю-з		
81	Шаг	t	м	t = OD/z	15.10-3	18-10-3	20,5- • Ю-з
82	Густота решетки	b/t	—	—	1,6	1,333	1,17
83	Угол отклонения потока в решетке	д₽	о	Д₽ = ₽2 — ₽1	43°9'	26°20'	17’6'
84	Угол атаки	i	о	Из таблицы	2°30'	1°50'	1°25'
85	Угол отставания	в	о	То же	9°33'	7°53'	6°12'
86	Геометрический угол на входе в ре- шетку	₽;	о	= Pl + 7	45°51'	40°4'	35°59'
87	Геометрический угол на выходе из решетки	₽2	о	₽2 = ?2 + ®	96°3'	72°27'	57°52'
88	Угол изгиба профиля	е	О	е = ₽2 -	50°12'	32°23'	21°53'
89	Угол установки профиля	8-	о	Э = Pj + е/2	70°57'	56°16'	46°55'
90	Радиус средней линии профиля	R	М	R — b/2 sin (е/2)	28,3- • Ю-з	43,1- • Ю-з	63-Ю-з
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
91	Диаметр диффузора на выходе		м	Принят	0,258
92	Площадь диффузора на выходе	Лз	м2	То же	130-10-4
93	Окружная скорость на выходе из диффузора	С Зи	м/с	Сзи — С2иОз/О3	74,2
91	Приведенная скорость на выходе из диффузора	hu	—	Х3И = Сзи/CQ2	0,192
95	Коэффициент потери полного давле- ния в диффузоре	айиф	—	Принят	0,96
96	Полное давление на выходе из диффузора	Роз	МПа	РОЗ = Ай’диф	0,103
97	Отношение площадей на входе и выходе диффузора	*Fg	—	*Fg — ^з/fl	1,222
98	Вспомогательная величина	q (Х3) sin а3	—	,, . .	q (Х2) sin а2 q (Х3) sin а3 — ’лиф6/7?	0,439
99	Приведенная осевая скорость на выходе из диффузора	Х3с	—	Из газографа скоростей	0,290
100	Осевая скорость па выходе	?3с	м/с		112,2
101	Приведенная скорость на выходе	Х3	—	Хз =	+ '"'Зс	0,348
				J		
	 102	Газодинамические функции	q (Хз)	—	Из таблиц	0,522
					0,931
103		л(Х3)	—		
104	Скорость на выходе из диффузора	с.з	м/с	Сз : С02Х3	134,5
105	Давление на выходе из диффузора	Рз	МПа	Рз —	(Хз)	0,096
106	Вспомогательная величина	sin а'з	—	sin а3 =- ?Х3 sin а-з/q (Х3)	0,841
107	Угол выхода потока из диффузора	«3	О	Из таблиц	57”15'
108	Длина диффузора	1	М	См, рис. 3.23 . рис. 3.29	0,113
109	Эквивалентный диаметр для площа- ди Ft	А эк	м	£>1эК = У^Гх/п	0,1162
110	Эквивалентный диаметр для площа- ди! Рз	О'ЗЭК	м	Д1эк = K4F3/n	0,1285
111	Вспомогательная величина	tgY/2	—•	, ,п дзэк — д1эк tgY/2-	2/	0,0544
112	Угол раскрытия эквивалентного диффузора	т	о	Из таблиц	6°14'
113	Коэффициент потери полного дав- ления в улитке	’ул	—	Принят	0,96
238	I	239
№ п/п	Парамеры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
114	Полное давление на выходе из улитки	Р04	МПа	Р04 = Р03аул	0,099
115	Диаметр патрубка на выходе	^вых	м	Принят	0,16
116	Площадь на выходе из улитки	Двых	м2	^вых = л£>вЫХ/4	201-10—4
117	Газодинамическая функция	Q (Хвых)	—	0(*вых) =	Lfe	 О,396ро4-1О4ЛВЫХ.Ы	0,298
118	Приведенная скорость	^ВЫХ	—	Из таблиц	0,192
119	Газодинамическая функция	П(Хвых)	—	То же	0,978
120	Скорость в выходном патрубке	свых	м/с	1	* ^вых ~ ЛвыХ^Ог	74,3
121	Давление на выходе	Р4	МПа	Р4 = Ро4 (^вых)	0,0968
122	Диаметр входного патрубка		м	Пргщят	0,16
123	Площадь на входе	^0	М2	До = л/?§/4	201-10—4
124	Газодинамическая функция	7(хо)	—	а } °	0,396ро4-Ю4Д0м	0,311
	1			1	
125	Приведенная скорость	Х0	—	Из таблиц	0,201
126	Газодинамическая функция	П(Х0)	—	То же	0,977
127	Скорость во входном патрубке	Со	м/с	С0 = «О1хо	75,5
128	Статическое давление перед венти- лятором	Рм	МПа	Рм = Ром П(Хо)	0,09
129	Перепад давлений по полным па- раметрам	ДРо	Па	ДРО = (Р04 - Ром) 104	7000
130	Перепад статических давлений	Др	Па	Др = (Р4 — Рм) 104	6800
131	Степень сжатия	По	—	По = Р04/Ром	1,073
132	Адиабатический КПД вентилятора	"Оал	—	к-1 пок -1 “ Р02/Т01 - 1	0,349
Рис. 3.26. Профиль сечеиия по
0 168 лопатки вентилятора
Рис. 3.27. Диск вентилятора
Рис. 3.28. Проточная часть вентилятора
240
3 4. Вспомогательная таблица для построения профиля сечеиия лопатки
вентилятора при 0 126 мм
№ п/п	X	Ул	Уй	№ п/п	X	i/i	У-2
	мм				мм		
1	0	0,21	0,21	11	12,0	3,64	1,785
2	0,2	0,45	0	12	14,0	3,635	1,675
3	0,5	0,6	0,075	13	16,0	3,40	1,51
4	1,0	0,84	0.24	14	18,0	3,05	1,20
5	2,0	1,27	0,6	15	19,5	2,625	0,90
6	з,о	1,675	0,86	16	21,0	2,И	0,56
7	4,5	2,25	1,175	17	22,0	1,70	0,35
8	6.0	2,735	1,425	18	23,0	1,17	0,125
9	8,0	3,225	1,615	19	23,5	0,85	0,03
10	10,0	3,515	1,725	20	23,75	0,675	0
				21	24,05	0,3	0,3
На рис. 3.26 показан профиль сечения лопатки, у которого ко-
ординаты центра тяжести сечения по 0 168 мм имеют лут = 12,95 мм
и г/ут=1,18 мм, угол входа р1к = 36°12' и угол выхода р2к=60°18/,
число лопаток z=26, площадь F=:26,9 мм2. Зависимость у\ и г/2 от
х дана в табл. 3.5.
По данным газодинамического расчета построен диск вентиля-
тора (рис. 3.27) и его проточная часть (рис. 3.28).
3. 5. Вспомогательная таблица для построения профиля сечения лопатки
вентилятора при 0 168 мм
№ п/п		Ул	№	№ п/п	X	Ул	У&
	ММ				мм		
1	0	0,2	0,2	11	12,0	2,2	0,775
2	0,2	0,4	0,0	12	14,0	2,18	0,725
3	0,5	0,5	0,04	13	16,0	2,06	0,635
4	1,0	0,6	0,125	14	18,0	1,865	0,525
5	2,0	0,825	0,275	15	19,5	1,625	0,4
6	3,0	1,05	0,39	16	21,0	1,335	0,25
7	4,5	1,36	0,52	17	22,0	1,125	0,11
8	6,0	1,625	0,63	18	23,0	0,825	0.0
9	8,0	1,90	0,75	19	23,5	0,625	0,06
10	10,0	2,1	0,775	20	23,7	0,35	0,35
241.
Рис. 3.29. Зависимость числа оборотов турбо-
холодильника от высоты полета
+ Q
—
Рис. 3.30. Схема осевых усилий Q, действующих на
вентилятор и турбину

Рис. 3.31. Зависимость отношения давлений pifpoi от сте-
пени расширения
242
3.9.3.	Определение частоты вращения турбохолодильника
при нестационарном режиме работы
С изменением высоты полета летательного аппарата изменяют-
ся параметры воздуха, поступающего в турбохолодильник. Пос-
кольку режим работы 1нестационарный, то необходимо знать, в ка-
ком интервале изменяются обороты ротора и не окажутся ли они
выше допустимых. Определение частоты вращения турбо холодиль-
ника на переменных режимах полета для высот от 0 до 10 км дано
в табл. 3.6. Обороты на режиме стоянки указаны в табл. 3.6 (пози-
ция 17) и равны «ОСТ = 23000 об/мин; они определены для G =
= 1,305 кг/с, М=37,8 кВт, рОн=0,092 МПа, 701=421 К, рв =
=Poh/RT0i=0,763 кг/м3. При /?=25000 об/мин приведенная мощ-
ность
ЛДА =37,81^=57 кВт,
бв	0,763
тогда
/гист = цу/^Осг/-^пр==25000у 42,8/57=23000 об/мин.
По результатам расчета (табл. 3.6) дана зависимость скорости
вращения ротора от высоты полета летательного аппарата (рис.
3.29).
3.9.4.	Определение осевых усилий, действующих на ротор
На рис. 3.30 представлена схема осевых усилий Q, действующих
на площади f ротора турбохолодильника. Численные значения f
следующие:
,	3,14-172	3,14 11,32	,
Л = —----------------— = 126,7 см2;
J	4	4
/2=0,785 (11,32—2,32) =96,1 см2;
/3=0,785 • 2,32=4,15 см2;
Д=0,785  2,32=4,15 см2;
/5 = 0,785 (122—2,32) =108,9 см2;
/6=0,785 (152—122) =63,6 см2;
/7 = 0,785 (152—142) =22,8 см2;
/8=0,785(142—12,52) =31,2 см2;
/9 = 0,785(12,52—11,32) =22,4 см2;
/10 = 0,785 (11,32—42) =87,7 см2;
/и = 0,785 (42—2,32) =8,4 см2.
На рис. 3.31 показана зависимость отношения давлений pi/p01
от степени расширения e = Poi/P2 при разных значениях тг/КТД.
Данные рис. 3.30 и 3.31 необходимы для выполнения расчета осе-
вых усилий. Расчет изложен в табл. 3.7.
243
244	I	215
3.6. Расчет частоты вращения турбохолодильника на высотах 77=0 ... 10 км
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Раз- мер- ность	Способ определения	Режимы (77, км)					
					Сто- янка	77=0	/7 = 1,7	77=4	77=7	77=10
1	Давление охлаждаемого воздуха на входе в турбину	P(J1	МПа	Задано	0,343	0,343	0,343	0,264	0,216	0,216
2	Давление охлаждаемого воздуха на выходе из турбины	Рч	МПа	Задано	0,1175	0,1175	0,1175	0,1175	0,1175	0,1175
3	Степень расширения воздуха в тур- бине		—	t=PmlP2	2,915	2,915	2,915	2,25	1,832	1,832
4	Вспомогательная величина (/(=1,4;	к	—	й—1 К- 1 — 1/s	0,2633	0,2633	0,2633	0,2068	0,1589	0,1589
5 6	Температура охлаждаемого, воздуха на входе в турбину	?01	°C	Задано	95	90	60	40	30	30
		T’oi	к	Т 01=^01+273	368	363	333	313	303	303
7	Располагаемый перепад температур на турбину		к	AT'M=^7’0i	97	95,6	87,7	64,8	18,1	48,1
8	Мощностной коэффициент полез- ного действия турбины	Пт	—	Принимаем	0,63	0,63	0,63	0,63	0,63	0,63
9	Действительный перепад темпера- тур в зурбипе.	Д7'	к	ДГ=г).гДГая	61,1	60,2	55,2	40,8	30,3	30,3
10	Весовой расход воздуха через тур- бину	G	кг/ч	Задано	1700	1700	1800	1400	1200	1200
11	Мощность турбины	N.s	кВт	Л\.= - едг/збоо	28,9	28,4	27,6	15,9	10,1	10,1
				1						
12	Давление воздуха на входе в вен- тилятор	А	МПа	Задано	0,096	0,090	0,0775	0,0617	0,044	0,0255
13	Температура продувочного воздуха на входе в вентилятор		°C	Задано	160	120	115	ПО	100	95
14		Т’в	К	7’в = 7В + 273	433	393	388	383	373	368
15	Плотность продувочного воздуха па входе в вентилятор	Св	кг/мЗ	Qb = Pal	0,774	.0,799	0,694	0,562	0,412	0,241
16	Приведенная мощность (принято V«<* м л и” 1 ,1 о)	Na	кВт	JV0 = JVr 1, 15/qb	42,8	40,8	45,8	32,6	28,3	48,3
17	Частота вращения (при п0Ст = = 23000 об/мин)	п	об/мин	3/- п — Лост •у Nом/Nост	23000	22600	23500	21000	20000	23900
3.7. Расчет осевых усилий, действующих на ротор турбохолодильника
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Режимы (77, км)					
					Сто- янка	77=0	// = 1,7	77=4	/7=7	77=10
1	Абсолютное давление на входе в вентилятор	Ах	МПа	Задано	0,096	0,092	0,0775	0,0610	0,044	0,0255
2	Коэффициент потерь во входном патрубке	”вх	—	Принят	0,98	0,98	0,98	0,98	0,98	0,98
3	Абсолютное давление на входе в колесо	А1	МПа	А01 = Авх^вх	0,094	0,0883	0,0758	0,0605	0,0432	0,025
4	Абсолютная температура па входе в вентилятор	T’oi	К	Задана	433	393	388	383	373	368
Продолжение
246	247
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Режимы (/•/, км)					
					Сто- янка	/7=0	/7--1,7	/7=4	Н -7	/7=10
5	Удельный вес воздуха на входе	Y	к г/м3	Y = Poi/^oi	0,757	0,783	0,68	0,55	0,404	0,236
6	Частота вращения ротора	п	об/мин	См. рис. 3.29	23000	22600	23500	21000	20000	23900
7	Полный напор	н	МПа	Н = Нр(п]пр)^1ур	0,0158	0,0158	0,0148	0,0095	0,0064	0,00632
8	Расход через вентилятор	G	кг/с	G = Gp(n]np)ylyp	1,222	1,24	1,12	0,888	0,567	0,396
9	Расходная функция	9’(Хвх)	—	G/Ли вх)' О,396ро1-1О4.Гр.[л	0,535	0,55	0,575	0,526	0,502	0,598
10	Газодинамическая функция	я(Хвх)	—	Из таблиц	0,927	0,923	0,915	0,93	0,937	0,907
11	Статическое давление на входе в вентилятор	Р1	МПа	Pl =	(Хвх)	0,0872	0,0815	0,0693	0,0562	0,0405	0,0226
12	Статический напор у корня	нк	Па	к =. Р*~ Pl н = Л р = 0,208/7	3240	3280	3040	1960	1370	1080
13	Статический напор у периферии		Па	/-/„ = Р2” ~ Pl = 0,634/7 нр	10000	10000	9800	5980	4020	3430
14	Статическое давление у корня	%2к	МПа	Р2к = Р\ + Н к	0,095	0,0847	0,0724	0,0582	0,0420	0,0237
			1	1						
15	Статическое давление у периферии	^2п	МПа	Р2п=Р1 +	0,0972	0,0914	0,0788	0,0622	0,0446	0,0261
16	Перепад давлений на лопатки	Л/7	Па	Н к + Н п АР- 2 ’	6660	6660	6170	4020	2740	2260
17		Qi	Н	Qi = F]kp = 126,7Лр	—84	-84	—78,5	-51,0	-34,5	-28,4
18	Силы, действующие на диск вен- тилятора	(?2	Н	<?2 = F2H к =96,1 /7К	-31,4	-31,4	-29,4	-19,6	-12,7	-10,8
19		<?3	н	Оз =/'.3/^1 = 4,15/?!	36,2	33,3	28,4	23,5	16,7	9,8
20	Осевое усилие на диск вентилятора	Qb	н	Ов = Qi + Qa + Оз	-79,4	-82,3	-79,4	-47	-30,4	-29,4
21	Абсолютная температура на входе в гурбнну	Ли	к	Задано	368	363	333	313	303	303
22	Вспомогательная величина	«/У г01	—		1200	1188	1290	1188	1152	1373
23	Абсолютное давление на входе в турбину	Poi	МПа	Задано	0,343	0,343	0,343	0,265	0,216	0,216
24	Абсолютное давление на выходе из турбины	Р2	МПа	Задано	0,1175	0,1175	0,1175	0,1175	0,1175	0,1172
25	Степень расширения	£	—	6 = Ро1/Р2	2,915	1,915	2,915	2,25	1,83	1,83
26	Вспомогательная величина	Р1/Р01	—	См. рнс. 3.31	0,523	0,52	0,533	0,596	0,68	0,704
6tz	9^s
					—				 Продолжение												
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения			Режимы (H, km)					
							Сто- янка	/7=0	И 1,7	/7=4	/7=7	/7=10
27	Давление за соплами	Р1	МПа	Pi = PoiPi/Poi			0,1795	0,1785	0,183	0,158	0,1465	0,152
28	Атмосферное давление	Ра тм	МПа	Пз таблиц			0,1012	0,1012	0,0826	0,0617	0,0412	0,0265
29	Вспомогательная величина	P\+Pl	МПа	—			0,297	0,296	0,30	0,276	0,265	0,270
30 31 32 33 34 35 36 37	Силы, действующие на диск тур- бины	Qi	Н	Q4 = P'4P2 = 4,15/?2			—49	-49	-49	-49	-49	-49
		Q.S	н	Qs = F5P2 =108,9/2о			-1280	-1280	-1280	-1280	-1280	-1280
		Об	н	= 31,8(/>1 + р2)			-944	-941	-956	-876	-840	-859
		Qy	н 1	Qy = FyP\ = 22,8/?]			410	407	417	360	335 1	347
		<?8	н	4го “ СО	- 11	11 со О' 		/ 1 Pl + ^-P2 ’1+		495	494	503	451	427	438
		<?9	н	Qg= Дд/?2 =22,4/?2			264	264	264	264	264	264
		Qio	н	Q10 — Fio-O,97p2 = 85/>2			1000	1000	1000	1000	1000	1000
		Qu	н	Q11 = (Ратм +• 0,05/>2)			90	90	75	57	39	27
38	Осевое усилие на диск турбины	Q,	н	Qr = Qa + Qs + Qs + + Qy + Q& + Qs + + Q10 + Q11			--16,7	-16,7	-28,4	-75,5	-107	-112
Суммарное осевое усилие на ротор												
3S	Осевое усилие	Q	н	Q Qb + Qr			-96	-99	—108	-123	-137	-141
3.9.5.	Определение расхода воздуха
на охлаждение подшипников
Для охлаждения подшипников приходится идти на невозврати-
мые потери некоторого количества воздуха. Воздушный тракт (схе-
ма каналов, камер, рис. 3.32) устанавливается конструктивно при
разработке турбохолодильника, после чего производится расчет
достаточности предусмотренной охлаждающей поверхности для от-
вода требуемого количества тепла от подшипников и определение
расхода охлаждающего воздуха, протекающего по этим каналам.
Рис. 3.32. Схема охлаждения подшипников:
от Go до G5—расход воздуха, охлаждающего подшипники, и расходы, вызван-
ные негерметичностью уплотнений; I, II, III—камеры и каналы
Подобный расчет приведен в табл. 3.8. В данном расчете опреде-
лены потери воздуха на охлаждение G5 и потери G3 и G4, вызван-
ные негерметичностью уплотнений.
Поддержание заданной температуры подшипников часто реша-
ется экспериментально регулированием расхода воздуха дросселем,
для чего при разработке турбохолодильника предусматривают со-
ответствующие размеры воздушного тракта (каналов, камер), поз-
воляющие в образцах изменять расход воздуха при обусловленных
давлениях на входе и выходе из тракта.
3.9.6.	Расчет на прочность холодильной турбины
Для расчета колеса приняты следующие исходные данные:
1)	Скорость вращения колеса П"=30 000 об/мин, <о=лп/ЗО=314О 1/с.
2)	Колесо изготавливается из сплава АК-6, плотность которого р=2.75х
ХЮ3 кг/м3.
3)	Коэффициент Пуассона v=0,33.
4)	Вспомогательные величины pi и р2 равны
3-J-v
₽! =	 - Q«2 = 1,13-ЮЮ Па/м2,
о
1 + 3v
₽2 = —-— 6“1 2 = 0,676- 10Ю
О
Па/м2.
250
3.8. Расчет расхода воздуха на охлаждение подшипника
| № п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Давление на вы- ходе из турбины	Р‘2	МПа	Принято	0,1175
2	Расход через от- верстие в диске	о0	кг/ч	Принят	40
3	Коэффициент со- противления от- верстия в диске	а	—	Принят	0,97
4	Давление за дис- ком	Рз	МПа	Рз=Р2<т	0,114
5	Газодинамичес- кая функция	Л(Х)	—	л (X) = Рз/Р-2	0,97
6	Расходная фун- кция	<№)	—	Из таблиц	0,352
7	Приведенная те- оретическая ско- рость	X	—	Из таблиц	0,228
8	Диаметр отвер- стий	d	м	Принят	0,01
9	Площадь отвер- стия	f	м2	f = Л412/4	0,785-10-4;
10	Диаметр, на ко- тором расположе- ны отверстия	D	м	Принят	0,08
11	Частота враще- ния	п	об/мин	См. табл. 3.6	23900
12	Окружная ско- рость	и	м/с	и. — nDn/&0	100
13	Температура на выходе	Tq2	к	Принята	270
14	Критическая ско- рость	* а 02	м/с	4 = 18,3/77	301
15	Теоретическая скорость	«0	м/с	* 1 с0 = а^к	68,5
251
Параметры
u/ц № 1	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
16	Отношение ско- ростей	и/Со	__	.—	1,46
17	Радиус скругле- ния отверстий	г	м	Принят	0,0015
18	Отношение	r]d	—	—	0,15
19	Коэффициент расхода	Р	__	Принят	0,35
20	Площадь для прохода воздуха	F	М2	г _	о о,396-р2-104-9 (Х)[Л-36ОО	3,12-10-4
21	Необходимое число отверстий	z'	шт.	z’=Flf	3,97
22	Принятое число отверстий в диске турбины	Z	шт.	—	5
23	Число отверстий в диафрагме для охлаждения кор- пуса подшипников		шт.	Принято	6
24	Относительная утечка за диск	«ут	—	Принято	0,04
25	Расход	через турбину	G	кг/ч	См. табл. 3.6	1200
26	Утечка за диск	Gi	кг/ч	Gi = Оге"т	48
27	Радиальный за- зор для утечки G2	В2	м	См. рис. 3.22 . . рис. 3.30	0,3-Ю-з
28	Диаметр уплот- нения	rf2	м	См. рис. 3.22 . .. рис. 3.30	0,113
29	Число гребней уплотнения	^2	шт.	См. рис. 3.22 .. . рис. 3.30	1
30	Площадь	^2	м2	F2 ~ nd2^2	1,064-10-4
31	Давление в ка- мере I (см. рис. 3 32)	Р2	МПа	Принято равным /2	0,1175
252
Продолжение
I u/Ц чМ	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения		Величина
32	Температура в камере I		к	Принято		303
33	Утечка воздуха в атмосферу	G.?	кг/ч	Принято		30
34	Утечка	о2	кг/ч	О 1 II сч о		18
35	Атмосферное давление	Ратм	МПа	Из таблиц		0,0265
36	Газодинамичес- кая функция	Л(Лз)	—	л (''з) = Pa-n/J Р2		0,225
37	Газодинамичес- кая функция	?(^з)	—	Из таблиц		1
38	Коэффициент расхода	Р-з	—	Принят		0,4
39	Температура воздуха в камере II (см. рис. 3.32)	т 03	к	„	Gl^oi + G0T02 7 оз —	„ . ~ Go + G-2		280
40	Площадь для утечки Gs	Рз	м2	Рз	G3 У Т'да	0,731-10-4
					0,396^2104 (Хз)рзЗбОО	
41	Радиальный за- зор	в4	м	Из чертежа		0,17-Ю-з
42	Диаметр уплот- нения		м	Из чертежа		0,034
43	Площадь для прохода G4	Р4	м2	/^4 =		0,214-10-4
44	Число гребней упх^отнения	?4	шт.	Из чертежа		3
45	Давление перед передним уплот- нением подшипни- ка	Р4	МПа	Принято А=7,атм + 0,04р2		0,0314
46	Расход через пе- реднее уплотнение	о4	кг/ч	X	О4 = Л4 X	15
					/ 9,81 (р\- р2Л 106 / 2	22	12	3600 И	г4-29,3-Г5	
253
Продолжение
U/U ад 1	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
47	Расход через корпус подшип- ника	о5	кг/ч	О 1 СМ <0 1 o' !L с	43
48	Газодинамичес- кая функция	л(Х5)	—	л (*б) = Рагм/Рз	0,232
49	Газодинамичес- кая функция	<7(*б)	—	Из таблиц	1
50	Коэффициент расхода	Р-5		Принят	0,35
51	Площадь отвер- стий в диафрагме для охлаждения корпуса подшип- ника	Fs	M2	F 5	0,396- Рз-?(Х5)р5 3600	1,24-10-4
52	Площадь одно- го отверстия		м2	У5 =	0,206-10-4
53	Диаметр отвер- стия		м	< = V4F>	5,13-Ю-з
54	Принят диаметр отверстия в диаф- рагме		м	Принят	5,5-10-з
5)	При посадке колеса на вал без натяга A'=iOri/orii=0,0344.
6)	Напряжения материала колеса равны аг = а* 4- КаД с/ = с' 4- Л’с*1.
7)	Площадь поперечного сечения лопатки колеса Fo=O,515-10-4 м2.
8)	Радиус центра тяжести лопатки гц.т=6,69610-2 м.
9)	Объем, занимаемый материалом лопатки V=0,5378-10~6 м3, число лопаток
z=39.
10)	Наружный диаметр колеса £>=0,15 м.
11)	Ширина колеса £=0,0092 м.
12)	Контурная нагрузка
бИГц Tw2Z
0 = «--НД---= 8>77.1ое н,м2
nDh.
Колесо и схема разбивки колеса на участки даны на рис. 3.33
и 3.34, а расчет колеса на прочность в табл. 3.9.
По данным расчета, приведенным в табл. 3.9, построена зависи-
мость напряжения материала от радиуса колеса (рис. 3.35).
254
Рис. 3.33. Конструкция колеса
турбины
Рис. 3.34. Схема разбивки
колеса турбины на участки
к расчету на изгиб
Рис. 3.35. Зависимость напряжений от радиуса
колеса турбины
255
3.9. Расчет на прочность колеса турбины
'Е£-01	I		 Н/м2	Ю CO		04 to	Ю Ю	co CD		s			co CD Ю	& Ю		CD 04 CD			1043	
'c’S-0l		CO		CO CD CO	CO Ю	Ю 04 CD		Cl CD			CO to	04		CD CD CO			О	
Z		О	co о	CD CO 1	s	—38,6	co 04	CD 1	co CD		19,7	1202		40,2		2117	1	1
„ ~ /ba ь и 1 л-,?																		
z		CO 04	8	s	CD CO	CO' Ю	95,5|	1 643 |	CD CD		О C4	CO co CO		О to		CD 04	1	i
,s+,J																		
'£>V+/ = ,?'S-0l		CO 04	CD	04 CD	CD CD 04	CD	374 |	s	Ю CD CD		CD CO tO	1 1591!		о to Ю		2543	1	1
-'dv+s=,s-'£-0I		CO 04	О	co	g 7	CD	CO CO 7	CD Ю	04 CO CO 1		I 500	tf 5		CD		-1691	1	1
7='D's-0l		343,7|	CD CD	512	M	CD	CD CO	CO CD	630		Ю	1481		CD co to		2525	о CD	10128
'cVA=,i>V-s-0l		1	1	! 38,3	CO' 1	-21 ,4;	6,88 |	Й 1	35,1		1-61, з!	О т—*		-5,05		19,2	1	1
JdS=jevs-01		1	1	116,3'	-2-1,5	s 1	20,8 |	CO 1	О r—<		Ю co 7	o' Ct Ct		1-16,3.		58,3	1	1
г71^— S=V0l		87,7 |	о	о CO	co co 7	632 |	04 1	T—<	о o'		s	a 7		CD tO		-17481	CD CO	-9276
eff+K=?s-01		co 04	CD CD	723,7	04		CD CO	s CD	о cO CD		s	1481|		to Ю Ю		2524	О CD	10128
"ff—K=s-fi-0I		723,7|	o	CO 04	—78,2!	862 |	s 1	04 GO	C c	D	Ю co CD	а 7		Ю GO		-1748	Ю CO	-9275
HU z A 	=^e-fi-oi 7,J S~f		О	CO CD	О	CO	-60,3 |	1 285 |	7	CO to		—42,2	i		35,1		2136	co	9702
Z —— =y-s-0I $+/		723,7|	CO CD	CO 04	co CD	О co	81,6	co Ю	95,5		CO CD	CD CO т—<		ci to		CO 00 co	о	CD 04
\+nq 	 “ 0 —v q	1			0,314		-0,1025		-0,2425 —			-0,29			t- o 0 c c c		0 0 0 0, 5		
	s	0,92			О		0,78		g			1,45			to^			
ZjZ^’£-0l	s	CO CO		C4 04		CO T"ч		71,2			27,1			15,2			3,33	
-01	I!	Ю CO cd		CO Ю CO		C c 0	r> <1 'I	04 i—।			45,3i			25,5			to Ю	
tOl’z7	CM s	56,25		31,36		20,25		10,56						04			0,49	
sow	s	Ю		CD Ю		Ю		3,25			СЧ			Ю				
эинэнээ		1						>			>			>			>	
256
3.9.7.	Расчет лопатки холодильною колеса на изгиб
Для выполнения расчета лопатки холодильного колеса на изгиб
на рис. 3.36 представлена схема лопатки с необходимыми данными.
Рис. 3.36. Схема к расчету лопатки турбины на изгиб:
Ф=19°—угол между осью | и радиусом Япл, проходящими через
центр тяжести лопатки; /ц 10,7 мм — высота лопатки в сече-
нии, проходящем через центр тяжести лопатки:	т—5.25 мм —
расстояние от центра тяжести лопатки до плоскости колеса
Диаметры колеса (ZBX и eZBLIX показаны также на рис. 3.33. Расчет
лопатки на изгиб изложен в табл. 3.10.
3.9.8.	Расчет па прочность диска осевого вентилятора
По аналогии с расчетом на прочность холодильного колеса на
рис. 3.37 приводится конструкция диска осевого вентилятора и на
рис. 3.38 — схема разбивки диска вентилятора на участки.
Рис. 3.37. Конструкция ди-
ска осевого вентилятора
Рис. 3.38. Схема разбивки дис-
ка вентилятора на участки
9	505
257
3.10. Расчет лопатки турбины на изгиб
1 № п/п 1	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Площадь сече- ния лопатки	/о	И2	См. рис. 3.21	0,515-10-4
2	Объем лопатки	V	м3	V=/o (Zi + 0,5/2)	0,537-10-6
3	Положение цент- ра тяжести ло- патки	$Ц.Т	м	(Z1//1 Ч- 0,5/2fe) Z/ц.т — J 0	у	0,696-10-2
4	Частота враще- ния	п	об/мин	Принято	30000
5	Окружная ско- рость	СО	1/с	пп в) --	 30	3140
6	Радиус, на ко- тором лежит центр тяжести лопатки	ГЦ.Т	м	Гц.Т = О>*^ВЫХ + ЙАц.Т	6,696-10-6
7	Плотность ма- териала	е	кг/см3	Из таблиц	2805
8	Центробежная сила от лопатки	Сл	Н	сл = рИло2	976
9	Периферийная площадь диска	F	М2	Г —— ^zd-Q-yb	43,4-10-4
10	Число рабочих лопаток	Z	шт.	Принято	39
11	Центробежная сила от всех ло- паток	Сд	н	Сл = Сл2	38200
12	Нагрузка	на диск от лопаток		Н/м2	° л = Сл/-^7	8,77-106
13	Минимальный момент инерции се- чения лопатки	Anin	м4	См. рис. 3.21	0,0116-10-6
14	г Максимальный момент инерции сечения лопатки	Алах	м4	См. рис. 3.21	0,0525-10-8
258
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
15	Угол наклона оси g относитель- но радиуса	¥	О	Из рис. 3.36	19°
16 17	Вспомогатель- ные величины	sin<p	—	Из таблиц	0,3255
		COS?	—	Из таблиц	0,9455
18	Расстояние от кромки до оси	Акр	М	См. рис. 3.21	0,93-10-2
19	Расстояние от кромки ДО ОСИ i	Ар	м	См. рис. 3.21	0,404-10-2
20	Расход воздуха	Сл	кг/с	См. табл. 3.2, п. 7	0,478
21	Составляющие осевой скорости на входе и на вы- ходе	с !а	м/с	См. табл. 3.2, пп. 37 и 64	75,1
22		с 1а	м/с		95,2
23	Составляющая радиального уси- лия	Pal	н	~ (^л/(^^)] (^2а — ^1а)	0,245
24	Перепад давле- ний на лопатке	Др	МПа	Др = Pl — Pl (см. табл. 3.2, пп. 11, 59)	0,0632
25	Средний	диа- метр	^ср	м	.	"Ь *Аых ^ср -	2	13,5-10-2
26	Высота лопатки в сечении, прохо- дящем через центр тяжести лопатки	/ц.т	м	Из чертежа	1,07-10-2
27	Составляющая радиального уси- лия	ра2	н	Рд2 === *^^ср/	6,18
28	Радиальное уси- лие на лопатку	ра	н	Pfi = Сл + РЙ1 — Рд2	970
9*
259
Продолжение
1 № п/п 1	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
29	Составляющие окружных скорое- тей на входе и на выходе	ClU	м/с	См. табл. 3.2, пп. 35 и 45	302
30		с2и	м/с		56,9
31	Окружное уси- лие на лопатку	Р«	Н	pu = GJgz (Ciu — С2и)	2,97
32	Суммарное уси- лие	Р	Н	Р=УР2а+Р2и	970
33	Тангенс угла на- клона	tga	—	tga= Ра/Ри	319
34	Угол наклона суммарных усилий	а	о	Из таблиц	-90°
35	Проекция силы Р на ось g	р£ изг	н	Ризг = Pcos	916
36	Расстояние от центра тяжести лопатки до плос- кого диска	•*-ц.т	м	Хц<т = О,5/о 11 + /2	~ М j	0,525-10-2
				V	
37	Изгибающий мо- мент	Л15 изг	Н-м	^ИЗГ = РИЗГЛ’И-Т	4,82
38	Напряжение из- гиба в выходной кромке от Л4^зг	сизг	Н/м2	/	изг ^изг г	Икр J max	85,4.106
39	Окружная сос- тавляющая уси- лий	рч изг	Н	Ризг= Р ?	?	316
40	Изгибающий мо- мент	м7! изг	Н-м	^ЗГ=Р381Л.г	1,66
41	Напряжение из- гиба в кромках от МТ| '"изг	сизг	Н/м2	Лр ”	изг °ИЗГ	Г	*КР J min	57,7-106
42	Суммарное на- пряжение в вы- ходной кромке	°р	Н/М2	сизг °изг	27,7-106
260
3.11. Расчет на прочность диска вентилятора
'c-S-Ol			316,5		x±<		468		528,2		509,6		490		xf		742,8	
					c c	0 о												
			CO				CO		CO						tQ			
	'c-S-Ol		57,		127,		363,		560,		IQ		да X±>		369,			
AZ			o	.36	359,5	>63	IQ CO	co	CD	8	>783	tQ CO	iQ	CD tQ	6661	)38	|	1
,S — ,f				CO	1	UN	7			co	1		Ll	CO	1	CO		
7						CD	co			b-	CO		b-	да		CO,		
	= ,bs-0l		tQ	cd		co		04		00	tQ	GO	xd*1	CO			1	1
,s+,f					40!	00	CD CO		co		tQ		CD co		О	152		
					tQ	CD	GO	tQ	04	CD	CD	b-	CD	04	CD			
к +f	= /bs-01		tQ	S	377,	1 211,	I 520,	I 193.	1 442	1Q 04	1 264,	CD CD	04 1	1 724,	66 DO 1	| 187!	1	1
					04		b”		CD	LQ	CO	t-	IQ		co_	те_		
sv+s~	= ,S-S-Ol		s	О	427,	te-	874	LD 7	CO	tO 7	746	те DI 1	802,	7	688 1	00	1	1
					Ю	xf	xf4	co	x^	co	b-	co		CO	X"		CD	
z-^d —f	= 'o-s-oi		176,	191	207,	216,	244,	| 227	373,	CO 04	I 261	b7	о	1 692	о 7	to co CO ,—।	О xf 1	I 672c
=	ScVA, = = Ws-01	Н/м	1	О	24,5 |		147 |	|—34,1	-35,1	CD C4 CD	-60,3	CD 04	-55 i	31,7	те те' 7	186,2|	1	1
= 'dv =	— = SV-S-0l		1	о	| 3‘W	1	44,1	-103,6	|e‘90i—	co 04	-182,6	CO CO CO	7	95,8	-593]	563,5;	1	1
						•44	b"	CO	CO	<D	b-	О		CD	O0	04		04
z-^d-s	= ^'9-01		58	о	—	—20,	213	CD 7	744,	7	822,		914	GN in 1	1461,	co 1	о xt<	CO IQ 1
"а -ь k = ?-s—oi			353	| 196	353 |	216,4	CO	227,6	477	co CO co 04	324,3|	co co	42	692, б|	co CD to 1	1685 |	-40761	6725 |
						хУ	co	CO		CD	CO	о		CD				04
7/-y	= $•9-01		tQ CO		35,	-20,	429,	|-49	5	7	928,	7	969,	c4 те 1	1482	CO 1	4077	CO LQ 1
to | II	= 'ff’9-01		о	00 CD	о	co *—1	-28 |	138,7	yz-	CO~ co 04	co те 1	CD CO co	LQ те CD 7	609,б|	CO co о 1	1538 |	—4096|	6203 |
z	= Ks-0I		tQ	CO CD	co lQ	co CD	fx]	CD	co	. О	CD		CO	CO		CO	CO UO	CO
s + 7							о	CO	!69		tQ		s		CD		о	04 UQ
т -4-V					Ю				co		О		04		tQ			
— о		1			s						O'				XT			
I+w					о		04				c		О 1		О 1			
0-zOI		s		CO		1Л CO,		0,6		0,7		CD			.		1,85		
z-^d ’s—01			| 175,9	о	| 145,5	О	| 129	о	104	о	tQ	о	CD 04 CO	о	CO 04	О	2,68|	о
z-c’d's-Ol		Н/	295	о	243,	О	ср" CN	о	173,9	о	106,1|	о	|55,1|	о	|20,7|	о	I4,49|	о
			04				lQ		CD		tQ							
&	= Д’1—01	1 s	о						О		)80‘		CO					
I									о						О		04	
					tQ		tQ		CD		tQ							
		s	32,(		26		23,		CO		—		co		2,21		f—;	
-> ZOl		s	5,65		5,15		4,85		4,35		3,4		2,45		>.5		0,70	
		D	—						IV		>		VI		VII		VIII	
261
Запас прочности для вентилятора часто принимается меньший,
чем для холодильного колеса, вследствие меньших нагрузок, дей-
ствующих .на диск вентилятора. Поэтому для расчета диска ско-
рость вращения его можно принять « = 27000 об/мин, <о =
= 2830 1/с. Тогда = 0,918- 1010 Па/м* 2; р2 = 0.549- 10“ Па/м2; К =
Рис. 3.39. Зависимость напряжений от радиуса дис-
ка вентилятора
=c'v„i/^vni =4156/5798 = 0,717. Значение остальных расчетных
параметров диска вентилятора такие же, какие указаны в расчете
на прочность холодильного колеса.
Расчет на прочность осевого вентилятора дан в табл. 3.11.
По данным расчета, приведенным в табл. 3.11, построена зави-
симость напряжения материала от радиуса диска (рис. 3.39).
3.9.9.	Определение частоты собственных колебаний
лопатки вентилятора
В начале расчета определяют площади поперечного сечения Fx
и минимальные моменты инерции Jx в разных сечениях лопатки и
по этим значениям строится график зависимости Fx и Jx от высоты
лопатки (рис. 3.40). Затем определяют отдельные выражения из
общей нижеприведенной формулы и заносят в табл. 3.12.
По результатам таких подготовительных расчетов определяют
частоту со собственных колебаний лопатки вентилятора
EJr,____________hzQ
2n2QFcl4 ' /! 2 z2QFxIF(t
0,686-IQii-0,0127-10-8-4,274____________
2 - 3,142 - 2,75 • 103. o,725 -10~4 • 2,844• 10~8 - 0,328  1,568
= 5300 nep/c
u)=2.n/=2-3,14-5300=33300 1/c.
262
Рис. 3.40. Зависимость площади поперечного сечения Fx
и минимального момента инерции поперечного сечения
Jx от высоты лопатки. Площадь поперечного сечения у
основной лопатки Го=0,725 см2, момент инерции попе-
речного сечения у основания лопатки Jo=0,0127 см4
Рис. 3.41. Вид на лопатку вентилятора со сторо-
ны входа воздуха
ОР—ось, проходящая через центр тяжести сечений; Н—
направление вращения вентилятора; #2=58 мм — радиус
упора шаблона; #1=56,5 мм — радиус окружности, прохо-
дящей через центр тяжести корневого сечения; #0=
—84 мм — верхний радиус шаблона; #=85 мм — радиус
вентилятора; Zj=26 мм — высота шаблона по радиусу;
Z2=26,3 мм—длина шаблона; Z3= 12,67 мм —расстояние от
центра тяжести лопатки до сечения радиуса #; А'о=
=2,525 мм — радиальный навал, Xi=4.15 мм—радиальный
навал лопатки; Х2=3. мм — радиальный навал; у=10° —
угол отклонения шаблона от радиального положения;
я л =5,63 мм — расстояние от центра тяжести до входной
кромки в сечении радиуса #2
263
3.12. Расчет собственных колебаний лопатки вентилятора
0 j *d г	о	1,965-10-4	X со см	125,3-10-4	X со со	720-10-4	1282-10-4	X со о	| 2819-10-4	т о с ю	4630-10-4	S	| 4,274 I —	| 1,568
*	о	т о со о сч	X со со	149-10-4	436-10-4	985-10-4	1880-10-4	| 3200-10-4	1 4980-10-4	о	10000-10-4 |	
w z	о	0,01445	о	0,1221	0,209	0,314	0,434	| 0,566	| 0,706	0,852	1 1	
zfe/^V)	о	СО о со	со со	16,048	27,477	41,267	57,012	|	74,299	|	92,717	111,8641	131,3604 |	
S°l (%) /												
s/*v 901 (*) J	о	1,898	о 00 ю со	5,074	6,355	7,435	8,310	| 8,977	О	9,7061	0	| 9,7902 |	—
xf SOI п-г(*-1) = = 7		0,897	сО о	0,692	0,589	0,491	0,384	| 0,283	| 0,181	О© о о		
901 г(* — I)	—	0,81	0,64	0,49	0,36	0,25	0,16	О	0,04	о	о	
CJ/XJ	—<	0,945	0,890	0,841	0,786	0,731	0,682	0,621	0,565	0,517	37	| 0,463 |	—
x[/a[	—	801'1	1,24	1,412	1,635	1,965	2,40	3,14		8,41 I		
zW ‘</401	0,725	ю со СО	0,645	0,610	0,570	0,530	0,495	0,450 |	0,410 1	0,375 |	0,335 !	
0* ,X[ 801	0,0127	0,01145	0,01025	600'0	0,00775	0,00645	0,00530	0,00403 |	0,0028 1	ю г И о	0,00034 |	
X	О	г	1	04	сО о	о	ю	СО	о	со	о	1,0 1	
264
3.9.10.	Расчет постановки лопатки вентилятора
Расчет начинается с построения лопатки вентилятора со сторо-
ны входа воздуха (рис. 3 41). Значения величин, указанных на
рис. 3.41, вносятся в табл. 3.13 и определяются остальные и конеч-
ные величины, т. е. напряжения оСп и окр в спинке и кромке ло-
патки вентилятора.
Рис 3.42. Зависимость напряже-
ний Осп и Окр в спинке и в кром-
ке от радиального навала Х-2 ло-
патки вентилятора при скорости
вращения «>=27000 об/мин
По результатам расчета строится зависимость напряжения оСп
и оКр от радиального навала Х2 лопатки вентилятора (рис. 3.42).
Оптимальная постановка лопатки возможна только при Хо—
= 2,95 мм.
3.9.11.	Расчет допустимой неуравновешенности ротора
турбохолодильника
По представленной на рис. 3.43 динамической схеме ротора тур-
бохолодильника и по данным расчета критического числа оборотов
производится определение допустимой неуравновешенности ротора
турбохолодильника. Последовательность расчета представлена в
табл. 3.14.
Как видно из расчета пп. 14 .. . 17 табл. 3.14 допускаемые не-
уравновешенности получены Д1,=0,04254-10-4 Н-м и Д2/=0,04606Х
X Ю~4 Н-м, а приняты для данного турбохолодильника Д]=Д2=
= 0,02-10-4 Н-м, т. е. более чем в два раза ниже допускаемой.
3.9.12.	Определение критической частоты вращения ротора
Для определения критической частоты вращения ротора массу
его принимают Gp= 1,4416 кг, модуль упругости £ = 2,06- 1011 Н/м^.
При построении многоугольников А и Б сил G и Q и диаграмм из-
гибающих моментов и прогибов вала (рис. 3.44 и рис. 3.45) прини-
мались следующие масштабы.
265
-100 пп
Й К П
266
3.13. Определение постановки лопатки
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Радиус окружно- сти, проходящей че- рез центр тяжести корневого сечения	R1	м	См. рис. 3.41	5,65-10—2
2	Радиус упора шаб- лона		м	Принят	5,8-10-2
3	Расстояние от цент- ра тяжести до вход- ной кромки в сечении Rz	аа	м	См. рис. 3.41	0,563-10-2
4	Высота шаблона по радиусу	h	м	Принята	2,6.10-2
5	Радиальный навал		ы	*0 =	0,2525-10-2
6	Радиальный навал лопатки	*1	м	См. рис. 3.41	0,415-10-2
7	Угол отклонения шаблона от радиаль- ного положения	Y	о	Принят	10°
8	Верхний	радиус шаблона		м	7?0 = -^2 + Л	8,4-10-2
9	Длина шаблона	h	м	12 ~ V Rq— (Т?2 sin Y)2 — — R cos у	2,63-10-2
10	Радиальный навал	Х2	м	Х-2 = l2 sin у — A"i + Xo	0,2945-10-2
11	Расстояние от цент- ра тяжести лопатки до сечения Rz	h	м	См. рис. 3.41	1,267-10-2
12	Момент инерции сечения R2	^min	М4	См. расчет профиля рис. 3.40	0,012-10-8
13	Наибольшее рас- стояние от центра тяжести до кромки сечения R2	^кр	м	См. рис. 3.41	0,36-10-2
267
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
14	Наибольшее рассто- яние от центра тяже- сти до спинки сече- ния Т?2	^сп	м	См. рис. 3.41	0,26-10-2
15	Момент сопротив- ления	кр	м3	^кр ~ ^mln/^кр	0,0333-10-6
16	Момент сопротив- ления	1Гсп	м3	1Гсп = / mln/^cn	0,0462-10-6
17	Угол	установки профиля	Т	о	См. рис. 3.25	20°32'
18	Вспомогательная величина	COS<p	—	Из таблиц	0,99
19	Центробежная си- ла лопатки (прибли- женно)	с*	н	Из расчета диска осево- го вентилятора рис. 3.39 и 3.40	23,5-106
20	Вспомогательная величина	^кр	кг/м3	,	CRi cos у/3 Кр~ +	1890-106
21	В сп о мога те льна я величина	Гс'п	кг/м3	,	CRi cos yZ3 cn~ li (Ri + 4) U7cn	170-106
22	Радиальный навал	*2	м	Принят	3-°’1.1o-3
23	Рабочее напряжение в спинке (максималь- ное)	асп	Н/м2	См. рис. 3.42	34,3-106
24	Рабочее напряжение в кромке (максималь- ное)	°кр	Н/м2	To же	34,5-106
3.14. Расчет допустимой неуравновешенности ротора турбохолодильника
№ n/n	Параметры	Обозна- чение	О Размер- ность	Определение	Величина
1	Величины реакций в опорах	Р1	Н	Из расчета крити- ческой	частоты вращения ротора	6,65
2		^2	н		7,5
268
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Определение	Величина
3	Величины расстояний		м	См. рис. 3.43	30-Ю-з
4		а-2	м		28-Ю-з
5		1	м		81-Ю-з
6		а	м		139-Ю-з
7	Коэффициент уравно- вешенности для опоры /	А		К\ =0,26 НА	2,28
8	Вспомогательная вели- чина	N	об/мин	/V = п/100	250
9	Допустимая неуравно- вешенность в площади опоры А	М	Нм	К? М = 5Ю-— №	0,0424-10-4
10	Коэффициент уравно- вешенности для опоры В	К2	—	3 К2 = О,26/А	2,38
II	Допускаемая неурав- новешенность в площади опоры В	А42	Нм	Л42 = 510-^/№	0,0462-10-4
12	Вспомогательные вели- чины	^'1	Нм	А1' = /И' а'/а	0,00916-10-4
13		м'	Нм	М'2 = М^а^/а	0,0093-10-4
14	Допускаемая неурав- новешенность в плоскос- ти диска вентилятора	д;	Нм	= ЯД + М’2—Л1^	0,04254-10-4
15	Допускаемая неурав- новешенность в плоскос- сти диска турбины	Д2	Нм	д/ = Л42+ AIj — М2	0,04606-10-4
16	Допускаемые неурав- новешенности	Д1	Нм	Принята	0,02-10-4
17		Д2	Нм	Принята	0,02-10-4
Масштаб длин в 1 см 0,5 см, масштаб сил в 1 см 1 Н, масштаб
изгибающих моментов в 1 см 2,5- 10 4 Нм2, масштаб фиктивных сил
в 1 см 2 • 10“6, масштаб прогибов в 1 см 10 5 см.
Расчет критической частоты вращения ротора дан в табл. 3.15.
269
3. 15. Определение критической частоты вращения ротора
№ уча- стка	Z-102	Д-102	G-102	У-108	S-106	Q=~109 cJ	Г-IO?	ОГ-109	СО О ст X,	Хо-102
	м		Н	м4	Нм2		м	Нм	Нм2	м
1	0,85	0,85	34,5	0,0245	8	155,8	6,9	238	1640	—
2	2,2	1,4	526,8	0,18	1021	2700	4,3	2263	9740	1,04
3	1,75	1,45	60,7	0,2075	2135	4905	1,28	77,6	993	0,276
4	0,45	1,5	12,2	0,2375	857	1721	0,21	2,56	0,539	0,0608
5	0,55	1,5	13,56	0,2375	ИЗО	2270	0,19	2,575	0,489	0,00045
6	1,9	1,9	42,2	0,61	3970	3100	0,9	38	34,2	0,079
7	3,2	1,9	74	0,61	6,625	5160	1,52	112,5	171	—0,0348
8	1,9	1.9	42,2	0,61	3600	2805	0,83	35	29	—0,0296
9	0,55	1,5	13,56	0,2375	960	1925	0,2	2,71	0,542	—0,00525
10	0,45	1,5	12,2	0,2375	700	1405	0,18	2,195	0,395	—0,0608
11	1,75	1,45	60,7	0,2075	1600	3675	1,13	68,5	77,4	—0,312
12	1,7	1,4	512	0,18	250	661	3,19	1635	5200	-0,388
13	1,55	0,85	37	0,0245	6	116,7	5,12	189,5	970	—
По данным, полученным в табл. 3.15, критическая частота вра-
щения
30 1/ £'SGr_ 30 т/9,81-4667,14-10—9 _
л V ^\GY2 —3,14 ’	18856,56-10-16
47100 об/мин,
т. е. более 25000 об/мин, следовательно надежность вала высокая.
3.10.	РАСЧЕТ ОСЕВОГО ДВУХСТУПЕНЧАТОГО ТУРБОХОЛОДИЛЬНИКА
Для расчета осевого двухступенчатого одновенечного турбохо-
лодильника примем следующие данные.
Абсолютное давление воздуха на входе в турбохолодильник
равно 0,0853 МПа; температура воздуха на входе равна 100° С; рас-
ход воздуха через турбохолодильник равен 170 кг/ч; абсолютное
давление на выходе из турбохолодильника равно 0,0137 МПа. Ос-
тальные величины принимаются или определяются по ходу рас-
чета.
3.10.1.	Газодинамический расчет одновенечного
двухступенчатого холодильного колеса
Газодинамический расчет одновенечного двухступенчатого холо-
дильного колеса представлен по аналогии с предыдущими расче-
тами (табл. 3.16 и рис. 3.46 . .. рис. 3.50).
270
I ступень
Рис. 3.46. Треугольники скоростей первой и второй ступеней:
₽1K=₽SK—конструктивный угол входа; ₽i, ₽s—углы входа потока в сту-
пени в относительном движении; Рг=Р4—углы выхода потока в относи-
тельном движении из ступеней; Ch, сс3^-углы выхода потока из сопел;
щ, си—углы выхода потока из колеса в абсолютном движении;	с3—
абсолютная скорость на выходе из сопел; с2, с4—абсолютная скорость
на выходе из ступеней; Ciu—окружная составляющая абсолютной ско-
рости на входе в колесо I ступени; с3г.—окружная составляющая аб-
солютной скорости из сопел II ступени; с2и, с^и—окружная составля-
ющая абсолютной скорости на выходе из ступеней; с1а—осевая сос-
тавляющая абсолютной скорости на входе в колесо I ступени; с3а—
осевая составляющая абсолютной скорости на выходе из сопел II сту-
пени; и—окружная скорость колеса на среднем диаметре dcp—98,2 мм;
Wi—используемая относительная скорость на входе в колесо I ступени;
Wi'—относительная скорость на входе в колесо I ступени; w
уд -Удар-
ная составляющая относительной скорости; и/3— используемая относи-
тельная скорость на входе во II ступень; w3'—относительная скорость
воздуха на входе во II ступень; —ударная составляющая относи-
тельной скорости; —относительная скорость на выходе из колеса
I ступени; W4—относительная скорость на выходе из II ступени
2
Рис. 3.47. Профиль соплового аппарата:
2=20—общее число сопел; г1=8—число сопел I ступени; 2ц-
=12—число сопел II ступени; а1к=14°—конструктивный угол
сопла; rfCp=98,2 мм — средний диаметр колеса; /=/6=0,654;
b—шаг сопловых каналов по дуге окружности
Рис. 3.48 Профиль лопаток турбины:
2Л =37—число лопаток; 01к = 36°—принят конструк-
тивный угол входа лопаток; ^ср=98,2 мм — сред-
ний диаметр колеса; /=/6=0,694; 6—шаг каналов
по дуге окружности
272
Рис. 3.49. Колесо турбины
Рис. 3.50. Проточная часть турбохэ-
лодильника
273
3.16. Газодинамический расчет одновенечного двухступенчатого холодильного колеса
№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение		Величина
1	Расход воздуха через турби- ну	Сза.т	кг/ч	Задан		170
2		G1	кг/с	G1 = G4/3600		0,0472
3	Давление воздуха перед вход- ным патрубком турбины	Poi	МПа	Задано		0,0853
4	Температура воздуха на входе в турбину	T’oi	К	То же		373
5	Давление воздуха за выход- ным патрубком турбины	А	МПа	Принято		0,0137
6	Коэффицпнет потери давле- ния во входном патрубке	?вх	—	Принят		0,98
7	Давление воздуха перед соп- лами I ступени	Poi	МПа	Al = ?вхА1		0,0835
8	Коэффициент потери давле- ния в выходном патрубке	?вых	—	Принят		0,97
9	Давление воздуха на выхо- де из лопаток турбины	А	МПа	Р*к = Р4/?вых		0,01415
10	Располагаемый перепад всей турбины г	ЛТ'ал •	К	ад — ^01	1 — 1	- \А-11 \ Pot /	151,5°
						
И	Располагаемый перепад I ступени турбины		К	Принят		73°
12	Вспомогательные величины		—	Г ,	, ft-i" ^01J	T’oi	0,1957
13		Ai А	—	Из таблиц		2,147
14	Давление на выходе из лопа- ток 1 ступени турбины	Р2	МПа	Ai р? — А1/А		0,0397
15	Частота вращения ротора турбины	п	об/мин	Принято		35000
16	Адиабатическая скорость ис- течения воздуха в I ступени турбины		м/с	4= 44,8		384
17	Вспомогательная величина	u/cL	—	Принята		0,468
18	Окружная скорость диска турбины па среднем диаметре	и	м/с	« = с1ди/сал		180
19	Средний диаметр рабочего колеса 1 ступени	^ср!	м	d'pl = 60«/лп		0,0982
20	Статическое давление на вы- ходе из сопел I ступени	Р\	МПа	Принято		0,0423
		 п					эодолжение
№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение	Величина
21	Газодинамическая функция	л(М	—	л Си) = Р1/Ро1	0,503
22	Газодинамические функции	ht	—	Из таблиц	1,034
23 24			—		0,9985
		тСи)	—		0,8212
25	Коэффициент скорости со- пел I и II ступеней		—	Принят	0,93
26	Абсолютная приведенная скорость на выходе из сопел I ступени	К	—•	X - ?СХН	0,963
27	Газодинамические функции	ЯМ		Из таблиц	0,9984
28		7Г(Х1)	—		0,5557
29		t(Xj)	—		0,8455
30	Критическая скорость на вы- ходе из сопел I ступени	* а1	м/с	= 18,3/7^	354
31	Абсолютная скорость на вы- ходе из сопел I ступени	С1	м/с	Ci = (ZjXi	341
32	Конструктивный угол сопла	«1к	О	Принят	14°
33	Вспомогательные величины	sin а1к	—	Из таблиц	0,242
34		cos а1к	—		0,971
35		tgaiK	—		0,2495
36	Вспомогательная величина	а'	—	0,258	1,004
				d	— Г I \— / Pl \K / J _l Pl I K \ Pol / V	\ Poi '	
37	Вспомогательная величина	sin «j	—	sin ai = a sin ац<	0,242
38	Угол выхода потока из со- пел		—	Из таблиц	14°
39	Вспомогательные величины	COS (Il	—	Из таблиц	0,971
					0,2495
40		tgai	—		
41	Окружная составляющая аб- солютной скорости на входе в рабочее колесо I ступени	clu	м/с	Clu = ci cos ai	331
278		Продолжение					
	№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение.	Величина
	42J	Осевая составляющая абсо- лютной скорости на входе в ра- бочее колесо I ступени	С1а	м/с	Cia = С1 sin at	82,5
	43	Окружная	составляющая относительной скорости	wlu	м/с	«Ои = Сщ —ZZ	151
	44	Угол входа потока в I сту- пень в относительном движе- нии	₽1	о	Pi = arctg-^2-	28°38'
	45	Конструктивный угол входа рабочих лопаток	31К	о	Принят	36°
	46	Угол атаки I ступени	Д₽1	о	д₽' = Р1К-31	7°22'
	47	Относительная скорость на входе в рабочее колесо I сту- пени		м/с	'	с1а W-, =	 sin pi	172
	48	Используемая относитель- ная скорость на входе в рабо- чее колесо I ступени	W1	м/с	cos Д131	171
	49	Ударная составляющая от- носительной скорости	Чл	м/с	= w[ sin Др1	22,1
					
50	Потери на удар	Д7ул	к	Д7'уд = (ВД’д)2/200б	0,243
51	Степень парциальности I ступени	ео	—	Принята	0,3
52	Относительная утечка воз- духа через зазоры	аз	—	Принята по предварительному расчету	0,05
53	Полное давление перед рабо- чими лопатками I ступени	T’oi	МПа	pm = pi/л (м)	0,0758
54	Входная площадь лопаток I ступени	F1 1 вх	М2	,	(1—-rfg) G1 вх	0,396pgj sin a\q (Xj)	11,7-10-4
55	Наружный диаметр лопаток рабочего колеса	di	м	1 / 9	2^вх rfl -- у acp + I г	ЛБд	0,110
56	Внутренний диаметр лопаток рабочего колеса	di	м	1 /	9	2f BX d2~ V	«ej	0,0846 	
57	Внутренний диаметр лопаток рабочего колеса	di	м	Принят	0,083
58	Площадь сопел I ступени в критическом сечении	Fx ежр	м2	I	G'/Tb c>Kp	O,396-poi?(W^	2,81-10-4
59	Средний диаметр сопел I ступени	rfcp.c	м	Принят	0,0982
№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение			Величина
60	Наружный диаметр сопел I ступени	Д?1С	м	„ -1А , 2Г*Р-е rflc~ V ^+TO’sina1K			0,110
61	Внутренний диаметр сопел I ступени	o'2 с	м	Л, -= У Г	ЛЕд Sin (Z1K			0,0847
62	Адиабатический температур- ный перепад на лопатках I сту- пени		к	А7'ол=Л	к-1- i-HK L	\ Р1 /	_		5,5
63	Степень реактивности I сту- пени	Q1	—	Q1 = at’Vat’L			0,0761
64	Коэффициент скорости для лопаток турбины	Ф	—	Принят			0,85
65	Относительная скорость на выходе из рабочего колеса I ступени		м/с	w2 = ф }/"те'1+2ОО6Д7'ол			171
66	Температура торможения в относительном движении	7" 01а,	К	й1— wi T’fli - 2006 ’ Ли®—Ти®			330,5
67	Критическая скорость в отно- сительном движении на выхо- де из рабочего колеса I сту- пени 	< _	 _ ..	*2	м/с	*2 = 18,3^7^; ^=*2			333
				1			
68	Приведенная относительная скорость на входе в рабочее колесо I ступени	^•Iw	—	Х1® =			
69	Приведенная относительная скорость на выходе из рабочего колеса I ступени		—	*2® =			0,513
70 71 72	Газодинамические функции	<7(?'2то)	—	Из таблиц			0,7234
			—				0,8547
		Т(^2та)	—				0,956
73	Статическая температура воздуха на выходе из I ступе- ни	т2	к	Т2 = Т02и/С (T-2w)			316°
74	Удельный объем на выходе из I ступени	v2	м3/кг	У2 = Т2Я/Р2-1О4			2,28
75	Наружный диаметр рабоче- го колеса на выходе	а'1	м				0,110
76	Высота рабочей лопатки на выходе из рабочего колеса	h	м	Принята по предварительному расчету			0,0135
77	Угол выхода потока в отно- сительном движении из I сту- пени	₽2	О	Принят			29°
282
				Продолжение	
№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение	Величина
78	Абсолютная скорость на вы- ходе из I ступени	«2	м/с	с2 = К ®2 + “ср — 2®2“ср cos р2	88,4
79	Угол выхода потока из ко- леса I ступени в абсолютном движении	«2	О	а2 = + arcsin«cp sin р2/с2	109"48'
80	Окружная составляющая аб- солютной скорости на выходе из I ступени	«2и	м/с	= ^2 COS С&2	3,0
81	Температурный перепад I ступени	ДТ'ш,	К	,	“ср (С1иср — С2иср) Ол~	1003	54
82	Радиальный зазор между корпусом и бандажом	Вб	м	См. рис. 3.50	0,129.10-3
83	Коэффициент утечки воздуха через радиальный зазор	а	—	Принят	0,02
84	Коэффициент кинематичес- кой вязкости	\	М2/С	Из таблиц	18-10- 6
85	Число Рейнольдса	Re	—	Re = a?n/60v	31,4-104
86	Коэффициент сопротивления	X	—	Х = 0,043/Re°’2	3,4-Ю-з
						
87	Ширина бандажа	6б	м	Принята		0,014
88	Разность между шириной обода диска и лопаток	Лд	м	Принята		0,002
89	Вспомогательная величина	9	—	О' =		7,55
90	Вспомогательная величина	а	—	Принята		1,2
91	Потери в I ступени на тре- ние	AX’1 тр	к	ДТ'р = 29,4аХ (1 + -у)43,96б + X (dep — Ь + 3,9Д6)]	(1-т)х 3 	1 F2 G1	0,7
92	Радиальный зазор в уплотне- нии между диском и корпусом		м	Рис. 3.49 и 3.50		0,31-Ю—з
93	Коэффициент утечки воздуха через уплотнения	«з	—	Принят		0,08
94	Суммарная утечка	«е	—	ае = аб + а3		0,1
95	Температура воздуха на вы- ходе из лопаток	Л>2	к	Т’ог= T’oi— ^1л		319
96	Температура воздуха на вы- ходе из I ступени		к	j	agT1 ц1 + (1 — ав Т'см	1	~ 1 — аз	Ли	321,9
to
co					Продолжение	
	№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение	Величина
	97	Потери от утечки в I ступе- ни	АРут	к	Р£м - Ро2 = АРут	3,9
	98	Температура воздуха на вы- ходе из I ступени	Pfl2	к	ТП2 = Рем + ДРут + АР’В	322,8
	99	Действительный температур- ный перепад I ступени	Д7 I	к	АР1 = Pol — Pfl2	50,2
	100	Коэффициент полезного дей- ствия [ ступени	Г.1	—	’l^AP’/APL	0,688
	101	Мощность I ступени	ЛП	кВт	Л^' = AP'G(1 —а3)	2,25
	102	Критическая скорость возду- ха на выходе из I ступени	* а2	м/с	«2= 18,31/7^	329
	103	Приведенная скорость на выходе из 1 ступени	*2	—	Х2 = С2/Я2	0,269
	104 105 106 i	Газодинамические функции	л(Хг) Т(Х2)		Из таблиц — 1	0,4116 0,9584 0,9880
	107	Полное давление на выходе из 1 ступени	Р02	МПа	Р02 — Pi/n (Х2)	0,0414
	108	Статическая температура на выходе из I ступени	Ту	К	Ту — Ро2т (^г)	319
	109	Выходная площадь лопаток 1 ступени		м2	,	С'(1-ае)УрГ2 ^ПЬ|Х 0,396# (Х2) р0-2 sin ct2	12,33.10--4
	110	Диаметр втулки рабочего ко- леса на выходе	гВЫХ	м	/	4F1 1 / ,9	вых <* = 1/ df- , к	Г	ЛЕ	0,083
	111	Высота рабочей лопатки на выходе (для проверки приня- той)	h	м	d\ — ь- 2	13,5-10 з
	112	Коэффициент потерн давле- ния в промежуточном пат- рубке		—	Принят	0,93
	113	Полное давление на входе во II ступень	Роз	МПа	РОЗ = ®прР02	0,0385
	114	Температура торможения на входе во II ступень	Роз	К	Роз = Pfl2 (принята)	322,8
	115	Относительная утечка возду- ха за диск турбины	ац	—	Принята	0,085
285	116	Коэффициент утечки возду- ха между бандажом и корпу- сом	аб	—	»	0,02
							
№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение			Величина
117	Располагаемый температур- ный перепад II ступени		К	Д7’ад = 7’03	, к—1- 1 - (—к \ Рпя/		80,5
118	Давление за соплами II сту- пени	Рз	МПа	Принята			0,01534
119	Конструктивный угол сопла II ступени	а'	О	Принят			14
120 121 122 123	Газодинамические функции	~(Ы	—	Из таблиц			0,3983
		^3/	—				1,178
		<7(^з<)	—				
							0,9628
			—				0,7687
124	Расход воздуха через лопат- ки II ступени	G’1	кг/с	Ъ II •—1 ч о	(1 “«л” «б)		0,0426
125	Приведенная действительная скорость на выходе из сопел II ступени	^3	—	^з = ?сХз<			1,096
287						
	126 127 128	Газодинамические функции	?(*з)	—	Из таблиц	0,989
			*(*з)	—		0,4575
			Т’(^з)	—		0,7998
	129	Вспомогательная величина	ап	—	..	0,258 а1 — "	1	х —;—		 — /	к-1 [л(Ы]к И 1-[л(Х3/)]к	1,035
	130	Вспомогательная величина	sin ag	—	sin = a11 sin а3	0,25
	131	Угол выхода потока из сопел II ступени	«3	о	Из таблиц	14°28'
	132	Вспомогательная величина	cos аз	—	Из таблиц	0,969
	133	Критическая скорость на вы- ходе из сопел II ступени	* а3	м/с	а* = 18,3/7^	330
	134	Абсолютная скорость на вы- ходе из сопел II ступени	сз	м/с	сз = а3Хз	362
	135	Осевая составляющая абсо- лютной скорости на выходе из сопел II ступени	С За	м/с	«За = сз sin а3	90,2
288	Продолжение					
	№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение	Величина
	136	Окружная составляющая аб- солютной скорости на выходе из сопел II ступени	ЙЗИ	м/с	Сзи = Сз cos а3	350
	137	Осевая составляющая отно- сительной скорости на входе в рабочее колесо II ступени	®3й	м/с	®3и = С3и — и	170
	138	Угол входа потока в относи- тельном движении	₽3	о	Рз = arctg (Сза/^зн)	28°
	139	Угол атаки	дрп	О	Д₽П = ?1К-₽3	8°
	140	Относительная скорость воз- духа на входе во II ступень	®3	м/с	= Сза/sin ₽3	192
	141	Используемая относительная скорость на входе во II ступень		м/с	w3 = w's cos Др11	190
	142	Ударная составляющая отно- сительной скорости	“’Зул	м/с	®3уд = sin Д₽н	26,8
	143	Потери на удар во II ступе- ни		к	*4д=4.v2006	0,36
	144	Полное давление перед ло- патками II ступени	Роз	МПа	Роз = Рз/п (*з)	0,0330
145	Входная площадь лопаток II ступени	F11 1 их	м2	гп_	Д'1 ^03 0, ЗЭбрфз q (Х3) sin а3	24,7' 4
146	Площадь, ометасмая лопат- ками на входе в рабочее ко- лесо	F ом	М2	_ Я Г ом-	4	41,2-10 «
147	Степень парциальности II сту- пени		—	el1 — F11 /Р е0 — * вх/ * ом	0,6
148	Общая степень парциалыю- стп соплового аппарата по двум ступеням	ги		Еп ~ е0 + е(7	0,9
149	Статическая температура за соплами II ступени	Рз	к	Рз Т’одТ (X,.)	258
150	Площадь в критическом се- чении II ступени		м2	С, (1-а2)/7^ кр'с‘ 0,396Л,;,^(Хз)^	5,62-10 -4
151	Адиабатический температур- ный перепад па лопатках II ступени		К	ДР” = Тз [1 —	5,94
152	Степень реактивности II сту- пени	0”	—	s" -	0,071
153	Угол выхода потока в отно- сительном движении из II сту- пени		О		29°
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение	Величина
154	Относительная скорость на выходе из II ступени	W4	м/с	w4 = ^V w2s+ Q11 (44,8 у Д7'ал)2	186
155	Температура торможения в относительном движении на входе во II ступень	т оз w	К	С2 — Гозто — 7 оз — 9nnR , ГОз — TWw zUUO	277
155	Критическая скорость на вы- ходе из II ступени в относи- тельном движении	%	м/с	^4 — 18,371Q4Zy	305
157	Приведенная скорость в отно- сительном движении на выходе из II ступени	^4w	—	^4w = ^4.?^4	0,61
158	Газодинамические функции		—	Из таблиц	0,8198
159		^(^4w)	—		0,7992
160		Тл (^4w)	—		0,9380
161	Статическая температура на выходе из II ступени	Га	к	7 4 — Т04щ/Т 0^41!))	260
162	Удельный объем на выходе из 11 ступени	Уа	м3/кг	Va = RTaKpa-W)	5,3
		1				
	163	Осевая составляющая отно- сительной скорости на выходе из II ступени	™аА	м/с	®С4 = ®4 Sin ₽4	90
О *	164	Окружная составляющая от- носительной скорости на вы- ходе из II ступени	™Аи	м/с	®4u ~ WA COS ₽4	163
	165	Окружная составляющая аб- солютной скорости на выходе из II ступени		м/с	с4и ” ^4zz —	-17
	166	Угол выхода потока из II ступени в абсолютном движе- нии	«4	О	, wAa а4 = arctg	 сАи	79°18'
	167	Абсолютная скорость на вы- ходе из II ступени	с4	м/с	Са — ®4fl/sin а4	91,5
	168	Температурный перепад на 11 ступени		К	л г11 -	— сАи) 11 Ол ‘ ’	1003	60
	169	Температура на выходе из лопаток II ступени		К	^04 = 7’оЗ ~ А'^0л	262,8
291	170	Потери на трение во II сту- пени	АТ’.'р	К	Д7’” = 29,4аХ | fl	Гз,9^ + L\ v 1 /IV	1	/ п	1	0,292
to CO					Продолжение	
Ю	№ п/п	Параметры	Обозначе- ние	Раз- мер- ность	Определение	Величина
	171	Температура смеси на выхо- де из II ступени	У11 1 см	к	Т’см = Т03аИ + Ти (1 — а'о~ ag) + T0oag	268,85
	172	Потери от утечки во II сту- пени	АТут	к	= т”м — TOi	6,05
	173	Суммарные потери	2ДЛ,	к	v Д7'н = = ДТу., +- A7',p + ДТДд	6,702
	174	Температура воздуха на вы- ходе пз 11 ступени	7"04	к	Л)4 = 7"см + АГуд Д7’Тр	269,5
	175	Действительный температур- ный перепад II ступени	ДТП	к	АГ11 = 7-пз - Ги4	53,3
	176	Коэффициент полезного дей- ствия 11 ступени	7]П	—	и	ЛГ11 1	Д7'ад	0,662
	177	Мощность II ступени	ЛП1	кВт	№’ = Д7'11С”	2,27
	178	Общая мощность турбины	N,	кВт	V, _-дД + №'	4,52
	179	Температурный перепад всей турбины	st	К	Д7’ = = ДУ1 + ДТ11	10.3,5
	180	Коэффициент полезного дей- ствия турбины	Т)т	—	Д7’ т‘т ST ад	0,683
	1				J
181	Механический коэффициент полезного действия турбины	Нм	—	Принят	0,98
182	Мощностной коэффициент по- лезного действия турбины	П	—	7] — ’^т'Пм	0,67
183	Вспомогательная величина	xl	—	х1 = U/C^	0,468
184	Число групп сопел I ступени		—	Принято	1
185	Относительный лопаточный КПД I ступени	Пол	—	I АГК ^0л	А 7*1 7 ад	0,74
186	Относительная потеря в I ступени	I С*	—	1	b'tcp	ITT d—0,11 „	. * Кр.с/^1П	0,0054
187	Вспомогательная величина		—	п_	МсР Ха 44,8/ДГ»	0,45
188	Относительный лопаточный КПД II ступени	„II ^0л	—	Пол = ДТ-^/АТ”	0,745
189	Число групп сопел II сту- пени	zn”	—	Принято	1
190	Относительная потеря во II ступени	•	Ч	—	..II _ л И	...I m'1 v1 £к —0,11 „II . .	Иолт ха FKp.c/SItl «Зк	0,0024
191	Коэффициент полезного дей- ствия турбины с учетом потерь по 186 и 190	п*	—		0,66
192	Температурный перепад тур- бины с учетом потерь по 186, 190	ST*	к	АГ* = ДТ’ддТ]*	100
Продолжение
Величина	ю	О о	12,6-10 4	Ьр	0,05	т о т-Ч to СП Г—'	58,3	0,075	44,2-10-4	54,6
Определение	* < ъ + 01 ъ II * <	Принят	.а X 04 £С •Q £ 11 X я U.	о о с ь, U, v О ч 11 X	Принят	OJ & £ II	С П fc. U. СО § II	Принят	04 Я К II X г я	RT4Gu СВЫХ	«	-1 пл Равных ‘ Ю
Раз- мер- ность	кВт	S	oi S	м/с		04 S	м/с		О1	м/с
Обозначе- ние	N*	X е 43	х сС	X	&	ь?	с	X и Ча	^вых	X ё
Параметры	Полезная мощность турбины	Диаметр входного патрубка	Площадь сечения входного патрубка			Скорость воздуха во входном патрубке	Диаметр	промежуточного патрубка	Площадь сечения промежу- точного патрубка	Скорость воздуха в проме- жуточном патрубке	। Диаметр выходного патрубка	Площадь сечения выходного патрубка	1 Скорость воздуха в выходном патрубке
№ п/л	193	194	195	961	197	861	199	с_, О1	8	О б>1
294
3.10.2.	Расчет на прочность диска и бандажа
холодильного осевого колеса
Для холодильных колес часто применяют алюминиевые сплавы.
Плотность материала рассчитываемого колеса р=2750 кг/м3; коэф-
фициент Пуассона у'=0,33. Площадь среднего сечения лопатки
F = 0,36  10м2; радиус центра тяжести лопатки гл = 0,091 м; объем
одной лопатки Кл=0,45- 10 е м3; наружный радиус колеса rR=
= 0,04175 м; ширина обода колеса &д = 0,012 м; число лопаток
Рис. 3.51. Схема разбивки осевой
турбины на участки к расчету
прочность
на
гл=37. Угловая скорость вращения колеса со = лп/ЗО = 367О 1/с.
Вспомогательные величины, входящие в расчет на прочность
Pi ——- qw2—15,5 • 109 Н/м2 и ₽2=J-+^eco2=9,26-lO9 Н/м2.
о	8
Напряжения щ—щг + КсГгп и 6t=<Oti +	Контурная нагрузка
от лопаток без учета бандажа о0 = со2Ул -еглгл/2лгдЬд=9,63- 10е Н/м2.
На рис. 3.51 показана схема разбивки холодильного колеса на
участки, а в табл. 3.17 дан расчет напряжений в холодильном ко-
лесе.
Напряжения определяют по следующим уравнениям:
при вращении без бандажа tr, =<rri+Kicrrn.
при вращении с напрессованным стальным бандажом а,-п=
— Щ г + KzGrii-
при напрессованном стальном бандаже оГ'Л
Откуда
>11-
96,3 — 217 с
— 6,02,
°гП
°г П
О
кя=-
52,1
—217 ^5 49
52,2
— — = —2,28.
®rii 52,2
Расчет на прочность турбины дан в табл. 3.18, а на рис. 3.52—
зависимость напряжений о от радиуса колеса.
295
296
3.17. Расчет напряжений в осевой турбине
№ сечения	ем О м	О см м2	ю 1 О см Н/	s-OI -г^Й см	ем О м	+ е	—< 1 е 45II ее -	s +1 10-5. Л = —j-	см 7 V (1 » ‘О I 2 II	«Г 1 II <Z) to о Н/м-	II ю 1 о	т II п* ю I О	ь «э II ю О 1“<
I	0,475	0,226	3,60	2,07	1,6	0,524			3,60	3,60	0	—
									0	98	0	—
II	0,85	0,725	11,20	6,72			3,6	0	3,60	3,60	-7,62	-4,00
					1,05		49	17,7	3,14	66,6	31,4	16,4
III	1,75	3,06	47,5	28,3		0,235	0,93	0,31	0,62	1,25	-46,8	-11,0
					0,85		59,9	2,84	57,0	62,7	57,0	13,5
IV	2,4	5,76	89,1	53,4		-0,105	-6,4	2,16	8,54	-4,23	-80,7	8,43
					0,95		68,8	-1,77	70,6	67,0	70,6	-7,45
V	2,75	7,58	117,6	69,2		0,32	7,7	-7,06	14,8	0,69	-103,0	-33,0
					0,72		65,6	1,86	63,7	67,4	63,7	20,4
VI	3,4	11,6	179,2	107,8		-0,4	-14,2	2,55	-16,8	-11.7	-194	77,4
					1,2		72,0	—3,27	82,3	76,0	82,3	-33,0
VII	4,175	17,4	269	161,3			28,4	-24,8	53,1	3,53	-217	—
							57.2	5,2	52,0	62,5	52,0	1 —
Продолжение
№ сечения	10-5.	— V13r	СП- 2 "н т о	ь + JI оэ LO	+ JI ю О	со + N "и 7- 1О О	со 1 см "и °? ю 1 о	Без бандажа		С бандажом		При нлпрессовке	
							О	tT to i о	10-5-	и о	'°-s-0I	10-5-^
	Н/м2											
I	-	1,52	3,60	3,60	3,60	0	0	592	0	536	0	224
		98	0	98	49	49						
II	-1,33	-3,12	-0,40	2,28	0,93	1,33	181	398	165	362	-72	-152
	5,4	66,7	47,7	72,0	60,0	12,2						
III	—3,63	-27,0	-10,4	-2,35	-6,37	4,04	296	350	266	318	— 130	-143
	4,4	62,7	70,4	67,1	68,8	-3,33						
IV	2,75	-57,6	17,0	-1,47	7,75	-9,2	344	345	298	310	-161	- 153
	-2,55	67,0	63,2	68,0	65,6	2,45						
V	-10,9	-68,6	-18,2	—10,2	-14,2	3,97	280	338	247	302	— 145	-154
	5,78	67,4	84,0	74,2	79,0	-4,95						
VI	2,55	-119,5	60,7	-13,8	28,4	-37,3	301	338	258	297	-188	-174
	-10,8	75,8	49,4	65,0	57,2	7,84						
VII	—	-158,0					96,3	218	68,6	185	-119	-142
	—	62,4										
298
3.18. Расчет на прочность осевой одновенечной турбины
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Угловая скорость ротора	со	1/С	См. начало расчета на прочность диска	3670
2	Напряжения на наружной поверхности диска	аг д	Н/м2	См. табл. 3.17	96,3-105
3		д	Н/м2		218-105
4	Модуль упругости диска		Н/м2	Из таблиц	0,686-1011
5	Перемещение наружной поверхности диска	и*	мкм	t'-=5VII(3( -УЛд)-Ц/Лд	11,3
6	Центробежная сила лопатки	сл	н	Сл=^лТлГ	820
7	Напряжение в лопатке при свободном вращении		Н/м2	СЛ “ Сл/Fл	227-105
8	Удлинение лопатки при свободном враще- нии	ия	мкм	ил «0,5ал/л- 104/£д	2,15
9	Материал бандажа	—	—	Принят	сталь Х18
10	Плотность	Об	кг/м3	Из таблиц	7750
11	Модуль упругости	Ев	Н/м2		2,06-104
12	Коэффициент Пуассона	V6	—		0,3
13	Коэффициент линейного расширения	а			11-10-6
	1		1		
14	Наружный радиус бандажа	Еа	м	Рис, 3.49 » »	5,65-10-2
15	Внутренний радиус бандажа	Rl	м		5,5-10-2
16	Ширина бандажа	bf>	м		1,3-10-2
17 18	Напряжение на внутренней расточке бан- дажа при свободном вращении	° г б	Н/м2		0
					
		б	Н/м2		3250-105
19	Перемещение внутренней расточки бан- дажа при свободном вращении	с/б	мкм	/7б =“<Г/б'1О4 Е	87
20	Минимальный требуемый натяг (радиаль- ный)	дг	мкм	Ьг = и6-иг = ил	73,55
21	Натяги, принятые при конструировании (радиальные)	Amin	мкм	Лопатки П (система отверстия) бандаж Пр23а (система вала)	83,5
22		Атах	мкм		118
23	Вспомогательные величины	т	—	= (Лд/Л/)2	1,055
24		/1	—	т + 1 1 т — 1	37,3
25	Вспомогательные величины ог1=—217 • 105 <тгц=52,2  105	ь	—	ffrII	1,2
26		с	—	Ef, с =	 Лд	3
27		1	—	Высота лопатки	1,3
зоо	д	301
Продолжение
№ п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
28	158 • 105	А	Н/м2	Л=—— ®2/?г [т (3+v6)+l — v6] — 4 g Y6 1	I	i\	'•VH ~C~ — ®2Z2	-Су X g	\	3 / X [”h —+(b — v^) од]	2790-105
29 30 31	аш=62,4  105 Оо=96,3  105	сц	—	ai = f + v6	37,6
		а2	—	a2 = 2п/йб/глЛл	0,8
		аз	—	аз = ЬЪ(Ь — уд)/£д	0,94
32	Контактное усилие между бандажом и лопаткой при вращении	Ра	Н/м2	p _		^4 a Ri (ti+c (a2+a3)	37,7.105
33 34	Напряжения на внутренней расточке бан- дажа при вращении	"Гб	Н/м2	ar6 = — Pa	-37,7-105
		at б	Н/м2	<Чб=Т^ “>2#i	(3+v6) (l-v6)] + /Pa 4/t	4720-105
35	Напряжение у корня лопатки при вра- щении	"л	Н/м2	Yh	rVH	„ 2я/?,6б эл-  “2	9	 1 a p „ g	&	* Л ‘ Л	111-105
36	Контурная нагрузка на диск при враще- нии	д	Н/м2	P л^л 2пгУп-^	96,6-105
					
37	Усилие запрессовки	Р'а	Н/м2	р-	Ащах^б	 а Ri [cci-l-c (a2+rf3)]	103-105
38	Напряжения на внутренней расточке бан- дажа при запрессовке	<б	Н/м2	<6 =-Р'а	-103
39		<б	Н/м2	<6 = fvP'a	3840 105
40	Напряжение в лопатке при запрессовке		Н/М2	'f ал ~~ Ра 2 р	-348-105
41	Контурная нагрузка на диск при запрес- совке	агл	Н/м2	г 	 г Р Л^Л °л 2лгуц*д	-148-105
"42	Напряжения на наружной поверхности бандажа	_н ° г б	Н/м2	—	0
143		ГН Ct б	Н/м2	а/б~л “2Д-[(1 'V6)+3+v6]+2pa 4 g	т.—1	4540-105
44	Деформация наружной поверхности бан- дажа при вращении	^б	мкм	fr6=^-(«?6-^;6)io4	125
45	Напояжения на наружной поверхности бандажа при запрессовке	<6	Н/м2	—	0
46			Н/М2		3640-105
47	Деформация наружной поверхности бан- дажа при запрессовке	и'б	мкм	73 б	100
48	Перемещение наружной поверхности бан- дажа при вращении	дб	мкм	Д6 = С7б-£7'6	25
Продолжение
302
3.11.	РАСЧЕТ РАДИАЛЬНО-ОСЕВОГО ТУРБОХОЛОДИЛЬНИКА
3.11.1.	Газодинамический расчет радиально-осевой турбины
Рассмотрим пример расчета радиально-осевого турбохолодиль-
ника. Условия для расчета и сам расчет представлены в таблицах.
Рис. 3.54. Проточная часть
радиально-осевого турбо-
холодильника
Рис. 3.55. Профиль сопловой лопатки
(теоретический)
Газодинамический расчет радиально-осевой турбины приведен а
табл. 3.19 и па рис. 3.53 ... рис. 3.57, а также в табл. 3.20 и
рис. 3.57.
303'
3.19. Газодинамический расчет радиально-осевой турбины
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
1	Давление на входе в турбину	Poi	МПа	Задано	0,0765
2	Температура на входе в турбину		К	Задано	293
3	Давление за турбиной	Р2	МПа	Задано	0,0245
4	Коэффициент потерь на входе в тур- бину	твх	—	Принято	0,97
5	Давление на входе в сопловой аппа- рат	T’oi	МПа	?вх • All	0.0742
6	Коэффициент потерь на выходе из тур- бины	Фвых	—	Принято	0,97
7	Давление за колесом турбины	Р<2	МПа	Pfz/?BHX	0,0253
8	Степень расширения в проточной ча- сти турбины	'е'	—	Ро\! Р'>	2,935
9	Газодинамические функции	Пт	—	Ч*-’	0,341
10		и.;	—•	/(Л)	0,7354
11		i-<		1 — т'т	0,2646
	1	1	1	1	
12	Адиабатный перепад в проточной час- ти		к	7-01(1 - г')	77,5
13	Мощность компрессора		кВт	Из расчета компрессора	2,54
14 1 ।	Механический КПД	’Gmox	—	Принято	0,9
! 15	Мощность турбины	NT	кВт	Т^к/^ех	2,7
16	Степень расширения в турбине	Е	—	P0\lP2	3,122
17	Газодин а мические фу нкцип	П	—	1/е	0,3205
18		т	—	/(Л)	0,7225
19	Адиабатный перепад температур в турбине	ад	к	Тт (1 - г)	81,2
20	КПД турбины	Чт	—	Принято	0,7
21	Расход воздуха через турбину	@т.с	кг/с		0,0476
		^т.е.к		Принято	0,0497
22	п Расход воздуха через турбину	г	кг/ч	б'т.е.к 3600	179
23	Приведенный расход воздуха	m		G-r 1 7-01/(98, Ipoi)	40
306
Продолжение					
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
24	Частота вращения ротора	п	об/мин	Из расчета компрессора	54000
25	Наружный диаметр колеса	d\	м	Принято	0,08
26	Окружная скорость на входе в колесо	«1	м/с	nrfi и/60	226
27	Критическая скорость в соплах	а01	м/с	18,3/7^	313
28	Степень реактивности турбины	Q	—	Принято	0,4
29	Адиабатический перепад температур в соплах	ад.с	к	С-б)^ал	46,5
30	Адиабатический перепад температур в лопатках	А^ад.л	к	^ал	31
31	Адиабатическая скорость на выходе из сопел	С1 ад	м/с	44,8 /ДТ’ад.с	305,5
32	Угол выхода потока из сопел	СИ	К	Задано	20°
33	Тригонометрические функции угла 	sinai	—	Из таблиц	0,342
34		созсц	—	Из таблиц	0,9397
307		_______				
	35	Коэффициент потерь в соплах		—	Принято	0,95
	36	Скорость воздуха на выходе из сопел	С1	м/с	С1ал?с	290,5
	37	Радиальная составляющая скорости выхода	С if	м/с	Cl sill «1	99,3
	38	Окружная составляющая скорости вы- хода	С la	м/с	Ci cos ai	272,9
	39	Вспомогательные величины	Cfl	—	Clr/“1	0,4395
	40		Hl	—	С1„/И1	1,207
	41	Окружная составляющая относитель- ной скорости на входе в колесо	®1а	м/с	cla — M1	46,9
	42	Относительная скорость на входе в ко- лесо	W]	м/с	+ “'al	109,8
	43	Вспомогательная величина	tg Pl	—	Clr/Wla	2,119
	44	Угол входа потока на рабочие лопатки	₽1	о	Из таблиц	64°42'
	45	Приведенная скорость на выходе из сопла	^1	—	Ci/aOi	0,928
80S
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
46	Газодинамические функции	t(ki)	—	Из таблиц	0,8565
47		л(Х1)	—	Из таблиц	0,5814
48		9(4)	—	Из таблиц	0,9937
49	Теоретическая приведенная скорость на выходе из сопел	ч	—	Ч/?с	0,977
50	Газодинамические функции ,	л (Xi/)	—	Из таблиц	0,5453
51		q (XiO	—	Из таблиц	0,9993
52	Давление воздуха иа выходе из сопел	pi	МПа	(^/)	0,0404
53	Температура потока перед рабочим колесом	Ti	К	T’ci'6 (М)	251
54	Плотность воздуха на входе в рабочее колесо	Si	кг/м3	Pl/RTl	0,561
55	Полное давление воздуха на выходе из соплового аппарата	ч Pfn	МПа	pi!л (Xt)	0,069
56	Относительная утечка в турбине	CtyT		Принято	0,015
1					
57	Расход воздуха через лопатки турбины		кг/с	Gr.c (1 - <*)	0,04895
58	Входная площадь рабочих лопаток	Л	м2	Ол /7Ъ 0,ЗЭб/?^^ (Xi) sin <Xi	8,76-10—4
59	Высота рабочей лопатки на входе	h	M	F\!nd\	3,495.10-3
60	Конструктивная высота рабочей ло- патки на входе	llK	M	Принято	3,7.10-з
61	Наружный диаметр колеса на выходе		M	Принято	0,048
62	Диаметр втулки колеса	^RT	M	Принято	0,018
63	Средний диаметр на выходе	rf’cp	M	]/	0,0365
64	Площадь колеса на выходе	^2	M2		0,001555
65	Средняя скорость на выходе из колеса	“2cp	м/с	лоГ2ср«/6О	103,2
66	Относительная теоретическая скорость на выходе из колеса	1П2/ cp	м/с	у 1^+2006Д7\+<4Р““1	183,2
67.	Коэффициент потерь в рабочих ло- патках			—	Принято	0,83
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерность	Способ определения	Величина
68	Относительная скорость на выходе из колеса	W2cp	м/с	Wcp'P	152
69	Угол выхода потока в относительном движении		fhep	0	Принято	33
70	Тригонометрические функции	sin ₽2ср	—	Пз таблиц	0,5446
71					
		COsf^cp	__	Из таблиц	0,8387
72	Температура торможения в относитель- ном движении на входе	T’oi w	к	71 + 2006	257,03
73	Критическая скорость в относительном движении на входе	У®	м/с	18,ЗУ 7’01да	293,1
74	Приведенная скорость на входе в от- носительном движении	^1до	—	®1/*01®	0,3745
75	Газодинамическая функция	^/^1до	—	Из таблиц	0,9766
76	Температура торможения в относи- тельном движении на выходе	Tq2 w	к	2	2 „	И1-И2ср 01“'	2006	236,83
77	Температура потока в относительном движении на входе	T 1®	к		251
				1	
78	Критическая скорость в относительном движении на выходе	^02®	м/с	18,3 i/~ Т qo до	281,5
79	Приведенная скорость в относительном движении на выходе	^2и>		^зер/^сй®	0,5395
80 81	Газодинамические функции	т(Х2®)	—	Из таблиц	0,9515
			—	Из таблиц	0,5049
82	Температура потока в относительном движении на выходе	Т 2®	к	Т'о2®т (Х2®)	225,5
83	Угол выхода потока из колеса в абсо- лютном движении	<х2	0	1 arctg «2 с tg	— W2 sin ₽2	73"40'
84 85	Тригонометрические функции	sin СХ2	—	Из таблиц	0,9596
		cos ао	—	Из таблиц	0,2811
86	Газодинамическая функция	Мс2	—	М (Х2то) sin 32 sin Ct2	0,2868
87	Скорость звука за колесом	Л2	м/с	20,1	301,5
88	Абсолютная скорость на выходе из турбины	С2ср	м/с	/Ис2а2	86,4
b3						-	—		Пподолжение										
	№ п'п		Параметры	Обозначение		Размерность,		Способ определения		Величина	
	89		Перепад температур в проточной час- ти		ЬТ'		К		C\U\ cos ctp -i- с21 /2 cos а2 1003		63,9	
	90		Лопаточный КПД турбины	'Л.топ		—		ДГ'/Д^д		0,826	
	91		Полная температура за колесом	Т’й		к		Дд-ДТ’'		229,1	
	92		Критическая скорость на выходе	а02		м/с		18,3 /т72		276,9	
	93		Приведенная скорость в абсолютном движении на выходе	1-2		—		с2ер/а02		0,3125	
	94		Газодинамнческие функции	4^2)		—		Из таблиц		0,9837	
	95			л(Х2)		—		Из таблиц		0,9442	
	96			9(^2)		—		№ таблиц		0,4732	
	97		Полное давление за рабочим колесом	Р02		МПа		(^2)		0,0268	
	98		Площадь колеса на выходе			м2		Сл КЛиДО,396^02- 104X Х?(Х2) sin а2]		0,00151	
	99		Коэффициент расхода в соплах	Р*с		—		Принято		0,98	
со с*з			1								
		100	Площадь сопел в критическом сечении		^КР-С		М2		Gr.e) 7’oi/p,396jP'19(X1)!xr]	2,9-10-4	
		101	Диаметр соплового аппарата на выхо- де				м		Принято	0,0815	
		102	Высота сопла		zc		м		^кр.с/(я^с sin 41)	3,315-Ю-з	
					*СК				Принято	3,3-10 -з	
		103	Количество сопловых каналов		Zc		—		Принято	37	
		104	Ширина горла сопла		CL p		м		F кр.сДс^с	2,37-10-3	
		105	Шаг сопловых каналов по дуге окруж- ности		t		м		n,d/zc	6,919-Ю-з	
		106	Средняя температура потока в отно- сительном движении		T IS) cp		к		T\w + Tjw 2	238,25	
		107	Динамическая вязкость воздуха		P-(Gi cp)		Нс/м2		Из таблиц	1,54-10-3	
		108	Плотность воздуха на выходе из колоса		0'2		кг/м3		Рг/ЯТ’г	0,386	
		109	Средняя плотность воздуха в ра- бочем колесе		Qcp		кг/м3		01 + 0г 2	0,4635	
					—		.			 .	Пподолжение					
	№ п/п	Параметры	Обозначение	Размерност	ь1	Способ определения	"	р Величина
	110	Кинематическая вязкость воздуха	V	м2/С	.u-(^wcp)/Qcp	332.10-5
	111	Число Рейнольдса	Re	—	0,105r2n/v	273000
	112	Коэффициент сопротивления вращаю- щегося диска		—	0,0622 Re-0’2	0,0051
	113	Мощность трения	N Тр	кВт	0,77-10—sc^QnSrj	0,0296
	114	Потери на трение	АТ’тр	к	^тр/^л	0,6
	115	Утечка через зазор между лопатками и корпусом	аут	%	Принято	5
	116	Температура смеси за колесом	^"см	К	(1 — аут) Tq2 + ЯутТ01	231,55
					!			1	-			
117		Потери от утечек	ДТу,	к	Тем — Л)2	2,45
118		Суммарные потери	SAT пот	к	А71 тр + АГут	3,06
119		Действительный перепад температур	ьт	к	Д7' — У Д7'„от	60,85
120		Мощность турбины	Nr	кВт	ПлДТ	2,97
121		Адиабатная скорость в ступени	сад	м/с	44,8Кдт7д	403,5
122		Вспомогательная величина	м1/сад	—	м1/сад	0,558
123		кпд	'<1	—	AZ/AT ад	0,752
124		Температура торможения за ступенью	Т’сй г	к	Т01 - АТ	232,15
125		Температура торможения за ступенью	С)2 Д	°C	—	-40,9 	
315
3.20. Координаты профиля лопатки радиально-осевой турбины
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	И	12	13
ЮЗ.ВМ	17,43	17,3	17,1	16,9	16,7	16,5	16,3	16	15,8	15,5	15,3	15	14,65	14,38
	0	15	30	45	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
103. Нм	11,43	59,55	9,0	8,63	8,2	7,17	6,37	5,71	5,1	4,65	4,23	3,83	3,48	3,11
Продолжение
¥в	14	15	16	17	18	19	20
юз-вц	14,05	13,7	13,3	12,9	12,43	11,95	11,4
	11	12	13	14	15	16	17
ЮЗ-Нм	2,83	2,48	2,2	1,91	1,63	1,4	1,14
Продолжение
	21	22	22D30'	22°45'	23°	23°15'	23°22'
ЮЗ-Вм	10,7	9,84	9,23	8,92	8,57	8	6
О	18	19	20	21	22	22	—
103-Нм	0,885	0,657	- 0,456	0,257	0,086	0	—
3.11.2.	Газодинамический расчет центробежного компрессора
Газодинамический расчет центробежного компрессора приведен
в табл. 3.21 и на рис. 3.58 и 3.59.
3.11.3.	Профилирование колеса компрессора
Построим линии спинки лопатки ВНА в периферийном цилинд-
рическом сечении. Для этого спинку лопатки ВНА в периферийном
сечении на Di = 0,044 м (рис. 3.58) очерчиваем параболой. Для па-
раболы с большим входным углом ([ji~40°) и малыми углами рас-
ширения геометрические входные углы, определенные по спинке и
по средней линии, принимаем одинаковыми. Угол |3i на диаметре D-t
принимаем равным 36°. /Максимальный угол расширения на диа-
метре D{ принимаем в первом приближении 0=10°. Тогда макси-
мальная длина параболы вдоль оси колеса
_ 0,324^-6)
t пах г», f l.	о ’
2tg £4 tg 6max 2
где и — шаг лопаток на диаметре £>р, б — толщина лопатки на
диаметре D\.
316
Рис. 3.58. Проточная часть центро-
бежного компрессора:
£>i—внешний диаметр колеса на входе воз-
духа; £>вт—диаметр втулки колеса на вхо-
де воздуха; О2—наружный диаметр колеса;
Оз—диаметр диффузора; Dn—внутренний
диаметр первого участка диффузора; O3i—
внешний диаметр первого участка диффу-
зора; D-22—внутренний диаметр второго
участка диффузора; О32—внешний диаметр
второго участка диффузора; О23—внутрен-
ний диаметр третьего участка диффузора;
О3з—внешний диаметр третьего участка
диффузора; Отл—внутренний диаметр
улитки компрессора; h2—высота лопатки иа
выходе воздуха из колеса; h*—высота ло-
патки диффузора. Проходные сечения улит-
ки при 6=30° F=0,85 см2, далее соответст-
венно при: 60°—1,65 см2; 90°—2,5; 120°—3,3;
150°—4,1; 180°—4,9; 210°—5,6; 240°—6.5; 270°-
7,4; 300°—8,2; 330°—9 и 360°—9,8
Рис. 3.59. Проточная часть колеса
компрессора
317
3.21. Газодинамический расчет центробежного компрессора
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Полное давление на входе в комп- рессор	* Ро	МПа	Задано	0,1013
2	Температура торможения на входе в компрессор	То	К	Задано	288
3	Степень повышения давления в компрессоре		—	Задано	1,22
4	Весовой расход воздуха	(1	кг/ч	Задано	306
5	Весовой расход воздуха	Gc	кг/с	G/3600	0,0349
6	Потребляемая мощность		кВт	Задано	2,68
7	Плотность воздуха на входе по полным параметрам	* So	кг /м3	Po-lOWo	1,225
&	Полный адиабатический напор ком- прессора	Л ад	Дж/к г	Sr 1 1 ЙЭ О * HI 1 t—1	17050
9	Частота вращения компрессора	п	об/мин	Задано	45500
10	Наружный диаметр колеса комп- рессора	Di	м	Задано	0,080

( И	Окружная скорость на диаметре £>2	и2	м/с		190
12	Коэффициент адиабатического на- пора	Л ад	—	Лад/И2	0,48
13	Температурный	адиабатический КПД компрессора	* Чад	—	Принято	0,55
14	Коэффициент стеснения потока на входе	^01	—	Принято	1,03
15	Коэффициент сохранения полного давления во входном устройстве	^вх^нна	—	Принято	0,98
16	Коэффициент скорости	<р	—	Принят	1,06
17	Относительный диаметр входа	51	—	Принят	0,55
18	Внешний диаметр входа колеса	Di	M	D^D\	0.044
19	Относительный диаметр втулки	d	—	Принят	0,545
20	Диаметр втулки колеса на входе	DBT	M	dD,	0,024
21	Площадь колеса на входе	Fi	м2		1,068.10-3
22	Окружная скорость на диаметре Dt	U1	м/с		104,5
319
Co О		 	—-—							 		 Пподол женпе					
	№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность	Способ определения	Величина
	23	Окружная составляющая абсолют- ной скорости на входе	с\и	м/с	МцперФпрМгпер =	0
	24	Средний диаметр входа колеса	С>1ср	м		0,0354
	25	Окружная скорость па диаметре „р '	^1ср	м/с	И2-О1ср/О2	84,1
	26	Газодинамические функции	Ч (.^аср)	—	GzKOy 0,3965/?q1 04/7 i<JBXaHHa	0,346
	27		^дср	—	По та 6 лице	0,224
	28	Осевая составляющая абсолютной скорости на среднем диаметре	Слср	м/с	Мгср^кр	69,5
	29	Газодинамические функции	Мер	—	/•о ср	0,224
	30					
			т (Мер)	—	По таблице	0,9916
	31	Статическая температура на входе в колесо	Ту	к	13 (*1ср)	286
					J	
I1	505	32	32	Газолина мпчсская функция	Л(Мер)	—	По таблице	0,9710
	33	Статическое давление на входе в колесо	Р1	МПа	Л (Мер) Ро^вх^нна	0,0965
	34	Газодинамическая функция	е (Мер)	—	По таблице	0,9792
	35	Плотность воздуха на входе в ко- лесо	Q1	КГ/М3	6 (^-кр) Уо’вх’ина	1,175
	36	Газодинамическая функция	Мд	—	'Маср	0,237
	37	Осевая составляющая абсолютной скорости на диаметре Di	С 1а	м/с	Мйакр	73,5
	38	Относительная скорость на диамет- ре Dt	W1	м/с	V сУа + “1	127,7
	39	Полная температура в относитель- ном движении на входе в колесо	7*	К	* а1 1 + 2012	293,4
	40	Газодинамическая функция		—	18,ЗУ Т*	0,406
	41	Тригонометрическая функция	tg 31	—	С1а/«1	0,703
	42	Угол направления вектора относи- тельной скорости на входе в колесо па диаметре Dy	31	о	arctg₽i	35 °8'
№ п/п	|	Параметры	Обозначение	Размер- ность	1 Способ определения	родолжение Величина
43	г 1 еометрический угол лопатки на диаметре Di	₽;	о	Принимаем	36°
44	Угол лопатки на диаметре Di	й	О	₽;-?1	52'
45	Относительная скорость потока на среднем диаметре 01ср	W1CP	м/с	У cLp + “1ср	109,1
46	Тригонометрическая функция	tg Зср	—	tfflcp/^lcp	0,827
47	Уголнаправления вектора относи- тельной скорости па диаметре Picp	Зср	о	arctg Pep	39=35'
48	Тригонометрическая функция	tg ₽ср	—	tg ₽!^1/Z)lcp	0,902
49	Геометрический угол лопатки на диаметре 01ср	₽ср	о	arctg Pep	42°
50	Угол атаки на диаметре £>1ср	гср	О	^cp ~ Pep	2°25'
51	Относительная расходная функция на входе	са ср	—	Cacp/Ulcp	0,827
52	Окружная скорость на диаметре Dm	й1вг	м/с	«2Г>вт/^2	57
					
53	Газодинамическая функция	в т	—	Z?i— Мд (Х1Д —Xacp) n п	0,207
54	Осевая составляющая абсолютной скорости на диаметре £)„т		м/с	^двт^кр	64,3
55	Относительная скорость на диамет- ре Опт		м/с	1/c2 + u2 v сдвг 1 “1в	85,93
56	Тригонометрическая функция	tg Зв г	—	^авт/и1вт	1,13
57	Угол направления вектора относи- тельной скорости на диаметре Овт	Рвт	D	arctg 3BT	48 30'
58	Тригономстричсская функция	tg ₽вт	—	tg^lMr	1,33
59	Геометрический угол лопатки на диаметре £)„т	Звт	0	arctg ₽'T	53° 3'
60	Угол атаки на диаметре ОВт	ВТ	0	Зпт — Злт	4° 33'
61	Коэффициент расхода компрессо- ра	q		G/etzzDo	3,1-10—3 	
62	Коэффициент быстроходности	ns	—	3,65/1 VQIh^	164
63	Геометрический угол лопатки на диаметре Dz	₽2	a	Принято	90
64	Коэффициент загромождения па диаметре £>3	№2	—	aP-2 — -S’k^cp	1,04
323
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность					 П Способ определения	эодолжение Величина
65	Средняя толщина лопатки на диамет- ре	Аср	м	Принято	0,8-10-3
66	Коэффициент стеснения потока на выходе	^Г9	—	Принято	1,05
67		^02’ ^-82	—	^8,^02	1,09
68	Число лопаток колеса	*2	—	Принято	14
69	Высота лопатки на выходе из ко- леса		м	Принято	3,6-Ю-з
70		^ад/<д	—	ад/^ад	0,868
71	Коэффициент уменьшения теоре- тического напора		—	Принято	0,84
72	Адиабатический КПД колеса	<2	—	Принято	0,79
73		^1исри1ср «2	—		0
74	Коэффициент адиабатического на- пора колеса	^ад2	—	^ад * "Лад	0,683
	1					
75	1 Повышение температуры торможе- ния в колосс	ДТ*	К	Над 4 <д /N02,5	31,3
76	Температура торможения за коле- сом	Л*	к	Tq+ дг*	319,3
77	Полный адиабатический напор ко- леса	Hat2	Дж/кг	— и2 /^ад2	~	24600
78	Степень повышения давления ко- леса	* я2	—	1	^ад2 . , 1й=”1 1	п7'*	1 \ й-1 '’°	/	1,333
79	Полное давление за колесом	* Р2	МПа	$ * я2/?0	0,135
80	Плотность воздуха за колесом по полным параметрам	* е2	кг/мЗ	/ylOW*	1,473
81	Площадь колеса на выходе	^21	м2	Л 7) 2/in	0,905-10 3
82	Плотность воздуха на выходе из колеса	б2	кг/м3	Принято	1,3
83	Радиальная составляющая абсо- лютной скорости за колесом	С2Г	м/с		78,5
84	Окружная составляющая абсолют- ной скорости на выходе из колеса при бесконечном числе лопаток	С Hl	м/с	— c2r Ctg Рг	190
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность	Способ определения	Величина
85	Окружная составляющая абсолют- ной скорости на выходе из колеса	С2«	м/с		159,6
86	Тригонометрическая функция	tg «2	—	Clr/Ciu.	0,492
87	Угол направления вектора скоро- сти за колесом в абсолютном движе- нии	И2	0	arctg а2	26°15'
88	Абсолютная скорость воздуха за колесом	С2	м/с	У с2г + сги	178
89	Тригонометрические функции	Х2	—	02/(18,3 / Гр	0,545
90		13(^2)	—	По таблице	0,9505
91	Статическая температура воздуха за колесом	т2	к	Т (Х2)	303,5
92	Газодинамическая функция	л(Х2)	—	По таблице	0,8369
93	Статическое давление воздуха за колесом	Р2	МПа	Л (Х2) р*2	0,1131
94	Газодинамическая функция	е(Х2)	—	По таблице	0,8808
95	Плотность воздуха за колесом	02-	кг/мЗ	1 е (^-г) б2	1,297
96		с1г! Свср	—		1,13
97		®1ср/С2г	—		1,39
98	Относительная скорость потока на выходе из колеса	W2	м/с	Vс2г + (“2 - С2М)2	84,2
99		WKp/®2	—		1,3
100	Газодинамическая функция	Хг	—	-1	w~2 W2/18.3 у Ъ + ~	0,262
101		п п — 1	—	lg (Ai/TO/lg (Т’г/Т’)	2,8
102	Показатель политропы	п	—		— di е| 1 1 с	1,575
103	Потери в колесе		м	— 1 Л — 1/	359
104	Коэффициент трения диска	af	—	с,8г Га,	\	“2	/	0,028
105			—	106Ga f 7^g^Dyi2	2
327
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность		—			Пг Способ определения	одолжение Величина
106	Гидравлические потери в колесе	lR	м	2 дяк - к/«2/^	256
107	Коэффициент потерь в колесе	£	—	£/?2g ^1ср	0,420
108	Коэффициент сохранения полного давления в колесе 					о0—2	—	/	„0,286 *	к 3,5 1	п2 ЧалЗ	\	0,933
				\ „0,286 , ! -а*	/ \ Л2 — 1 -г Т)ад2 )	
109	Коэффициент сохранения полного давления в выходном устройстве	авых	—	•Tt^/ *^2	0,915
110	Коэффициент потерь выходного ус- тройства	СвЫХ	—	1 ^вых 0,61х|	0,47
111	Относительный диаметр диффузора	Рз р2	—	Принято	1,8
112	Диаметр диффузора	Р.З	м	£>3 £>2 -2-	0,144
ИЗ	Относительная высота лопатки диффузора	^3 р2	—	Принято	0,045
IM	Высота лопатки диффузора	А.з	м	С> to	3,6- Ю-з
115	Коэффициент трения в диффузоре	К'1 р	—	Принято	0,03
					
116	Коэффициент стеснения потока в диффузоре	Коз	—	Принято	1,05	'
117	I приближение Угол потока в диффузоре в абсо- лютном движении	«3	О	а3 = а2	26°15'
118	Внутренний диаметр 1-го участка диффузора	£>21	М	Од о2	0,080
119	Внешний диаметр 1-го участка диф- фузора	£>з1	м	Принято	0,100
120	Абсолютная скорость потока на выходе из 1-го участка диффузора	«31	м/с	с2^21/Аи	142,5
121	Длина 1-го участка диффузора	AZ1	м	Дз1 — Д21 sin С&2	0,0226
122	Тригонометрическая функция	sin «2	—	Из таблиц	0,442
123	Потери на 1-м участке диффузора	Нг\	Дж/кг	— Р- (с, + С31) Д/1 8g7i3V 2	3”	1225
124	Внутренний диаметр 2-го участка диффузора	D22	м	£>22 = £>31	0,100
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность	п Способ определения	родолжение Величина
125	Внешний диаметр 2-го участка диф- фузора	ч	£*32	м	Принято	0,120
126	Абсолютная скорость воздуха на выходе из 2-го участка	«32	м/с	«31^22/^32	119
127	Длина 2-го участка диффузора	д/2	м	/?32 — #22 SIH «2	0,0226
128	Потери на 2-м участке диффузора		Дж/кг	8<Л3 (сз1 + «з2)д;2	810
129	Внутренний диаметр 3-го участка диффузора	£*23	м	£*23 = О32	0,120
130	Внешний диаметр 3-го участка диф- фузора	£>33	м	Дзз = D3	0,144
131	Абсолютная скорость на выходе из 3-го участка диффузора	«зз	м/с	сч со со	99
132	Длина 3-го участка диффузора	Д/з	м	#33 — #23 sin «2	0,0271
133	Потери на 3-м участке диффузора	Нгз	Дж/кг	1Р /2	2 \ 8^7 (сз2 + «зз)д^з	674
134	Потерн в диффузоре	Я"'	Дж/кг	Z/ri + Нгз + Нг3	2710
	1				
135	Повышение статической температу- ры в диффузоре	ДТз	К	с2-с1	1 с2 с33 2012	1	10,9	\
136	Статическая температура за диф- фузором	Тз	К	Т2 + Д7'3	314,4
137		п п — 1	—	к Ъ 1 И £ 1 J 1 1 <4	2,635
138	Плотность воздуха за диффузором	бз	кг /м3	62 (Т'з/Т'г)"-1	1,377
139	Радиальная составляющая абсо- лютной скорости за диффузором	Сзг	м/с	GKg3 n,D3h3Q3	39,8 	
140		1/«34^3	с/м2	ХтрЯ q2 + g3	1 20	2	0,173
141	Окружная составляющая абсолют- ной скорости за диффузором	«34	м/с	С34#з/#з	80,5 	
142	Абсолютная скорость потока зг диффузором	«3	м/с	V «Зг + СМ	89,7
143	Угол выхода потока за диффузо ром в абсолютном движении	«3	0	arctg с3г/с3и	26°20'
					 Продолжение							
№ п/п	Параметры	Обозначение	Размер- ность	Способ определения			Величина
144	Средний угол выхода потока в диф- фузоре в абсолютном движении	Цср	0 «*•	«2 + аз 2			26°17'
145	Тригонометрическая функция	sin а’ср	—	Из таблиц			0,443
146	II приближение Длина 1-го участка диффузора	АЛ	М	7?31 — -^21 sin ссср			0,0226
147	Потери на 1-м участке диффузора	Wrl	Дж/кг	Zip		AZ1	1225
148	Длина 2-го участка диффузора		м	^32 ~ #22 sin ССср			0,0226
149	Потери на втором участке диффу- зора	/Уг2	Дж/кг	^тр , 8g'A3 *	Сз1 + сзг) д^2		810
150	Длина 3-го участка диффузора	д/3	м	#зз — #23 sin аср			0,0271
151	Потери на 3-м участке диффузора	/Лз	Дж/кг	8gA3	(сз22 + сзз	1 AZ,3	632
152	Потери в диффузоре	>>	Дж/кг	Н г\ “И Нг2 + Нгз			2665
153	Повышение статической температу- ры воздуха в диффузоре	АТз	К	' с2 —г2 с2 с3 2012			11J
	1	1						
154		п п + 1	—	со и < |	2,705	'
155	Статическая температура воздуха на выходе из диффузора	Т3	к	Т2 + Л7-3	315,2
156	Плотность воздуха на выходе из диффузора	Оз	кг/м3	1 62 (Гз/Т-г)"-1	1,385
157	Радиальная составляющая абсо- лютной скорости за диффузором	с 32	м/с	Сз sin ct3	39,5
158	Окружная составляющая абсолют- ной скорости за диффузором	СЗи	м/с	ез cos а'з	80,5
159		Хз	—	Со/18,3/Г*	0,274
160	Газодинамические функции	т(Хз)	—	Из таблиц	0,9875
161		л(Х3)	—	Из таблиц	0,9569
162	Статическое давление за диффузо- ром	Рз	М Па	Q3T3R	0,1252
163	Полное давление за диффузором	* Рз	М Па	Рз/л (Х3)	0,131
164	Коэффициент сохранения полного давления в диффузоре	«2-3	—	рУрз	0,97
j0j	Параметры	Обозначение ^ость'	Способ определения	Величина	165	Коэффициент потерь в диффузоре	;л	—	1—сг2_з	0,165 0,61	166	Диаметр выходного сечения улит-	Dyjl	мм	Принято	35 км компрессора	167	Коэффициент сохранения полного	<*ул	—	Принято	0,945 давления в улитке	168	Коэффициент потерь в улитке	£ул	—	1 — °ул	1,2 0,61Х|	169	Полное давление на выходе из	р*ых	МПа	Лз^ул	0,1922 компрессора	170	Степень повышения давления в	rt*	—	р*„	1,22 компрессоре		*— Л1Х	171	Мощность, потребляемая компрес-	7VK	кВт	(7*ых ~ 7^) С?	2,68 сором	172	Температурный	адиабатический	т]*д	—	/7ад	0,55 КПД компрессора	шот/т* iuz, / (у вых — J Q)
334
При числе лопаток г2=14 /1 = лП1/г2=3,14  0,044/14 = 0,00987 м.
При толщине лопатки по нормали т=0,0009 м 8 = m/sin Pi=0,0009/
0,5878=0,00153 м.
0,324  (9,87 — 1,53) 10~з n nQ1 Q
Следовательно хП1ЯУ= — ---:— -----------=0,0212 м.
тах 2-0,7265.0,0875
Параметр параболы jP=xmaxtg31=0,0154 м.
Принимаем длину /=Хшах- Координаты параболы и углы Pi в пери-
ферийном сечении даны в табл. 3.22.
3.22. Координаты параболы и входного угла pi в периферийном сечении
103-хп, м	0	2	4	6	8	10	12	14	16	18	21,2
106.м2	0	4	16	36	64	100	144	196	256	324	450
103-'«n= =*„/2д, м	0	0,13	0,52	1,168	2,08	3,25	4,68	6,37	8,3	10,52	14,6
№'=Р1хп	сю	7,7	3,85	2,57	1,93	1,54	1,284	1,1	0,963	0,856	0,7265
	90°	82°36'	75°26'	68°44'	62°37'	57°	52°5'	47°42'	43°55'	40°33'	36°
Толщину рассчитать и построить вогнутую сторону лопатки в
периферийном цилиндрическом сечении необходимо в следующей
последовательности.
Вогнутая поверхность лопатки в периферийном цилиндрическом
сечении строится с учетом принятого закона изменения толщины по
длине ВНА. Закон принят линейным как по радиусу, так и по осе-
вой длине. На передней кромке на диаметре Di толщина т1вх=
= 0,0009 м. Угол конусности вдоль оси во всех сечениях принимаем
ф = 2°15/ и вдоль радиуса <р'=1°. Тогда толщина в сечении на диа-
метре Di на стыке ВНА и диска niicT = miBx+/tgi|) = 0,0009+
+0,0212-0,0393 = 0,001735 м. На передней кромке у втулки /иВт.вх =
=m1BX+(£»1—DBT) tg<p'-0,5 = 0,0009+0,01-0,0175 = 0,001075 м. На
стыке с колесом на/)вт = 0,024 м. И2вт.ст = твт.вх+^ф = 0,001075+
+ 0,000835 = 0,00191 м.
В табл. 3.23 дан расчет толщин ВНА в зависимости от осевой
длины в периферийном и втулочном сечениях по формулам
tnix=mle^xtg^ и mE.r.x=mET.BX+xtg<p.
По полученным координатам параболы строят периферийное се-
чение спинки лопатки обычно в масштабе 10 : 1. По нормальным
толщинам (табл. 3.23) строится плавная линия вогнутой стенки
лопатки и средняя линия. Координаты этих линий периферийного
Цилиндрического сечения определяют графически. Координаты про-
филей лопаток колеса в периферийном сечении даны в табл. 3.24.
Координаты профиля лопатки ВНА во втулочном цилиндричес-
ком сечении рассчитывают в следующем порядке.
335
3.23. Расчет толщины лопатки в зависимости от осевой длины
в периферийном и втулочном сечениях
103-х, м	0	1,2	2,2	3,2	4,2	5,2	6,2	7,2	8,2	9,2	10,2
103-/п1Х1 м	0,9	0.947	0,986	1,026	1,065	1,104	1,144	1,183	1,222	1,262	1,3
1О3.ивг х м	1,075	1,117	1,153	1,196	1,235	1,274	1,314	1,353	1,392	1,432	1,47
103.x, м	11,2	12,2	13,2	14,2	15,2	16,2	17,2	18,2	19,2	20,2	21,2
10'-zzzlr, м	1,34	1,38	1,42	1,46	1,5	1,54	1,577	1,615	1,655	1,695	1,735
М	1,51	1,55	1,59	1,63	1,67	1,71	1,745	1,787	1,826	1,865	1,91
3.24. Координаты профилей лопаток колеса в периферийном сечении
3 со О	W ‘"’LrsOl	3 <7 о г—<	103-У1Кор, м	3 «О СО О »—<	10^’ Yвт.ср» м	3 в о В	3 о о Г—*	»—< Ы)	103(/—8), м	СМ
0	0	0,867	1,735	1,735	0,473	-0,480	1,425	оо	8,135	0
1	0,04	0,9	1,76	1,72	0,491	—0,4	1,52	15,4	8,15	0,0858
2	0,13	0,985	1,84	1,71	0,538	-0,35	1,55	7,7	8,16	0,0858
3	0,292	1,142	1,992	1,7	0,623	-0,33	1,58	5,14	8,17	0,086
4	0,52	1,365	2,21	1,69	0,745	-0,16	1,65	3,85	8,18	0,0861
5	0,82	1,66	2,5	1,68	0,900	0,05	1,75	3,08	8,19	0,0862
6	1,17	2,01	2,85	1,68	1,097	0,24	1,95	2,57	8,19	0,0862
7	1,59	2,42	3,26	1,67	1,32	0,45	2,15	2,2	8,20	0,0863
8	2,08	2,9	3,73	1,65	1,58	0,75	2,4	1,93	8,22	0,0863
9	2,63	3,45	4,28	1,65	1,88	1,05	2,7	1,71	8,22	0,0865
10	3,3	4,12	4,94	1,64	2,20	1,4	3,0	1,54	8,23	0,0866
11	3,95	4,76	5,58	1,63	2,6	1,8	3,4	1,4	8,24	0,0867
12	4,66	5,47	6,28	1,62	2,99	2,2	3,8	1,28	8,25	0,0868
13	5,5	6,31	7,12	1,62	3,44	2,7	4,20	1,18	8,25	0,0868
14	6,37	7,18	7,99	1,62	3,90	3,15	4,65	1,1	8,25	0,0868
15	7,39	8,2	9,01	1,62	4,45	3,7	5,2	1,025	8,25	0,0868
16	8,44	9,25	10,05	1,61	5,00	4,25	5,75	0,962	8,26	0,0870
17	9,4	10,2	11,01	1,61	5,57	4,85	6,3	0,905	8,26	0,087
18	10,55	11,35	12,15	1,6	6,2	5,50	6,9	0,855	8,27	0,0871
19	11,7	12,49	13,28	1,58	6,82	6,15	7,5	0,81	8,29	0,0872
20	13	13,78	14,55	1,55	7,52	6,85	8,15	0,77	8,32	0,0874
21,2	14,6	15,36	16,13	1,53	8,4	7.8	9	0,7265	8,34	0,0875
336
Исходя из свойств винтовой поверхности определяют координа-
ты средней линии втулочного сечения #вт.ср=#1ср'втЛ1.
За начало отсчета на всех радиусах принимается радиальная
линия, проходящая через точку пересечения средней линии пери-
ферийного сечения с плоскостью стыка. По координатам средней
линии и имеющимся толщинам также обычно в масштабе 10 : 1
строят втулочное сечение и снимают координаты спинки и вогну-
той стенки лопатки. Координаты профилей лопаток ВНА во втулоч-
ном цилиндрическом сечении даны в табл. 3.24.
Сделаем проверку углов расширения канала ВНА в периферий-
ном сечении.
Углы расширения полученного сечения канала на периферии
ВНА проверяют по уравнению tg Э/2 = (/—б)/2.v tg р' • 0,324.
Результаты даны в табл. 3.24.
Выполним пересчет на плоские сечения.
Определяем сечения лопатки в плоскостях, перпендикулярных
задней кромке лопатки, расположенных на расстояниях /?ш; = 0,02 м
и Аш.вт=0,014 м от плоскости, проходящей через ось колеса. Для
обеих сторон лопатки определяют центральные углы
Yicn=КюпЗбО/лГ),, у!кор=Y^рЗбО/лА»!,
Твт.сп = ^вт.сп360/л£)в1, Увт.кор = 360/лDmYв1.к„р.
Расчет дан в табл. 3.25.
3.25. Расчет центральных углов для обеих сторон лопатки
ч	w ‘пптЛеО1	1(НГ1Кор, М	,,э',аЛк01	1	вт,кор» м	7 leu	У1кор	й «о	7 вт.кор	совики
0	-0,867	0,867	-0,953	0,953	—2°15'	2°15'	—4°33'	4°33'	0,9993
1	-0,827	0,89	—0,873	1,05	—2°10'	2 “20'	—4°11'	5°	0,9994
2	—0,737	0,97	-0,823	1,08	—1°55'	2°31'	—3°55'	5 10'	0,9995
3	—0,575	1,125	—0,803	1,11	-Г30'	2°55'	—3°50'	5°20'	0,9997
4	-0,347	1,34	—0,633	1,18	—54'	3°30'	-3°1'	5°40'	0,9998
5	-0,047	1,63	-0,423	1,28	—7'	4°25'	-2°	6°6'	1
6	0,3	1,98	-0,233	1,48	47'	5°10'	-1°10'	7°4'	0,9999
7	0,72	2,39	-0,023	1,68	1°50'	6°12'	6'	8°	0,9995
8	1,21	2,86	0,277	1,93	3е 10'	7’28'	1°20'	9° 12'	0,9984
9	1,76	3,41	0,58	2,23	4°36'	8°54'	2°45'	10"40'	0,9968
10	2,43	4,07	0,93	2,53	6°20'	10е36'	4°27'	12°5'	0,994
и	3,08	4,71	1,33	2,93	8е	12°20'	6°20'	14°	0,9903
12	3,79	5,41	1,73	3,33	9°58'	14°6'	8°15'	15°54'	0,9850
13	4,63	6,25	2,23	3,73	12°5'	16°20'	10°40'	118°	0,9778
14	0,0	7,12	2,68	4,18	14°20'	18°30’	12°48'	20°	0,969
15	6,52	8,14	3,23	4,73	17°	21°12'	15°24'	22°36'	0,9563
16	7,57	9,18	3,78	5,28	19°40'	24°	18°	25°12'	0,9415
17	8,53	10,14	4,38	5,83	22°12'	26°24'	20°54'	27°48'	0,9259
18	9.68	11,28	5,03	6,43	25°12'	29е24'	24°	30‘42'	0,9048
19	10,83	12,41	5,68	7,03	28°12'	32'30'	27 °5'	33°30'	0,8813
20	12,13	13,68	6,38	7,68	31°36'	35е 42'	30°30'	36"40'	0,8517
21	13,73	15,26	7,33	8,53	35°48'	39°48'	35°	40°40'	0,8111
337
3.26. Расчет расстояния от точки в цилиндрическом сечении до плоскости,
проходящей через ось колеса и перпендикулярной задней кромке лопатки
W ‘x-eoi	О it О	cos7BT.cl,	О о	103./>lcu=e =/-iCosylcl„ м	II So, s < S £  Г" о S II Д	103’ Л]ГГ.С11> M	1(P  Лвт.КОр» M	sinyR1I	c .s' СЛ
0	0,9993	0,9969	0,9969	22	22	11,95	11,95	-0,039	0,039
1	0,9993	0,9973	0,9962	22	22	11,95	11,95	—0,038	0,041
2	0,9990	0,9977	0,996	22	22	11,98	11,95	—0,033	0,0436
3	0,9987	0,9978	0,9957	22	22	11,98	11,95	—0,026	0,05
4	0,998	0,9986	0,995	22	22	11,98	11,94	—0,016	0,061
5	0,997	0,9994	0,9943	22	22	11,99	11,94	0,0018	0,0768
6	0,996	0,9998	0,9923	22	21,9	11,99	H,9	0,014	0,09
7	0,9942	1	0.99	22	21,85	12	11,88	0,032	0,108
8	0,9915	0,9997	0,987	21,95	21,8	11,99	11,83	0,055	0,13
9	0,988	0,9989	0,9826	21,9	21,75	11,98	11,8	0,080	0,1547
10	0,9829	0,997	0,9778	21,85	21,6	11,95	11,73	0,11	0,184
11	0,977	0,9940	0,9703	21,8	21,5	11,93	11,65	0,139	0,214
12	0,9699	0,9896	0,9617	21,7	21,3	11,88	11,52	0,173	0,2436
13	0,9598	0,9827	0,951	21,55	21,1	11,8	11,4	0,209	0,282
14	0,9483	0,975	0,9397	21,4	20,8	11,7	11,26	0,248	0,317
15	0,9323	0,963	0,9232	21	20,5	11,55	11,1	0,292	0,3616
16	0,9135	0,951	0,9048	20,7	20,1	11.4	10,85	0,336	0,407
17	0,8957	0,9342	0,8846	20,4	19,7	11,2	10,6	0,378	0,4446
18	0,8712	0,9135	0,8599	19,9	19,15	10,95	10,3	0,426	0,4909
19	0,8434	0,8902	0,8339	19,4	18,55	10,7	10	0,473	0,5373
20	0,8121	0,8616	0,802	18,75	17,9	10,3	9,62	0,524	0,5835
21,2	0,7683	0,8192	0,7583	17,8	16,9	9,83	9,1	0,585	0,64
Расстояния от точки в цилиндрическом сечении до плоскости,
проходящей через ось колеса и перпендикулярной задней кромке
лопатки, определяют по уравнениям
Л1сп — ^"1 COS Ylcn> ^вт.сп-^"вг COS увт сп, Л1кор Z"j COSYiKop,
^вт.кор Гвт COS Увг.кор-
Расчет дан в табл. 3.26.
Расстояние от точки в цилиндрическом сечении до оси лопатки
f/lcn=^i sin У1СП, Z/lKop —^"1 sin Y1koP> Увт.св = -'"bt SIH Ybt.ch>
/
1/вГ.КОр ^вг Sin ВГ.КОР"
Расчет дан в табл. 3.27.
338
3.27. Расчет расстояния от точки в цилиндрическом сечении до оси лопатки
10'!-Х, М	S^n Унт	dojiv.uXuis		9 о	о о	?,^RT.KOp’ м	1_ - S g S 1	S 1 J sT	h UT.Cll), м
0	-0,079	0,079	-0,86	0,86	—0,95	0,95	0,09	10,05	8,05
1	—0,073	0,087	—0,84	0,9	—0,87	1,044	0,03	10,05	8,05
2	-0,068	0,09	—0,73	0,96	—0,815	1,08	0,085	10,02	8,02
3	-0,067	0,093	-0,57	1,1	—0,805	1,115	0,235	10,02	8,02
4	—0,052	0,099	-0,35	1,34	—0,625	1,19	0,275	10,02	8,02
5	—0,035	0,106	0,04	1,69	-0,42	1,27	0,46	10,01	8,01
6	-0,02	0,123	0,31	1,98	-0,24	1,48	0,55	10,01	8,01
7	-0,0017	0,139	0,7	2,38	—0,02	1,67	0,72	10	8
8	0,023	0,16	1,21	2,86	0,276	1,92	0,934	9,96	8,01
9	0,048	0,185	1,75	3,4	0,576	2,22	1,175	9,92	8,02
10	0,077	0,2096	2,42	4,05	0,925	2,52	1,495	9,9	8,05
И	0,11	0,242	3,06	4,72	1,32	2,9	1,74	9,87	8,07
12	0,143	0,274	3,8	5,35	1,72	3,29	2,08	9,82	8,12
13	0,185	0,309	4,6	6,22	2,22	3,71	2,38	9,75	8,2
14	0,2215	0,342	5,45	6,98	2,66	4,1	2,79	9,7	8,3
15	0,2656	0,384	6,42	7,93	3,18	4,6	3,24	9,45	8,45
16	0,309	0,426	7,4	8,95	3,71	5,11	3,69	9,3	8,6
17	0,357	0,4664	8,3	9,8	4,29	5,6	4,01	9,2	8,8
18	0,407	0,5105	9,4	10,8	4,88	6,13	4,52	8,95	9,05
19	0,456	0,552	10,4	11,8	5,47	6,53	4,93	8,7	9,3
20	0,5075	0,597	11,55	12,85	6,1	7,16	5,45	8,45	9,7
21,2	0,5736	0,651	12,9	14,1	6,88	7,8	6,02	7,97	10,17
Расстояние от точки в плоском сечении до оси лопатки
Уш1сп	1/вт.сп	| ^1С11~ ^1сп	‘^ВГ.СП 1	1	\ j	"вт.спЛ *^вт.сп
/	г | WlKOp —	-^вг.ко?	,	,	ч
Уш1кор	Увт.кор	^IKOP —	{	\,"Ш1	7‘ВТ .кор/’
		“ "вт.кор
/ У ш.вг.сп //вт.сп	1 .	»• «: я л * Н	Н п ГЗ S л 5? Е я 1 я н л
	Л1си —	
У ш.вт.кор ^/вт.кор	| 1^'lKOp ~~ Л1КО? ~	-^вт.кор	.	ч {	v^m.BT '^вт.кор/1
		“ "ВТ.кор
Расчет дан в табл. 3.28.
339
3.28. Расчет расстояния от точки в плоском сечении до оси лопатки
w ‘X'gOl	о н о	9 g s Т	। д и s’!	1 —< о fT	1 Ю" ’ $nib Кор’ М	а ч •а = s'?	и <(<1озгхн^	 —'•“"’i/koi	о '£ 2 s	О X О S
0	-0,88	-0,07	10,05	8,05	0,894	2,05	2,05	-0,93	0,936
1	—0,845	-0,14	10,05	8,05	0,93	2,05	2,05	-0,87	1,016
2	-0,745	-0,12	10,05	8,05	0,98	2,02	2,05	—0,798	1,05
3	—0,615	-0,015	10,05	8,05	1,1	2,02	2,05	—0,757	1,118
4	—0,405	0,15	10,06	8,06	1,31	2,02	2,06	—0,57	1,22
5	—0,05	0,42	10,06	8,06	1,607	2,01	2,06	-0,33	1,356
6	0,2	0.5	10	8,1	1,885	2,01	2,1	—0,13	1,585
7	0,555	0,71	9,97	8,12	2,24	2	2,12	0,124	1,82
8	1,028	0,94	9,97	8,17	2,69	2,01	2,17	0,465	2,12
9	1,524	1.18	9,95	8,2	3,19	2,02	2,2	0,815	2,481
10	2,145	1,53	9,87	8,27	3,8	2,05	2,27	1,236	2,871
И	2,74	1,82	9,85	8,35	4,44	2,07	2,35	1,685	3,234
12	3,44	2,06	9,78	8,48	5,08	2,12	2,48	2,17	3,814
13	4,22	2,51	9,7	8,6	5,93	2,2	2,6	2,757	4,381
14	5,05	2,88	9,54	8,74	6,74	2,3	2,74	3,32	4,93
15	6,08	3,33	9,4	8,9	7,75	2,45	2,9	4,02	5,625
16	7,12	3,84	9,25	9,15	8,91	2,6	3,15	4,74	6,42
17	8,12	4,2	9,1	9,4	9,95	2,8	3,4	5,51	7,17
18	9,45	4,67	8,85	9,7	11,25	3,05	3,7	6,42	8,08
19	10,74	5,27	8,55	10	12,7	3,3	4	7,34	8,99
20	12,37	5,69	8,28	10,38	14,29	3,7	4,38	8,49	10,17
21,2	14,56	6,3	7,8	10,9	16,62	4,17	4,9	10,03	11,76
Лопатки колеса можно профилировать следующим путем.
Для плавного сопряжения лопаток ВНА и диска принимаем по
колесу угол конусности лопаток вдоль оси в периферийном сече-
нии входа ф=1°10/ на сторону, а вдоль радиуса во всех сечениях
колеса <р'=30' на сторону. Тогда толщина лопатки у корня на
диаметре D2 (см. рис. 3.58) при /к = 0,0036 м будет
т2К=т1ст Д- 2/к tg - 2tg ©' -2- 2 -1- ,
/^=0,001735 + 2-0,0036-0,0204 - 2-0,0087	°’044 =0,00157 м.
340
Толщину лопатки у периферии на диаметре D2 при lK=h2—
= 0,0036 м получим
т2п=«1СТ+2 (/к — Л2) tg 1 ° 10' — 2 tg 30' D2~-^-=0,00142 м.
Для более плавного схода струи, а также для уменьшения тол-
щины лопатки на выходе из колеса последняя в выходной части
округляется под некоторый радиус. Таким образом принимаем тол-
щину лопатки на периферии m2ir=0,0008 м. Вследствие того, что
лопатка округляется на длине 0,005 м, радиус округления R =
= 0,0197 м.
Принимаем данные значения длины и радиуса неизменными по
всей высоте лопагки, получаем у корня на диаметре П2 толщину
лопатки miK~0,00095 м.
На рис. 3.60 дано построение лопатки компрессора.
В табл. 3.29 ... 3.31 представлены расчеты построения профиля
лопатки в угловых координатах. На рис. 3.61 показана развертка
профиля лопатки компрессора в угловых координатах.
3.29. Угловые координаты вогнутой стенки лопатки
ТВ	tgY«	Тв	юз	103.В, м	?в	‘ёТв	Yb	,п, . л£>ув	103.В, м
			10 У 360 м					 360 м	
0°	0,032	1°50'	0,71	0-4,6	20	0,384	21°	8,07	18,5
30'	0,041	2°2Г	0,9	6	21	0,404	22°	8,45	18,95
1°	0,05	2°52'	1,1	7,1	22	0,424	22°59'	8,82	19,3
2	0,0652	3°44'	1,44	8,4	23	0,442	23°51'	9,17	19,7
3	0,082	4°42'	1,8	9,4	24	0,462	24°48'	9,53	20,1
4	0,10	5°43'	2,18	10,2	25	0,484	25°50'	9,93	20,4
5	0,118	6°44'	2,59	11,1	26	0,504	26°45'	10,30	20,8
6	0,134	7°38'	2,92	11,75	27	0,524	27°39'	10,65	21,05
7	0,152	8°39'	3,32	12,45	28	0,546	28°38'	И	21,35
8	0,17	9°39'	3,71	13,1	29	0,568	29°36'	11,35	21,65
9	0,186	10°32'	4,04	13,55	30	0,59	30°33'	11,7	22
10	0,204	11°32'	4,42	14,2	31	0,612	31°28'	12,1	22,35
11	0,22	12°24'	4,76	14,65	32	0,632	32°25'	12,5	22,7
12	0,238	13°23'	5,15	15,2	33	0,659	33°23'	12,82	22,95
13	0,256	14°22'	5,52	15,6	34	0,682	34°18'	13,3	23,3
14	0,274	15°19'	5,88	16,15	35	0,707	35°16'	13,55	23,55
15	0,292	16°17'	6,25	16,5	36	0,732	36°12'	13,9	23,85
16	0,31	17°13'	6,61	16,95	37	0,755	37°4'	14,25	24,1
17	0,328	18°10'	6,98	17,35	38	0,785	38 °8'	14,65	24,35
18	0,348	19°12'	7,30	17,75	39	0,808	38с56'	14,95	24,6
19	0,366	20 °6'	7,72	18,15	39°30'	0,825	39°30'	15,2	24,8
341
Рис. 3.61 Развертка профиля лопатки
компрессора в угловых координатах срв
и фп — (см. рис. 3.60)
342
3.30. Угловые координаты спинки лопатки
91	tgV/c	V//	юз „	103. Я, м	'?н	tgV/7	Ун	103 „ л/>Ун	103.//, м
			10	360 м					360 м	
0°	-0,034	-1°57'	—0,75	0-ь5,6	18	0,302	16°48'	6,45	18,5
30'	-0,025	-1°26'	—0,55	6,8	19	0,324	17°56'	6,»7	19
1°	-0,016	-55'	—0,35	7,6	20	0,344	18°59'	7,3	19,4
2°	0,002	7'	0,042	8,9	21	0,361	20°	7,68	19,8
3	0,02	Г’9'	0,441	10	22	0,384	21°	8,06	20,1
4	0,038	2°1Г	0,84	10,9	23	0,404	22°	8,45	20,5
5	0,056	3°12'	1,23	11,75	24	0,426	23°5'	8,88	20,9
6	0,074	4°14'	1,63	12,4	25	0,448	24°8'	9,26	21,25
7	0,092	5° 15'	2., 02	13	26	0,47	25°9'	9,66	21,6
8	0,11	6°17'	2,41	13,6	27	0,492	26°12'	10,08	22,0
9	0,13	7°24'	2,84	14,2	28	0,516	27°18'	10,5	22,3
10	0,148	8°25'	3,24	14,8	29	0,54	28°22'	10,9	22,65
И	0,167	9°29'	3,64	15,3	30	0,562	29°20'	11,26	22,95
12	0,184	10°26'	4,01	15,8	31	0,587	30°25'	П,7	23,3
13	0,204	11°32'	4,43	16,3	32	0,612	31°28'	12,1	23,6
14	0,224	12°38'	4,85	16,85	33	0,636	32°27'	12,4	23,85
15	0,244	13°43'	5,29	17,3	34	0,664	33°35'	12,9	24,15
16	0,262	14°41'	5,65	17,7	35	0,692	34°4Г	13,4	24,5
17	0,282	15°45'	6,05	18,1	36°24'	0,737	36'24'	14,0	24,8
3.11.4.	Определение осевых усилий на ротор турбохолодильника
Осевые усилия, действующие на холодильное колесо (рис. 3.62),
рассчитывают по уравнению
Со
г2 — ---
Q Гз чг2 — чгъ	лт д. । 2л _з^ ?1 — ч>
---=-------------------Г 2----------— I 1 1 -— Щ — Гз)-----------------
рч Лг Г-2—Сз	Г>—го	ЗЛТ	С2 — Гз
2л
т
где р{ — статическое давление перед .холодильным колесом; р2 —
Давление за колесом; Qi, Q2, Q3 — осевые усилия, действующие на
колесо; гь г2, г3 — радиусы колеса гс=0,009 м, г2 = 0,04 м, г3=
343
3.31. Угловые координаты профилей лопатки
<?°	0	30'	1	2	3	4	5	6	7
IO3-Я, м	0-5,6	6,8	7,6	8,9	10	10,9	11,75	12,4	13
IO3 /?, м	0-4,6	6	7,1	8,4	9,4	10,2	11,1	11,75	12,45
Продолжение
	8	9	10	11	12	13	14	15	16
103-Я, м	13,6	14,2	14,8	15,3	15,8	16,3	16,85	17,3	17,7
103-13, м	13,1	13,55	14,2	14,65	15,2	15,6	16,15	16,5	16,95
Продолжение
?°	17	18	19	20	21	22	23	24	25
103.Я, м	18,1	18,5	19	19,4	19,8	20,1	20,5	20,9	21,25
103-В, м	17,35	17,75	18,15	18,5	18,95	19,3	19,7	20,1	20,4
Продолжение
<Р°	26	27	28	29	30	31	32	33	34
Юз-Я, м	21,6	22	22,3	22,65	22,95	23,3	23,6	23,85	24,15
1Q3-13, м	20,8	21,05	21,35	21,65	22	22,35	22,7	22,95	23,3
Продолжение
Г	35	36	36°24'	37	38	39	39е30'
103-Я, м IO3-В, м	24,5 23,55	24,7 23,85	24,8	24,1	24,35	24,6	24,8
= 0,0077 м; ср, cpi = 0,96 — данная величина получена на основании
тензометрированпя аналогичных роторов; jtt=/?2/р1= 1 ... 0,4;
=лго=3.14 • 0,0092=2,54 • 10“4 м2;
Г2=л (Г2 - го) = 3,14.0,042 - 0,0092)=47,7 • 10~4 м2;
Г3 = л (г2-г!)=3,14(0,042-0,00772)=48,4- Ю 4 м2.
344
Q,lp,=4S,4-ю-4	_L _ 10-M7.7 x
r	0,0323 лг
0,009	1
0,04 — --	— — 1
x-------------2,54 • 10“4——3-14- (64 - 0,729) 10“6	,
0,031	3	0,031
104Q.r//?2= 17,65/^-21,34.
Зависимость отношения результирующего усилия QT, действую-
щего на турбинное колесо, к давлению р2 за колесом (QT/p2) от
степени расширения на турбинном колесе А=Р\/Р-2 при <р = 0,96
показана на рис. 3.63.
Рис. 3.63. Зависимость отноше-
ния результирующего усилия
Q-,, действующего на турбин-
ное колесо, к давлению рг за
колесом (Qdpz) и результиру-
ющего усилия QK. действующе-
го на колесо компрессора, к
давлению рОк перед компрессо-
ром (Ок/рок) от степени рас-
ширения на турбинном колесе
eTK=pi/p2 и от степени сжатия
на колесе компрессора лКОл=
—PiIPok при <р„=0,9 и фт=0,96,
полученным на основании ре-
зультатов тензометрирования
аналогичных роторов
Степень расширения	е*=/?1//?2=0,0404/0,0253 = 1,598;	по
рис. 3.63 для данного значения щ получаем значение
= 6,8-10~4, откуда осевое усилие на турбинное колесо QT =
= 6,8-10~4р2т=6,8-10-4-0,0253 • 106= 17,25 Н.
Осевые усилия, действующие на колесо компрессора (рис. 3.64),
рассчитывают по уравнению
Ц*1р^=^ + ?2 ^"^кол +2^ (г3_г3)
Г2 — ГО	3	г2 — г о
•	?г2 —уиз _2л_ ( 3_ з\ У1 — ?
3	^кол о v 2	Г3>	*^кол’
Г2 — Гз	3	Г2 — Гз
где р} — статическое давление за колесом компрессора; рок — дав-
ление перед колесом компрессора; Q<, Q2, Q3 — осевые усилия, дей-
ствующие на колесо компрессора; г0, г2, г3 — радиусы колеса; г0=
==0,012 м, /‘2 = 0,04 м, /3 = 0,0077 м; <р=0,9, cpi = 0,96 — данные ве-
345
личины получены на основании тензометрирования аналогичных ро-
торов;
лкод=)01/^ок=1..- 1,5; Fo=№0=3.14-0,t)I22 = 4,52.1O-4 м2;
/72=л (rl —г2)=3,14(0,042 —0,0122)=45,7- Ю~4 м2;
+3=л (г| —г2) = 3,14(0,042 —0,00772)=48,5-10-4 м2.
Qk/Ak=4,52- 10~4+45,7-10~4~°’°-12Якол , 2JM4
1	0,04-0,012	1	3
х (0,043— 0,0123)	1----48,4- Ю~4--’9,0’°-~0'96'0’0077 X
0,04 — 0,012	0,04 — 0,0077
х Лкол-^^ С0,043 - 0.00773) °’96~°’9 л
3	'	7 0,04 — 0,0077 ко
104Qk/Ak = 23,32- 18,ЗлК0Л.
Зависимость отношения результирующего усилия QK, действую-
щего на колесо компрессора, к давлению рок перед компрессором
Рис. 3.64. Осевые усилия,
действующие на колесо ком-
прессора:
Pi—статическое давление за ко-
лесом компрессора; РОк—давле-
ние перед компрессором; Qi, Q2,
Qs—осевые усилия; г^=12 мм.
г2=40 мм, г?=7,7 мм — радиусы
колеса; Ф=0,9, ср i =0,96 — (см.
5рис. 3.63)
(Qk/Pok) от степени сжатия па колесе компрессора зтКол=Р1/рок при
Ч>=0,9 и ср, = 0,96 показана на рис. 3.63.
Степень сжатия компрессора лКОл=Р1/Рок=0,107/0,0804 = 1,33;
из рис. 3.63 для данного лиол находим Ql'/p0K=—1, откуда осевое
усилие на колесо компрессора QK =— 1. рОк— — 1 • 10-4 • 0,0804 • 106=
= 8,014 Н.
Суммарное осевое усилие на ротор Q = QT + QK= 17,25—8,04«
«9,2 Н.
Усилие пружины РПр=49 Н; осевая нагрузка на подшипник тур-
бинного колеса Лт = РПр—49 Н; осевая нагрузка на подшипник ко-
леса компрессора 71K = Pnp+Q = 49+9,2 = 58,2' Н.
3.11.5.	Расчет па прочность диска холодильного колеса
Диск изготовлен из сплава В-124, плотность материала q=
= 2800 кг/м3, коэффициент Пуассона v = 0,33, расчетная частота
вращения п=54000 об/мин, угловая скорость вращения о.»=5660 1/с,
число лопаток z= 16, вспомогательные величины
бю2=36,7-10s и 32=^^Р‘о2=21,9-109.
346
Определим фиктивную толщину диска.
Схема холодильного колеса и разбивка лопаток на участки пред-
ставлена на рис. 3.65. Определим центробежную силу, возникаю-
щую в каждом участке при вращении. Затем рассчитаем толщину
кольца, в котором возникла бы такая же центробежная сила, как в
участках лопаток. Указанный расчет представлен в табл. 3.32. При
сравнении центробежных сил лопаток и эквивалентного кольца
вместо равенства рю2Пл^ц.т = 0<л2^э^ц.т рассматривалось равенст-
во Ул^?ц.т = ^э^ц.т-
3.32.	Расчет центробежных сил участков диска холодильного колеса
№ участка	1		erf я °? о Г“<	102. b	о	CJ см О	о 7 со	се СМ г ‘	108-	102 ./?9 /хнар (принято)	СМ ГС ас 1 й, 5, в 2 II	tn	Ф д от о	ф и ф £ о
	м	м	м	м	М	М3	м	М4	м	м2	м3	м	М4
1	15	20	1	5	0,65	52	17,5	910	15,6	59,6	59,6	15,3	912
2	11,8	20	0,8	8,2	0,725	105	15,9	1669	13,8	160,5	128,5	12,8	1645
3	9,6	18,2	1,2	8,5	0,825	134,4	13,9	1868	11,75	143,9	172,7	10,675	1846
4	7,6	15,6	1,5	8	0,875	167,9	11,6	1947	10,2	145,2	217,7	8,9	1939
5	6,1	13,7	1,5	7,6	0,915	166,9	9,9	1652	9,1	143,6	215,5	7,6	1638
6	5,4	12,7	1,2	7,3	0,85	119,1	9,05	1077	8,4	130	156	6,9	1076
7	4,9	12,1	1,5	7,2	0,71	122,6	8,5	1042	7,69	105	165,7	6,295	1042
Схема разбивки холодильного колеса на участки для определе-
ния коэффициентов Pi и .р2 и расчета напряжений показана на
рис. 3.66. Определение pi и р2 дано в табл. 3.33.
3.33. Расчет коэффициентов fi, и р2
№ п/п	102 • #осн	10-•^фикт	ю-9.р1=з1'х ^осн 4“ Фикт	Ю-9.₽2=₽'х ^осн+^фикт
	М	м	Z\ 0 осн	^осн
1	о,1	—	36,7	21,9
2	0,1	0,02	44,0	26,3
3	0,12	0,08	61,1	36,6
4	0,16	0,16	73,3	43,8
5	0,24	0,36	91,7	54,8
6	0,42	0,78	104,6	62,6
7	0,83	0,34	51,7	30,9
8	1,14	—	36,7	21,9
347
1 2
Рис. 3.65. Схема колеса турбины и
разбивка лопаток на участки:
Ь—ширина участка-, h—высота участка;
Квнутр> -^нар, «нар-радиусы участ-
ков
Рис. 3.66. Схема раз-
бивки колеса турби-
ны на участки для
определения коэффи-
циентов р) и Рг и на-
пряжений
Г, см
Рис. 3.67 Зависимость напряжений о от ра
диуса колеса г
Рис. 3.68. Схема к расчету
реакций опор вала:
Р/—реакция опоры со стороны
колеса компрессора; Рг'—реак-
ция опоры со стороны холодиль-
ного колеса; q—равномерно рас-
пределенная нагрузка от массы
вала; с=52,4 мм: £=59 мм; 6=
=44,6 мм; £=156 мм; d=9,5 мм—
диаметр вала
348
Расчет напряжений в холодильном колесе дан в табл. 3.34. Ре-
зультаты расчета показаны на рис. 3.67.
В табл. 3.34 напряжения стг и ог определяются по уравнениям
= (4 + 0,5A=J) + k (3‘‘ + О.бДаУ),
zt = (0*+0,5Дз{) + k Н1 + 0,5Дз”),
где
k= - 4,-'’ = -[-467,5/- 10112,5]= -0,0463.
3.11.6.	Расчет реакций опор ротора
Определим реакции в опорах от веса вала, затем от веса дета-
лей, расположенных на валу, после чего просуммируем.
Рис. 3.69. Схема к расчету реак-
ций опор от массы деталей, распо-
ложенных на валу:
Pi"—’реакция опоры со стороны колеса
компрессора; Р"—реакция опоры со
стороны колеса турбины; а=12 мм;
Ь~30 мм; с=43 мм; С'—12 мм; Ь'=
—2Q мм: с'=42 мм; £=59 мм
Для определения реакций на опорах от массы вала обратимся к
рис. 3.68, где показан вес вала, как равномерно распределен-
ная нагрузка q по длине L
q=G/L=QgV/L=7850  11,43 • 10~6 • 9,8/0,156 = 5,64 Н/м,
где G — вес вала; L — длина вала; V — объем вала, равный
11,43- КУ 6 м3 при диаметре вала d=0,0095 м; q — плотность мате-
риала вала, равная 7850 кг/м3.
Реакции А и Р2 в опорах на вес вала определяют по урав-
нениям
	r(Z + &Р _ £1] 1	2	2 ]	5,641	[ (0,059 + 0,0446)2	0,052421 2	2	
0,059
I
p\=qL-P'2=b,64-0,156-0,38=0,5 Н,
0,38 Н,
где расстояния a, I, b, L берем по рис. 3.68.
Для определения реакций в опорах от веса деталей, распо-
ложенных на валу, обратимся к рис. 3.69, где показаны нагрузки и
349
350
3.34. Расчет напряжений в колесе турбины
№ сечений	СМ О	СМ О г—1	z^d-s-от	СМ ю 1 О	D СМ О	+ 1 ое II	+ |м «о 1 II ю 1 О	см С СМ Ъ Q 1Г С	v	2 г2 	гп+1	10—5.з = А—Ву	10—5. t = А + By	CM 7 «с II ь’ LO 1 О	CM b «5 II CM ь < LQ 1 О	CM ь < ?> II b < 1 О	CM QX 'll b* Ю 1 о	10~5‘S' = 5 + -|- A<Jr — Д (Pif)2	10-5. f =t + +	— Д (?2r)2	+ M U) II p LO 1 О	/ t'—s' 10-5. By =	 v	2	b" LO 1 О	b* m 1 О
	м	М2	Н/м2		М	—	Н/м2														
I	4	16	586	350	о,1		586	0		586	586	0	—	—	236	586	586	586	0	0	218
							196	196		0	392	0	—	—	392	0	392	196	196		
II	3,5	12,25	449 539	269 322		—	586	0		586	586	137	—	—	318	677	640	658	-23,5	140	296
					0,1		196	256		-50 8	452	-50,8	—	—	ИЗО	-59,8	452	196	255		
III	3,1	9,61																			
			423 587	252 350		-0,17	658	-30		688	628	265	-44,9	-14,8	381	806	711	759	-48	248	344
					0,12		196	326		-129	522	-129	22	7,23	522	-107,5	588	211	319		
IV \	2,7	7,29 \	445 534 \	269 320		—0,25	759	-63,4		822	696	378	-94,3	-31,2	427	817	713	793	-509	338 «J	374
					0,16		211	420		-209	631	-209	52,2	17,2 _J	631	-157	647 !	245 J	402 /		
	j	1	1																		\
V	2,3	5,29	388 485	232 290		-0,33	107	-71,2	864	723	475	-157	-51,8	491	804	729	717	-36,8	409	428
					0,24		245	554	-309	800	-309	107,6	336	799	-206	834	314	567		
VI	1,7	2,89	265 302	158 181		-0,43	767	-67,3	835	700	570	-245	-81,2	540	636	641	635	5,35	474	435
					0,42		313	1040	-530	1350	-530	312	103	1940	-414	1456	521	935		
VII	1,2	1,44	151 74,4	90 44,5		-0,494	636	10,73	685	647	474	-234	-76,4	556.	315	582	419	104,6	405	502
					0,83		521	1862	-1352	2400	-1352	669	220	2390	-685	2620	965	1650		
VIII	0,9	0,81	41,9 29,7	25 17,8		-0,25	419	186	2322	606	190,8	-47,7	-15,8	581	174	583	377	205	251	388
					1,14		963	2930	-1960	3873	-1960	491	162	3890	-1470	4060	1290	2770		
IX	0,45	0,2	7,33	4,39		—	380	828	-451	1206	-458	__	—	1201	-451	1206	378	828	0	623
							1290	11200	-9920	12500	-9920	—	—	12500	-9930	12500	1290	11210		
расстояния между ними и опорами. Для данного случая реакции
Р\, Р% определяются по уравнениям
>”	Q4 (J + а') + Q5 (I + b') + Qg (/ 4- с')	Q<a +	+ Qi г
2=------------------------------------.------=
= 0,157-0,071 + 0,735-0,085 +0,108-0,101
0,059
0,157  0,012 + 0,785 • 0,03 + 0,0735 -0,043 q g у н
0,059	~ ’
^=Q1+Q2+Q3+Q4+Q5+Qs-^2-0>0735 + 0,785+
+ 0,157 + 0,1574-0,7354-0,108 - 0,947= 1,068 Н,
где Qi—Qe — вес деталей, расположенных на валу, определяют
по рис. 3.69; I, а, Ь, с, а', Ь', с' — расстояния между усилиями, бе-
рутся по рис. 3.69.
Наконец определяем суммарные реакции
р1=р'1 + р;=о,5+1,068= 1,568 Н,
р2=р; + /<=0,947 + 0,38=1,327 Н.
3.11.7.	Определение допустимой неуравновешенности ротора
На рис. 3.70 показана схема ротора к расчету допустимой не-
уравновешенности, а сам расчет дан в табл. 3.35.
Рис. 3.70. Схема к расчету до-
пустимой неуравновешенности
ротора радиально-осевого тур-
бохолодильника:
Pi—реакция со стороны колеса ком-
прессора, равная 1,566 Н; Р2—реак-
ция со стороны колеса турбины,
равная 1,33 Н; «1=30 мм; «2=26 мм.
а=115 мм; £=59 мм
3.11.8.	Расчет радиальных нагрузок на подшипники
На рис. 3.71 дана схема ротора к расчету радиальных нагрузок
на подшипники, расчет же представлен в табл. 3.36. Расчет выпол-
352
3.35.	Определение допустимой неуравновешенности ротора
радиально-осевого турбохолодильника
№ п/п	Параметры		Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Величина реакций в опорах		Pi	н	Из предваритель-	1,568
2						
			Р2	н	кого расчета	1,33
3	Геометрические пара- метры		а1	м	Рис. 3.70	0,030
4			02	м		0,026
5			1	м		0,059
6			а	м		0,115
7	Частота вращения		п	об/мин	Задано	54000
8	Угловая скорость		(л)	1/с	лп/30	5652
9	Коэффициент уравно- вешенности для опоры А			—	0,26 yCPj	1,412
10	Коэффициент уравно- вешенности для опоры В		К2	—	0,26	1,334
11	Вспомогательная вели- чина		N	об/мин	п/100	540
12	Допустимая неуравнове- шенность	В плоско- сти опоры А	Л41	Нм	0,0510	0,00348-10-4
13		в плоско- сти опоры В	М-2	Нм	0,0510 К2/Р2	0,00311-10-4
14	Вспомогательные ве- личины			Нм	Mia\[a	0,000908-10-4
15			/и'	Нм	М2а2]а	0,000703-10-4
16	Расчетная неуравнове- шенность	в плоско- сти опоры А	д;	Нм	/Mi + м'2 — м\	0,003275-10-4
17		в плоско- сти опоры В	Д2	Нм	ЛТ2 "Г Af j — -^2	0,003315-10-4
12	505
353
Продолжение
№ п/п	Параметры		Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
18	Вес диска компрессора		Ок	н		0,785
19	Вес диска турбины		От	н		0,735
20	Расчетный диаметр ва- ла		d	м		9,5-Ю-з
21	Материал вала 1Х17Н2 Модуль упругости		Е	Н/м2		1,94-ЮИ
22	Вспомогательные ве- личины			м	Aj/OK	0,409-10-6
23			ет	м		0,442-10-6
24				м/Н	O.3/3EJ	1,196-10-7
25			6 г	м/Н	a^/SEJ	0,78-10-7
26	Про- гиб вала	под диском компрессора	г к	м	-^--1 ЙкОкы2	0,1804-10-6
27		под диском ч урбины	Гт	м	ef -^--1 b ,0,0)2	0,1016-10-6
28	Дополни- тельная не- гравнове- .пенность	в плоскости компрессора	<оп	Нм	GKrK	0,00144-10-4
29		в плоскости диска тур- бины	Л4Т доп	Нм	GTY,	0,00076-10-4
30	Допусти- мая неурав- новешен- ность при балансиров- ке	Б ПЛОСКОСТИ опоры А	Л1к	Нм		0,00183-10-4
31		в плоскости опоры В	Л1т *	Нм	д2 — Мд011	0,00255-10-4
32	Допусти- мая неурав- новешен- ность по чертежу	Б ПЛОСКОСТИ опоры А	Л1к	Нм	Принято	0,01-10-4
33		Б ПЛОСКОСТИ опоры В	лг	Нм	Принято	0,01-10-4 		
354
нен для действующих максимальных нагрузок (колонка 6 табл.
3.36) и наиболее вероятных (колонка 7). В пункте 24 в пятой ко-
лонке табл. 3.36 65т принята равной 0.
Рис. 3.71. Схема к расчету радиальных нагру-
зок на подшипники:
пт—эксцентриситет в плоскости колеса диска турби-
ны; ау—эксцентриситет в плоскости диска компрессо-
ра; б—суммарный зазор в плоскости подшипника со
стороны турбины; б бк—суммарный зазор в плоскости
подшипника со стороны компрессора; Л />, 4—рассто-
яния между опорами и дисками
3.11.9.	Расчет подшипников на долговечность
Расчет подшипников на долговечность дан в табл. 3.37. Расчет
выполнен, как и в расчете радиальных нагрузок на подшипники,
для действующих максимальных нагрузок и наиболее вероятных.
Частота вращения ротора принята и = 54 ООО об/мин.
3.11.10.	Расчет критической частоты вращения ротора
радиально-осевого турбохолодильника
Определим плечи приведенных нагрузок, для чего воспользуем-
ся рис. 3.69 и равенствами моментов QiC+Q2b-\-Q3a= (Qt + Q2+
+ Q3)L, или 0,0735-0,043 + 0,785-0,03 + 0,157-0,012= (0,0735 +
Рис. 3.72. Схема к расчету приведен-
ных нагрузок.'
«4»	d3—диаметры вала, мм; 4, 4» Ьь L-г,
L3—расстояния между опорами и усилия-
ми, мм
+ 0,785 + 0,157)7.1, откуда 7^ = 0,02815 м; Q6c'+ Q56/+Q.1n'= (Qe+
+ Qs + Q2)L2 или 0,108-0,042 4-0,735-0,026 + 0,157-0,012= (10,108+.
+ 0,735 + 0,157) L2, откуда L2=0,02562 m.
По полученным данным строим схему приведенных нагрузок
(рис. 3.72) и производим расчет (табл. 3.38).
12*
355
3.36. Расчет радиальных нагрузок на подшипники
1 ц/ц	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина	
					I	II
1	Радиальное би- ение подшипни- ков	61	м	Задано	3 10—6	3-10-6
2	Диаметральный зазор в подшип- нике	62	м	То же	0	0
3	Натяг между подшипником и валом	6з	м		1  10-6	3-10-6
4	Зазор между наружным коль- цом подшипника и корпусом	64	м	1»	8-10-6	5,5-10-6
5	Зазор при на- садке колес на вал	5'	м	Принято	0	-8-10-6
6	Диаметр рас- точки дисков	d	м	См. рис. 3.68	9,5-Ю-з	9,5-10-з
7	Перемещение внутренней рас- точки диска тур- бины от центро- бежных сил		м	daT[. 103/£v	7,45-10-6	7,45-10-6
8	Охлаждение диска турбины при работе	ДЛГ	к	Принято	60	60
9	Коэффициент ли- нейного расшире- ния стали	И1	1/к	Из таблиц	12-10-6	12-10-6
10	Коэффициент ли- нейнбго расшире- ния сплава Ал-9	«2	1/К	Из таблиц	22-10-6 я	22-10-6
11	Уменьшение за- зора между дис- ком турбины и ва- ла при работе	Д8Гг	м	(a2-ai)rfAAf-103	5,7-10-6	( _5,7-10-6
12	Зазор между диском турбины и валом при работе	85 т	м	6'4-6" — ДБ/Т	1,75-10-6	-6,25-10-6
356
Продолжение
№ п/п 1	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина	
					I	II
13	Охлаждение дис- ка компрессора при работе	Д^к	к	Принято	150	150
14	Уменьшение за- зора между дис- ком компрессора и зала при работе	Д8/ к	м	(а-2~ cti)dhtK-103	14,25-10-6	14,25-10-6
15	Перемещение внутренней рас- точки диска комп- рессора от центро- бежных сил	»к	м	103/^	7,45-10-6	7,45-10-6
16	Зазор между диском компрес- сора и валом при работе	&Бк	м	8' + Д8<к + 8К	21,7-10-6	13,7-10-6
17	Суммарный за- зор в плоскости подшипников со стороны турбины	86 т	м	-|- 8г + 84	1П10-6	8,5-10-6
18	Суммарный за- зор в плоскости подшипников со стороны компрес- сора	6бк	м	61 + ®2 + 84	11-10-6	8,5-10-6
19	Вспомогательная величина	Z/2	м	1-^- 8 6т + 66к	29,5-Ю-з	29,5-Ю-з
20	То же	а'т	м	Z2 1/2 6г 1/2	20,7-10-6	15,98-10-6
21	Вспомогательная величина	а'к	м	Z1 + 1/2 5бк Z/2	22,2-10-6	17,15-10-6
22	Статический про- гиб вала со сторо- ны диска турбины	у'.	м			.104 3EJ	0,093-10-6	0,093-10-6
357
_______________________________________________________Продолжение i
[ № п/п I	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина	
					I	II
23	Статический про- гиб вала со сторо- ны диска компрес- сора		м	Gia] 104 3EJ	0,141-10-6	0,141-10-6
24	Эксцентриситет в плоскости диска турбины	«т	м	°5 т + ат 2	+У‘	11,32-10-6	8,08-10-6
25	Эксцентриситет в плоскости диска компрессора		м	в5к + ак 2	+ Ук	22,09-10-6	15,57 • 10—6
26	Допустимый дис- баланс	м	Нм	Из расчета	0,01-10-4	0,01-10-4
27	Вес диска тур- бины	G.r	Н	Задано	0,735	0,735
28	Вес диска ком- прессора	ок	Н	Задано	0,785	0,785
29	Угловая скорость	СО	1/с	л/г 30	5652	5652
30	Центробежная сила диска турби- ны		Н	(/И +G,Дт) b>2/g	30,6	22,45
31	Центробежная сила диска комп- рессора		Н	(/И+Скдк)	59,5	42,8
32	Момент инерции вала	J	м4	(4-^)я/64	0,0388-10—8	0,0388-10-8
33	Прогиб вала под диском турбины	Уг	м	(<+GT)4 3£/	0,928-10-6	0,688-10-6 |
358
Продолжение
| Ц/u чМ	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина	
					I	II
34	Прогиб вала под диском компрес- сора	Ук	м	(СК~ ^к) 3EJ	2,31-10-6	1,66-10-6
35	Полная центро- бежная сила диска турбины	GT	и	(со2/^) [М + +Gr (дт -f- Y т)]	32,4	24,1
36	Полная центро- бежная сила диска компрессора	GK	н	(0,2/g) [АГ + + GK(flK + У к)]	65,1	47
37	Радиальная на- грузка на подшип- ник турбины		н	Л (	^к) “Ь Z +(Z+Z2)( <+GT) Z	80,4	58,8
38	Радиальная на- грузка на подшип- ники компрессора	Qk	н	z2(c; +gt) I	+ (Z+Z])( c'-GK) I	111	80,4
3.37. Расчет подшипников на долговечность
№ n/n	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина	
					I	II
1	Максимальная осевая нагрузка на турбинный подшипник	А	н	См. расчет осевых усилий	49	
2	Радиальная нагрузка на турбинный подшип- ник		н	См. расчет ради- альных нагрузок	80,4	59,8
3 —				Коэффициент работо- способности	с	—	Из таблиц	7000	
359
Продолжение
Ns п/п	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина	
					I	II
4	Вспомогательные ве- личины	т	—	Из таблиц	1 1,72	5 1,875
5		Кк	—	То же	1	
6		К.	—	»	1.5	
7		к.	—	» 'подш « 100°	1,05	
8	Приведенная нагрузка на турбинный подшип- ник	<2ПТР	н	{KKRr + mA JX X /<Лт	260	238
9	Долговечность	тур- бинного подшипника		ч	1/п (С/Опр)10уз	2175	2910
10	Осевая нагрузка на компрессорный подшип- ник	Ав	н	См. расчет осевых усилий	57,8	
11	Радиальная нагрузка на компрессорный под- шипник	Rb	н	См. расчет ради- альных нагрузок	111,8	80,4
12	Вспомогательная вели- чина		—	Из таблиц <с юо° С	1,05	
13	Приведенная нагруз- ка на компрессорный подшипник		н	(KkRb + тАв)Х X KtKt	334	300
14	Долговечность комп- рессорного подшипника		ч	V (С/с?,)10'"	942	1350
360
3.38. Расчет критической частоты вращения
| Ц/u	Параметры	Обозна- чение	Размер- ность	Способ определения	Величина
1	Приведенная си- ла веса вала левой консоли	Gib	н		0,1724
2	Приведенная си- ла веса вала пра- вой консоли	О2В	н	o,i96(rf|-4)/2eB(/2/i2)3^	0,208
3	Приведенная на- грузка левой кон- соли	01	н	Ош + Ош	1,186
4	Приведенная на- грузка правой кон- соли	g2	н	02т/ + 02в	1,21
5	Момент инерции	J i=J2	м4	л/64	0,0388-10-8
6	Момент инерции	Л	м'1	— rfp) л/64	0,1872-10-3
7	Модуль упруго- сти	E	Н/м2	Из таблиц	1,96-ЮП
8	Плотность ма- териала вала	Ов	кг/м3	Из таблиц	7,85-103
361
Далее для выполнения расчета критической частоты вращения
строим схему и определяем значение т (рис. 3.73)
^=0^=-^ =0,1211;
У, о
m2=O2/g=^=0,12325.
У, О
Рис. 3.73. Схема к расчету кри-
тического числа оборотов:
/1=28,15 мм; L2=25,6 мм; Z-3=59 мм;
т, и т2—приведенные усилия
Наконец, определяем критическую частоту вращения в следую-
щей последовательности:
тхт2 (ац«22—«12)0)4 — («1 ЦЩ+«22^2) w2 1=О,
где
а —	I £1£з —	(2,815-10-2)31
11 — 3EZ] ' ЗЕ73 — 3-1,96-1011-0,0388-10-8 '•
+ _^81_5-1р-2)2-5,9-10-2 =
1 3-1,96-ЮИ-0,1872-10-8
LxL2La	2,815-10-2-2,56-10-2.5,9-10-2
-----------------------------------------— 1, У о  1 (J 6;
$12 —
6Е73
ь2
а22
6-1,96-1011.0,1872.10-8
L2Ls _	(2,56-10-2)3
ЗЕ72 ‘ ЗЕ73 ~ 3-1,96-1011-0,0388-10-8 '
±2,5 6-10-2)2.5,9-10-2	8.1о_Л
3-1,96-10П 0,1872-10-8
Подставляя в основное уравнение, приравненное к 0, вычислен-
ные значения тиа, получим со4—13,66- 107ы2+44,9 • 1014 = 0.
Заменим ы2 = Л
7<2- 13,66-1077<-|-44,9-1014=0.
Решив квадратное уравнение, получим 7^ = 5,489 • 107 и Д2 =
=8,171 • 107 или coi = 7,41 103 и со2=9,04 • ГО3, откуда
шЗО 7,41-103-30 7П-7ЛЛ л,
п1кр=-----= -- — -------= 70/00 об/мин,
«2кр — 86300 об/мин.
Глава 4
ГЕНЕРАТОРЫ ТЕПЛА
4.1. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О РАЗВИТИИ ГЕНЕРАТОРОВ
ТЕПЛА И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
При подготовке летательных аппаратов к полету и при опреде-
ленных условиях полета возникает необходимость нагревать воз-
дух, поступающий в кабины и некоторые устройства летательного
аппарата. Для нагрева воздуха расходуется значительное количе-
ство тепла. Применяют несколько способов получения тепловой
энергии и передачи ее воздуху.
В двигателях летательных аппаратов примерно половина тепла,
выделяющегося при сгорании топлива, уносится выхлопными газа-
ми. Конструкторы стремятся утилизировать (использовать) это теп-
ло для различных целей, в частности для нагрева воздуха, посту-
пающего в кабины. В специальных теплообменных устройствах воз-
дух нагревается продуктами сгорания либо непосредственно, либо
при помощи промежуточного теплоносителя, т. е. сначала в газо-
жидкостном теплообменнике нагревается жидкость, которая затем
нагревает воздух в жидкостно-воздушном теплообменнике. Такой
способ нагрева воздуха впервые был применен на зарубежных са-
молетах в сороковых годах.
Для самолетных систем кондиционирования используется воздух
от автономных компрессорных установок или от компрессоров ре-
активных двигателей. В обоих случаях компрессора являются источ-
никами тепла, т. е. компрессионными генераторами тепла; поэтому
их часто называют тепловыми насосами. Так как этот воздух одно-
временно служит для обеспечения требуемого давления в кабинах
летательного аппарата, то отбор воздуха производится от последних
ступеней компрессоров реактивных двигателей. При этом темпера-
тура воздуха значительно выше требуемой и его приходится охлаж-
дать, прежде чем подать в кабину. Необходимость в нагреве возни-
кает при наддуве кабин воздухом, поступающим не от компрес-
сора реактивного двигателя, а от других источников, например, от
встречного потока, от автономного компрессора при недостаточном
сжатии воздуха в нем и т. д. Необходимость в нагреве воздуха воз-
никает и в том случае, если на летательном аппарате с дозвуковой
363
скоростью полета, применена тепловая противообледенительная
система. В этом случае воздух встречного потока должен быть на-
грет до такой температуры, которая позволяет защитить летатель-
ный аппарат от обледенения. Способ использования воздуха для
систем кондиционирования от компрессоров реактивных двигателей
на советских самолетах является единственным.
Можно нагревать воздух в специальных устройствах, в которых
используется теплота экзотермических химических реакций специ-
ально подобранных веществ. Эти химические генераторы тепла
имеют весьма ограниченное применение в системах кондициониро-
вания.
Наконец, для получения тепловой энергии и передачи ее воздуху
кабины широко используется сгорание топлива (бензин, керосин) в
так называемых бензиновых или керосиновых генераторах тепла.
Реакция окисления (горения) топлива также относится к экзотер-
мической реакции. Этот способ получил большое распространение
особенно на вертолетах и в аэродромном кондиционировании вслед-
ствие компактности генератора тепла, возможности установки его
в любом удобном месте на летательном аппарате, наличии автома-
тического дистанционного управления режимом работы генератора,
малой массы генератора, полной автономности на земле и в полете,
широкой возможности регулирования теплопроизводительности от
5 до 120 кВт, высокого коэффициента полезного действия, удобства
эксплуатации и ремонта. Генераторы тепла появились на летатель-
ных аппаратах в сороковые годы и применяются по настоящее
время.
Для генераторов тепла применяется такое же топливо, что и для
двигателей летательных аппаратов. Поэтому вначале были созда-
ны и внедрены бензиновые генераторы тепла, поскольку поршневые
двигатели работали на бензине, а с появлением реактивной авиа-
ции были созданы керосиновые генераторы тепла.
Успешное развитие и совершенствование генераторов тепла при-
вело к расширению их назначения. На схемной и конструктивной
основе генераторов тепла были созданы впервые в мировой прак-
тике отечественные генераторы нейтрального газа. Продукты сгора-
ния генератора нейтрального газа после их охлаждения и осушки
используются для заполнения топливных баков летательных аппа-
ратов. По мере выработки топлива освобождающиеся емкости за-
полняются нейтральным газом для предотвращения взрыва и по-
жара при возникновении искры в этих емкостях. Кроме этого, нейт-
ральным газом поддерживается давление газа в топливных баках
выше атмосферного; в течение всего полета создаются условия
непроникновения атмосферного воздуха в баки и улучшается рабо-
та топливных насосов.
В качестве вспомогательных локальных генераторов применя-
ются электрические генераторы тепла. Данный способ нагрева воз-
духа применяется на многих зарубежных и отечественных лета-
тельных аппаратах. Теплопроизводительность электрических гене-
раторов тепла составляет 0,5 ... 3 кВт.
361
Генераторы тепла классифицируются по способу получения теп-
ловой энергии и по величине теплопроизводительности (рис. 4.1).
В зарубежной практике генераторы тепла получили весьма ши-
рокое распространение. В последнее десятилетие генераторы тепла,
особенно экзотермические, стали применяться
и в других отраслях техники: обогрев автомоби-
лей, железнодорожных вагонов, жилых и произ-
водственных помещений, сушка промышленных
и сельскохозяйственных продуктов и т. д. В США
более 140 фирм выпускает генераторы тепла, из
которых около 40 фирм поставляет генераторы
для летательных аппаратов. Наиболее известны-
ми фирмами, специализирующимися на разра-
ботке и поставке генераторов тепла, являются:
США — Janitrol Aircraft Division, Stewart
Warner, Thermal Research and Engineering, Hun-
ter Manufacturing, Master Vibrator, Readu Hea-
ter, Англия — Smitt’s and Sons; Lucas; Tropical
Boscombe; Air Heater Coldister; Hu-Way Heating;
Geofray Woods, ФРГ — Tissen, Eberspecher, Ve-
basto, Cerher, Франция — Avialex, Diemo.
Фирма Janitrol Aircraft Division выпускает ге-
нераторы тепла для летательных аппаратов уже
более 40 лет. Американская фирма Sonth Wina
выпускает более 25 моделей генераторов тепла для летательных
аппаратов теплопроизводительностью от 5 до 230 кВт, КПД гене-
раторов достигает 75%, а гарантийный ресурс более 1000 ч.
Количество патентов по генераторам тепла, выданных промыш-
ленно развитыми странами, исчисляется сотнями.
Рис. 4.1. Класси-
фикация генерато-
ров тепла:
ГТ — генераторы теп-
ла; Ут—утилизацион-
ные генераторы теп-
ла; Ко—компрессион-
ные генераторы те»-
ла; Эк—экзотермиче-
ские генераторы теп-
ла; Эл—электрические
генераторы тепла;
X — химические гене-
раторы тепла; Б—бен-
зиновые генераторы
тепла; К—керосино-
вые генераторы тепла
4.2. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ГЕНЕРАТОРАМ ТЕПЛА
И НЕЙТРАЛЬНОГО ГАЗА
К генераторам тепла и генераторам нейтрального газа предъяв-
ляются при их создании следующие требования:
1)	максимальный КПД, т. е. максимальное использование энер-
гии топлива для подогрева воздуха или получения нейтрального
газа;
2)	минимальный объем и масса генераторов;
3)	минимальные затраты электроэнергии на работу генерато-
ров;
1) полная автономность работы как в полете, так и на стоянке
при выключенных двигателях летательных аппаратов;
5)	возможность размещения генераторов в любом месте лета-
тельного аппарата;
6)	автоматическое дистанционное управление работой генерато-
ров и возможность ручного регулирования:
7)	полная взрывобезопасность и пожаробезопасность;
365
8)	универсальность генераторов, обеспечивающих возможность
их использования при: нагревании воздуха кабин и тепловых про-
тивообледенительных систем, обогреве приборов, питании топлив-
ных баков нейтральным газом и т. д.;
9)	подогреваемый в генераторе воздух не должен иметь загряз-
нений и неприятных запахов;
10)	на всех высотах полета летательного аппарата в составе
нейтрального газа, поступающего в топливные баки, свободного
кислорода должно быть не более 2%, окиси углерода не более
2,5%, количество механических примесей не более 0,00015% мас-
сы нейтрального газа с величиной частиц не более 80 мк, абсолют-
ная влажность газа не должна превышать количество, соответст-
вующее точке росы при температуре 303 К;
11)	избыточное давление нейтрального газа на выходе из гене-
ратора должно быть выше всех гидравлических потерь в магистра-
ли от генератора до топливных баков, по величине оно не менее
0,1 МПа; температура нейтрального газа не выше 85° С; производи-
тельность (расход газа) определяется освобождающимся от топли-
ва объемом топливных баков в единицу времени, обычно расход
составляет не менее 20 кг/ч;
12)	при указанном расходе нейтрального газа расход воздуха,
поступающего в генератор для горения и охлаждения камеры сго-
рания, должен быть не более 160 кг/ч; температура его на входе
может изменяться в пределах 150 .. . 250° С; избыточное давление—
0,2—0,9 МПа; максимальная температура охлаждающего камеру
воздуха, при которой генератор автоматически отключается, не
может превышать 350° С;
13)	избыточное давление топлива на входе в генераторы при
вышеуказанной производительности нейтрального газа допускается
0,4 МПа, расход применяемого топлива может быть в пределах
2 ... 5 кг/ч;
14)	ток постоянный, напряжение 27 В, при пуске потребляемый
генератором ток не более 25 А, при установившемся режиме работы
не более 5 А; электрическое сопротивление изоляции при нормаль-
ных условиях не менее 20 МОм, электрическая изоляция токоведу-
щих цепей должна выдерживать испытательное напряжение 500 В,
электрическое сопротивление изоляции после испытания на влаго-
устойчивость не менее 1 МОм;
15)	генератор должен безотказно работать в условиях влажного
и сухого тропического климата при температуре окружающего воз-
духа от минус 60 до плюс 60’С и быть работоспособным после пре-
бывания в среде с относительной влажностью от 95 до 98% при
температуре 40° С в течение 10 сут;
16)	генераторы должны быть: виброустойчивы на частотах до
300 Гц с ускорением до 5g, а также при отрицательной нагрузке с
ускорением — 1,2g продолжительностью 15 с; вибропрочны на час-
тотах до 300 Гц с ускорением до 5 g; работоспособны после воз-
действия ударных нагрузок с ускорением до 6 g с частотой от 40
до 100 ударов в минуту и общим количеством ударов 10 000;
366
17)	продолжительность непрерывной работы генератора воз-
можна не более 20 ч, запуск производится не более чем за 5 мин;
18)	масса генератора нейтрального газа не более 140 кг.
Кроме перечисленных требований к генераторам тепла и нейт-
рального газа могут предъявляться и другие специфические требо-
вания, связанные с назначением и особенностями конкретного ле-
тательного аппарата.
4.3. СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ ГЕНЕРАТОРОВ ТЕПЛА
Утилизационные, компрессионные автономные и химические ге-
нераторы тепла (см. рис. 4.1) давно уже не применяются на лета-
тельных аппаратах. Бензиновые и электрические генераторы тепла
описаны в учебнике [1] и в книгах [2, 3]. Поэтому в данном случае
рассмотрим только керосиновые генераторы тепла (рис. 4.2).
Рис. 4.2. Общий вид керосинового генератора тепла:
1—термовыключатель; 2—термовключатели; 3—датчик температуры; 4—по-
догреватель керосина; 5—камера сгорания с теплообменником; 6—вентиля-
тор; 7—топливная коробка; 8— пневмореле; 9—приемник температуры; 10-
блок зажигания; 11—блок управления регулятора температуры; 12—задат-
чик температуры; 13—высоковольтный провод; 14—клапан
Генератор тепла, работающий на керосине, состоит из камеры
сгорания с теплообменником 5, вентилятора 6, термовключателей
2 и термовыключателя 1, топливной коробки 7, приемника темпе-
ратуры 9, блока управления регулятора температуры 11, задатчи-
ка температуры 12, пневмореле 8, датчика температуры 3, подогре-
вателя керосина 4, блока зажигания 10, высоковольтного провода
13, клапана 14.
Генератор тепла может работать в вентиляционном и рецирку-
ляционном режимах при автоматическом или ручном управлении.
Все процессы у генератора на всех режимах, кроме вентиляцион-
ного, протекают с момента запуска до выключения автоматически.
367
Под процессами понимается образование и зажигание смеси, эле-
ктропитание, топливопитание, поддержание заданной безопасной
температуры и давления воздуха и топлива и т. д.
При работе генератора на автоматическом режиме ток от пере-
ключателя 1 (рис. 4.3), поставленного в положение «Авт.», при на-
жатии на стартовую кнопку 21, поступает на обмотку управления
реле 19. Контакты реле срабатывают, и через контактор 18 вклю-
Рис. 4.3. Схема керосинового генератора тепла:
/—переключатель; 2, 3, 16, 19, 24—реле; 4—вентилятор; 5, 20—лампы желтые сигналь-
ные; 6—катушка пусковая; 7—свеча; 8—форсунка с перепуском; 9, 10, 12—термовклю-
чатели; 11—датчик температуры воздуха*. 13—подогреватель топлива; 14—микровыклю-
чатель подогревателя топлива; 15, 25— фильтры радиопомех; 17, 18—контакторы: 21—
кнопка пусковая; 22—выключатель; 23—переключатель; 26— насос топливный; 27—пнев-
мореле; 28—лампа зеленая сигнальная; 29, 30, 31—клапаны топливные; 32—регулятор
давления топлива; 33—фильтр топливный; 34—клапан топливный; 35—блок управления
регулятора температуры; 36—задатчик температуры воздуха кабины; 37—датчики тем-
пературы воздуха кабины; Зв—камера сгорания; 39—теплообменник; 40—патрубок вы-
хлопа газов;--------------> воздух; —> керосин; __>-> —выхлопные газы
чается спираль подогревателя топлива 13. Зажигается желтая сиг-
нальная лампа 20. При достижении керосином заданной темпера-
туры чувствительный элемент подогревателя 13 через рычажной
узел воздействует на кнопку микровыключателя 14, который за-
мыкает цепь реле 2. Размыкается контактор 18, отключается спи-
раль подогревателя 13, и гаснет желтая лампа 20. Через реле 3 за-
мыкается цепь пусковой катушки 6 и свечи 7 и зажигается желтая
лампа 5. При срабатывании реле 2 через контактор 17 включается
электродвигатель вентилятора 4. От напора, создаваемого вентиля-
тором, замыкается пневмореле 27, открывается топливный клапан
31, обеспечивая доступ керосина в топливную линию обогревателя.
368
Керосин из бака летательного аппарата под давлением 0,1 ...
. . . 0,13 МПа поступает в топливный насос 26, в котором избыточ-
ное давление повышается до 0,2°-05 МПа, и далее через топливный
клапан 34 и топливный фильтр 33 поступает в регулятор давления
32, поддерживающий постоянное избыточное давление 0,157° 005 МПа
на выходе. Из регулятора давления топливо через подогреватель 13
поступает в форсунку 8 и далее в камеру сгорания 38. Зажигается
сигнальная зеленая лампа 28. Одновременно воздух от работающе-
го вентилятора 4 через патрубок топочного воздуха поступает в ка-
меру сгорания. Происходит смешение и зажигание керосино-воз-
душной смеси. Образующиеся в камере сгорания 38 нагретые газы
движутся по изолированным газоходам теплообменника 39 к вы-
хлопному патрубку 40, отдавая тепло через стенки холодному воз-
духу, поступающему из атмосферы под напором вентилятора 4 и
проходящему по воздушным каналам теплообменника (движение
воздуха, выхлопных газов и керосина показано на рис. 4.3 стрел-
ками). Нагретый воздух отводится в кабину летательного аппара-
та. При достижении температуры воздуха на выходе из генератора
тепла 4Oiio° С срабатывают термовыключатели 12, размыкается
реле 16, гаснет желтая лампа 5, отключается свеча 7 и катушка 6,
что означает стабилизацию процесса горения.
При необходимости повышения температуры воздуха в кабине
ручка управления задатчика температуры 36 переводится на отмет-
ку нужной температуры. Сигнал с задатчика температуры 36 пере-
дается на блок управления регулятора температуры 35. Блок уп-
равления регулятора температуры 35 выдает сигнал на закрытие
топливных клапанов 30 и 29, топливо полностью поступает в фор-
сунку. Происходит сгорание большего количества топливовоздуш-
ной смеси, температура воздуха на выходе из генератора повыша-
ется.
В случае необходимости понижения температуры воздуха в ка-
бине ручка управления задатчика температуры 36 переводится на
отметку нужной (пониженной) температуры. Сигнал с задатчика
температуры 36 передается на блок управления регулятора темпе-
ратуры 35, который выдает сигнал на открытие клапанов 30 и 29,
и часть топлива из форсунки поступает на перепускную линию.
Происходит сгорание меньшего количества топливовоздушной сме-
си, температура на выходе из генератора понижается.
В случае повышения температуры воздуха на выходе из генера
тора до 175110° С срабатывает термовыключатель 10, отключается
подача топлива, гаснет зеленая лампа 28. Генератор тепла выклю-
чается. При достижении температуры воздуха на выходе из гене-
ратора 5О1го° С срабатывает термовыключатель 9, выключается
электродвигатель вентилятора 4.
Работа генератора тепла на ручном режиме управления
осуществляется при необходимости обеспечения пониженной тепло-
производительности (37 .. .42 кВт). Переключатель 1 (см. рис. 4.3)
ставится в положение «Ручное», нажатием стартовой кнопки 21
369
происходит дальнейший запуск генератора автоматически, как ука-
зано выше. После запуска (т. е. отключения свечи) переключатель
23 ставится в положение «Перекидное включение», при этом откры-
вается топливный клапан 30, и часть топлива с форсунки поступает
на перепускную линию.
Работа генератора тепла на вентиляционном режиме. Пере-
ключатель 1 (см. рис. 4.3) ставится в положение «Ручное» или
«Авт.», а выключатель 22 в положение «Вкл.». Ток от переключа-
теля 1 поступает на обмотку управления контактора 17, контакты
реле срабатывают и включают электродвигатель вентилятора 4,
который нагнетает воздух в генератор.
Работа генератора тепла на рециркуляционном режиме.
На данном режиме генератор работает как при автоматическом, так
и при ручном управлении, но с забором воздуха из кабины лета-
тельного аппарата, а не из атмосферы.
Генераторы тепла имеют единую принципиальную схему. Ос-
новными устройствами любого генератора тепла являются:
камера сгорания с теплообменником;
устройство подачи топлива в камеру сгорания;
устройство воспламенения топлива в камере сгорания;
устройство подачи воздуха для горения;
приборы управления и автоматического регулирования работы
генератора тепла.
Рассмотрим эти устройства генератора тепла (см. рис. 4.2 и 4.3).
4.4. КАМЕРА СГОРАНИЯ С ТЕПЛООБМЕННИКОМ
Камера сгорания с теплообменником (рис. 4.4) являются основ-
ными узлами генераторов тепла, определяющими эффективность их
работы. Камера сгорания 3 предназначена для организации про-
цесса горения топлива и создания потока высокотемпературных
газов. Теплообменник 4 размещается на выходе из камеры сгора-
ния и служит для обеспечения теплопередачи от продуктов сгора-
ния к нагреваемому воздуху. Так как камера сгорания и теплооб-
менник являются последовательно расположенными участками
конструктивно единого газового тракта, то подразделение на каме-
ру сгорания и теплообменник несколько условное. Под камерой
сгорания подразумевается участок тракта, на котором заканчива-
ется процесс горения, протекающего совместно с теплообменом.
Цилиндрическая часть камеры сгорания обычно переходит в шаро-
образную или коническую с расположением в конце камеры топлив-
ной тарелки или форсунки 2, а второй конец камеры соединяется с
теплообменником; все это компонуется в кожухе 1. Выбор рацио-
нальной конструкции камеры сгорания является одним из основных
вопросов при создании эффективного и надежного в работе генера-
тора тепла. Эта проблема представляет собой комплекс определен-
ных взаимосвязанных вопросов, охватывающих подачу топлива,
подготовку горючей смеси, ее воспламенение и стабильное горение.
370
При конструировании камер сгорания и теплообменников долж-
ны быть обеспечены следующие требования:
наибольшая полнота сгорания топлива;
стабильность горения на различных режимах работы;
получение в камере сгорания потока газов с максимально воз-
можной температурой;
максимальная экономичность работы;
Рис. 4.4. Камера сгорания и теплообменник генератора тепла:
f—кожух; 2— форсунка; 3—камера сгорания; 4—теплообменник: 5—втулка; 6—патру-
бок выхлопа; 7—подогреватель топлива; 8—свеча искровая
отсутствие возможности загрязнения нагреваемого воздуха;
минимальная масса и объем;
длительный ресурс работы.
Эффективность работы генераторов тепла, как источника тепло-
вой энергии, характеризуется коэффициентом полезного действия
Т]г.т, представляющим собой отношение количества тепла, передан-
ного нагреваемому воздуху, к количеству тепла, введенному в ка-
меру с топливом (располагаемому):
Лг.т QnoJi/Qpacn —" ^H.B^-cp (^вых
где (2пол> Qracn — полученное и располагаемое количество тепла;
— расход нагреваемого воздуха, кг/ч;	— температура
нагреваемого воздуха на входе и выходе из генератора тепла, ° С;
Вт — расход топлива, кг/ч; — низшая теплота сгорания топли-
371
ва, кДж/кг; для керосина Qh1' —43000 . .. 434000 кДж/кг; для авиа-
бензина Qp=43500 ... 44000 кДж/кг;
Qitg.i —	Qyx-газ
QoKp.Cp>
Рпс. 4.5. Основные места нагарообразо-
ваиия в камерах сгорания генераторов
тепла:
/—сажа и мягкий нагар; 2—твердый нагар
где T]z—коэффициент полноты сгорания; T]z = Q/QP; Qyxraa— по-
теря тепла с уходящими из теплообменника горячими газами;
Qokp.cp — потери тепла в окружающую среду.
Требование достижения в камере сгорания генератора тепла
наибольшей полноты сгорания (r]z^0,98 ... 0,99) обуславливается
не столько соображениями экономичности работы, сколько стрем-
лением к повышению надежности. Учитывая, что расход топлива в
генераторе тепла составляет
малый процент от расхода топ-
лива в основных двигателях
летательного аппарата, увели-
чение его при снижении полно-
ты сгорания в камере (до т]2=
= 0,85) может не приниматься
во внимание. В результате не-
полного сгорания жидкого топ-
лива образуются газообразные
п твердые компоненты. Газооб-
разные компоненты выводятся
наружу вместе с продуктами
горения. Твердые продукты не-
полного сгорания, отлагаясь в
различных местах камеры сго-
рания и теплообменника, нарушают их нормальную работу. Разли-
чают несколько видов твердых продуктов неполного сгорания, от-
личающихся своей структурой. Сажа и мягкий нагар (рис. 4. 5) со-
стоят из отдельных или сцепленных частиц углерода диаметром
d=275...35O А. Подобные структуры образуются при неполном
сгорании углеводородов в газовой фазе. Твердый нагар 2 представ-
ляет собой нефтяной кокс, образующийся в результате жидкофаз-
ного крекинга, последующего гидролиза и коксования. Стекловид-
ные отложения нагара образуются тогда, когда парообразная бога-
тая смесь соприкасается с очень нагретой поверхностью.
Отложение нагара на торцах форсунок является наиболее опас-
ным, так как даже малые количества его способны изменить форму
факела и распределение топлива в нем, что приводит к попаданию
топлива на стенки и прогоранию или сильной деформации их.
Осаждаясь на электроды свечи, нагар ухудшает запуск или делает
его невозможным. Отложения нагара могут нарушить распределе-
ние топлива и воздуха в камере сгорания и изменить организацию
процесса горения. Являясь изолятором тепла, нагар вызывает зна-
чительные градиенты температуры в стенках камеры сгорания и
теплообменника, приводящие к растрескиванию стенок. Причиной
выделения углерода является более легкое отделение атомов водо-
рода от молекулы углеводорода, по сравнению с разрушением уг-
372
леродных связей. Этот процесс возможен в зонах с богатой смесью,
где топливо нагревается до высоких температур еще до соприкос-
новения с кислородом. Предварительный подогрев смеси перед
сжиганием до температуры 500° С приводит к появлению пламени
сажистого углерода при соотношении воздух — топливо около 0,7
от стехиометрического. Поскольку наибольшие отложения и наи-
большая неполнота сгорания локализируется в начальных зонах
камеры сгорания, где существуют области, переобогащенные топли-
вом, то основным способом повышения полноты сгорания в каме-
рах сгорания генераторов теп-
ла служит улучшение смесеоб-
разования топлива и воздуха.
Местные отложения нагара
устраняются введением обдува
воздухом свечи и форсунки.
Камеры сгорания, которые не
подвергаются отложениям на-
гара, характеризуются доволь-
но высокими температурами
стенок первичной ЗОНЫ. Для Рпс- 4-6 Цилиндрическая камера сгора-
предотвращения отложения	Н,1Я
кокса рекомендуется поддер-
живать температуру стенок не ниже 600° С и так организовать по-
токи в камере, чтобы исключить возможность попадания на стенки
жидкого топлива.
Смешение топлива и воздуха, поступающих в камеру сгорания,
реализуется во входных устройствах различной конструкции.
Скорость топливовоздушной смеси в камере сгорания при за-
данном диаметре камеры определяется ее нагрузкой, т. е. расхо-
дом топлива, подаваемым в камеру. Действительно, для простейшей
цилиндрической камеры сгорания (рис. 4.6) скорость топливовоз-
душной смеси, отнесенная к поперечному сечению камеры
^кам = °см/3600есмДк=-^^^ ,
KdM	CM'	4LM К ОГЛЛл Е?
ooOOQCMF к
где 6см — расход топливовоздушной смеси в камере, кг/ч; рСм —
плотность топливовоздушной смеси, кг/м3; GT — расход топлива в
камере, кг/ч; а — коэффициент избытка воздуха в камере сгора-
ния; Lo — теоретическое количество воздуха, необходимое для
сгорания 1 кг топлива (для бензина, керосина Lo=14,6 ...
. . . 15,0 кг/кг).
Стремление к снижению габаритов камер сгорания привело к
тому, что скорость потока на входе в нее достигает нескольких де-
сятков метров в секунду. Скорость распространения пламени суще-
ственно меньше и составляет, как правило, для применяемых в ге-
нераторах тепла углеводородных топлив несколько метров в
секунду. Следовательно, если в камере отсутствует постоянный ис-
точник зажигания, то не может существовать стационарный фронт
пламени, так как при указанном соотношении скоростей пламя
373
будет сноситься потоком. Стационарное пламя при этих условиях
может существовать, если в потоке есть точка или зона, где имеет
места равенство скорости распространения пламени и скорости
потока. В последнем случае такую область можно рассматривать
как неподвижный источник зажигания, от которого пламя будет
распространяться в потоке.
Обычно в камерах сгорания генераторов тепла необходимо при-
нимать специальные меры для удержания (стабилизации) пламени
в камере и поддержания непрерывного процесса сгорания. До на-
стоящего времени не существует расчетных зависимостей, удовле-
Рис. 4.7. Схема механизма стабилизации
пламени в пограничном слое
творительно описывающих
явление стабилизации в ши-
роком диапазоне условия
потока, и теорию стабилиза-
ции нельзя считать завер-
шенной. Имеющиеся дан-
ные в основном качествен-
но объясняют явление, по-
этому вопросы стабилиза-
ции пламени решаются от-
работкой на модели и на-
турных образцах камеры
сгорания. Существуют сле-
дующие способы стабилиза-
ции пламени в потоке:
1)	стабилизация подво-
дом энергии извне;
2)	стабилизация в погра-
ничном слое;
3)	стабилизация термической рециркуляцией;
4)	стабилизация аэродинамической рециркуляцией.
1.	Стабилизация пламени подводом энергии извне осуществляет-
ся при первоначальном воспламенении топливовоздушной смеси в
камере сгорания. Однако если процесс зажигания необходимо осу-
ществлять непрерывно для поддержания непрерывного горения, то
энергия, требуемая для зажигания, оказывается достаточно боль-
шой и увеличивается с ростом скорости потока Кроме того, име-
ются определенные трудности в создании агрегатов электрического
зажигания, обеспечивающих длительную непрерывную работу.
2.	Механизм стабилизации пламени в пограничном слое может
быть пояснен с помощью схемы (рис. 4.7). На этой схеме для сече-
ний 1—6 камеры сгорания, расположенных на различных расстоя-
ниях от фронтового устройства, показаны профили скорости потока
топливовоздушной смеси и скорости распространения пламени. При
движении потока вдоль стенки или при истечении в неподвижную
среду скорость потока возрастает от нулевых значений у стенки или
у границы струи до максимальных значений на оси потока по опре-
деленному закону. Профиль скорости потока зависит от характера
течения смеси (ламинарное или турбулентное течение), но для
374
малых участков у стенки или границы струи действительный закон
распределения скорости может быть заменен линейной зависимо-
стью. Скорость распространения пламени для однородной смеси
является величиной постоянной, определяемой составом смеси и ее
температурой. Скорость распространения пламени, постоянная по
поперечному сечению потока, по мере приближения к стенке или
границе струи уменьшается. Влияние стенки заключается в охлаж-
дении зоны горения, и в непосредственной близости от холодной
стенки распространения пламени прекращается вообще. Изменение
скорости распространения пламени в покоящейся среде связано с
изменением концентрации смеси вследствие разбавления исходной
смеси окружающей средой. По мере приближения к границе струи
скорость распространения пламени падает, и на некотором рас-
стоянии от границы струи, где смесь будет достаточно обеднена,
распространение пламени прекратится. Скорость распространения
пламени не уменьшается монотонно: достигнув определенного зна-
чения, она резко падает до нуля — пламя гаснет. Соответствующие
участки профиля скорости распространения пламени, где скорость
реально не существует, условно изображены пунктиром (см.
рис. 4.7). Из схемы видно, что в начальных сечениях камеры сго-
рания скорость распространения пламени не достигает величины
скорости потока ни в одном из участков поперечного сечения. По
мере продвижения потока в камере струя расширяется и темпера-
тура повышается, поэтому скорость распространения пламени рас-
тет и становится равной скорости потока и даже превышает ее.
Имеются сечения, где кривые W и Ин касаются (точка Л) или пе-
ресекаются в двух точках (В и С). Так как в результате протека-
ния реакции горения температура потока резко возрастает, то ско-
рость его растет и, сравнявшись в сечении 5 со скоростью распро-
странения пламени, вновь превышает ее в сечениях, расположенных
ниже по потоку. Таким образом, между точками В и С сечений 4
скорость распространения пламени больше скорости потока, и во
всех остальных точках Ии-<1Г. Такие точки, характеризуемые ус-
ловием ИН>Ц7, существуют во всех сечениях, расположенных меж-
ду 3 и 5, следовательно, в заштрихованной на схеме области будут
существовать условия, необходимые для распространения пламени
как бы навстречу потоку. Эта область называется зоной проскока.
Пламя, распространявшееся навстречу потоку, остановится в точ-
ке А. Эту точку можно рассматривать как неподвижный источник
зажигания, от которого будет отходить стационарный фронт пла-
мени. При наличии осевой симметрии потока точки зажигания об-
разуют кольцевую поверхность. Нарушение равновесного состояния
будет приводить к перемещению фронта пламени по потоку или
против потока; если же зона проскока ликвидируется, то пламя бу-
дет снесено потоком, горение прекратится. Размеры и положение
зоны проскока зависят от многих факторов: от скорости потока,
состава смеси, физических параметров и свойств смеси, формы и
размеров фронтового устройства и камеры сгорания, температур-
ного режима стенок.
375
3.	Стабилизация пламени термической рециркуляцией заключа-
ется в том, что тепло из зоны горения передается свежей смеси для
ее воспламенения. Такая передача тепла в направлении, противо-
положном течению смеси, может осуществляться через специаль-
ные стержни или через стенки камеры при условии надежной их
теплоизоляции.
4.	Основным способом стабилизации процесса горения является
аэродинамическая рециркуляция, при которой тепло переносится
навстречу свежей смеси потоком продуктов сгорания в зоне обрат-
ных токов. Зоны обратных токов возникают за плохо обтекаемым
телом или в результате закрутки воздуха фронтовым устройством.
Рис. 4.8. Схема механизма стабилизации пламени аэро-
динамической рециркуляцией
Характер течения потока в зонах обратных токов представлен на
рис. 4.8, где показаны линии токов и картина изменения осевых ско-
ростей потока по сечению камеры сгорания. Границы зон обратных
токов выделены пунктирными линиями. В качестве плохо обтекае-
мого тела может быть использовано любое тело, обтекание которо-
го происходит со срывом потока и образованием за телом зоны
разрежения, вызывающей появление обратного тока. При горении
в зону обратных токов вовлекается горящая смесь или продукты
сгорания. Благодаря интенсивному перемешиванию в зоне рецирку-
ляции выгорание поступающей в нее смеси близко к полному. По-
ток, обтекающий стабилизатор и срывающийся с его кромок, будет
соприкасаться с продуктами сгорания высокой температуры. В по-
токе за кромкой стабилизатора на границе прямого и обратного
тока образуется турбулентное течение, где тепломассообмен про-
исходит особенно интенсивно. Свежая смесь, приходящая в сопри-
косновение с продуктами сгорания в этом слое, воспламеняется, и
горение распространяется далее в основной ток горючей смеси. В ка-
честве стабилизаторов используются подобранные по величине
асимметричные тела, перпендикулярные направлению потока —
пластина, стержень, желоб и др. Размер зоны обратных токов оп-
ределяется размерами плохо обтекаемого стабилизатора. Вторым
возможным способом создания зоны обратных токов является зак-
рутка потока. Этот метод в основном применяется в камерах сго-
рания генераторов тепла.
Векторы скорости закрученной струи наряду с аксиальными
компонентами (Й7„), параллельными оси струи и радиальными
(1РД), направленными по радиусам поперечного сечения, имеют
тангенциальные компоненты (ff't) в плоскости поперечного сечения
376
и нормальные его радиусам. Закрученная струя, вытекающая в
неподвижную среду, имеет большой угол расширения, меньший
путь прохода и повышенную эжекционную способность. В качестве
локальной характеристики закрутки принимается соотношение
между тангенциальной и аксиальной компонентами скорости
Wt/Wa- Интегральной характеристикой закрутки для поперечного
сечения потока в целом служит величина момента количества дви-
жения относительно оси струи, деленная на количество движения
струи и характерный линейный размер:
R
4-2л-е Г r?WaWtdr
„	4£	о
f г (Рст + dr
о
Рис.
тан-
4.9. Способы закрутки потока
входе в камеру сгорания:
«г—простой тангенциальный; б—улиточный
генциальиый; в—лопаточный
и лопаточный
где Q— интегральная характеристика закрутки; К — количество
движения струи; L — момент количества движения; d — характер-
ный линейный размер.
Обратный ток образуется
при определенных значениях
характеристик закрутки Q,
зависящих от типа завихрите-
ля. С ростом характеристики
закрутки зона обратных токов
увеличивается в диаметре и
становится короче по оси ка-
меры. Одновременно с ростом
закрутки увеличиваются гид-
равлические потери. Основные
способы закрутки потока на
входе в камеру сгорания явля-
ются простой тангенци-
альный (а), улиточный танген
(рис. 4.9). Аэродинамика образуемой тангенциальным подводом
струи и гидравлическое сопротивление подвода зависят в основном
от соотношения площадей поперечных сечений подводящего пат-
рубка (а, Ь) и полости, в которой происходит закручивание %D2/4.
Наряду с основными конструктивными параметрами необходимо
учитывать влияние соотношения размеров поперечного сечения под-
водящего патрубка а/b, относительную длину полости L/D и отно-
шение диаметра коаксиальной вставки (если такая имеется) к ди-
аметру полости dJD. В полости тангенциального подвода закрутка
тем больше, чем меньше параметр ab]D2. При постоянном парамет-
ре ablD'2 закрутка потока изменяется с изменением alb. В простом
тангенциальном подводе с уменьшением alb закрутка потока уве-
личивается, что объясняется уменьшением среднего радиуса под-
вода, увеличивающего момент количества движения на входе.
В улиточном тангенциальном подводе, наоборот, средний радиус
подвода и входной момент количества движения увеличивается с
377
увеличением a/b. Лопаточные завихрители (регистры) различаются
формой лопатки, углом, характеризующим отклонение лопаткой
потока от осевого направления, углом поверхности, на которой
расположены лопатки, длиной лопаток. В зависимости от вида и
Рис. 4.10, Схемы регистров камер сгорания генераторов
тепла
угла раскрытия поверхности, по которой располагаются выходные
кромки лопаток, регистры разделяются на:
1)	плоские регистры (о) (рис. 4.10), в которых входные и выход-
ные кромки лопаток располагаются в плоскостях, перпендикуляр-
ных оси регистра. Угол раскрытия 0= 180°;
2)	плоско-конические регистры (б), в которых входные кромки
лопаток располагаются на плоской поверхности, а выходные кром-
378
ки на конической поверхности, угол раскрытия которой меняется в
пределах 18О°>20> 150°;
3)	регистры, в которых входные и выходные кромки находятся
на конических плоскостях. В зависимости от угла раскрытия внут-
реннего конуса различаются полуконические регистры (в) с углом
раствора 20>15О° и конические (г) 20< 150°;
4)	цилиндрические (д), в которых входные и выходные кромки
являются образующими коаксиальных цилиндров.
Все перечисленные регистры могут быть выполнены как с плос-
кими лопатками, так и профилированными. В последнем случае на
выходе и входе предусматриваются прямые участки. Толщина лопа-
ток выбирается из соображений конструктивной прочности регист-
ра (6=1—4 мм) в зависимости от его диаметра. Положение лопа-
ток в регистре определяется углами аир (см. рис. 4.10, е, ж, з).
Угол а, расположенный между плоскостью лопатки и плоскостью,
параллельной оси регистра и проходящей через выходную кромку
лопатки, называется утлом установки лопатки. Угол ц характери-
зует положение кромок лопаток относительно радиуса регистра и
может меняться от 0 до arcsm гВтД?р- При р = 0 кромки лопатки
располагаются по радиусу; при p=arcsin гвт/Др—по касательным
к втулке. Для обеспечения условия L — const по высоте радиально
расположенных лопаток для плоских и плоско-конических регист-
ров должно выполняться соотношение /гвтДД>=гвт/Др, а для кони-
ческих регистров соотношение Д2/Д: =r2/n = ctgO/ctg0. Для созда-
ния лучшего направления движения каждой струи воздуха, выхо-
дящего из межлопаточного, канала, необходимо создавать
определенное взаимное перекрытие лопатками одна другой. Отно-
сительная величина перекрытия одной лопаткой другую: /г=рор/ро,
где р0 — центральный угол, опирающийся на проекцию концов ло-
патки со стороны обода на плоскость выходного среза регистра;
р — центральный угол, опирающийся на концы выходных кромок
(у обода) двух соседних лопаток.
Величина перекрытия по длине лопатки находится в зависимо-
сти от угла р: при р=0 она постоянна по длине лопатки, при р=#0
изменяется, увеличиваясь при приближении к втулке. Если у обо-
да перекрытие равно 0, то у втулки
где п — число лопаток; обычно .принимается 0<Д?^0,15. Все
рассмотренные регистры могут быть выполнены с пережимом на
выходе /гПер= (0,1 • • - 0,3)Др. Угол конусности пережима 2рпер =
= 80 ... 90°. В существующих камерах сгорания с/вт/Др=0,25 ...
. . . 0,4. Большее значение рекомендуется для камер меньшего диа-
метра. Для устранения нагарообразования вокруг форсунки пре-
дусматривается кольцевая щель площадью Ещ=(О,03 ... 0.06)/^.
Высота обода регистра обычно Н = (0,3 . .. 0,4) Др.
Для конических регистров угол скоса втулки принимается h=
= 35 ... 40°, угол скоса кольца регистра £2=8 ... 10°, угол раскры-
379
тия наружного конуса примерно на 10° больше угла раскрытия
внутреннего конуса, отношение ri//?i»0,7 ... 0,75 и для втулки
Л/d=0,35.
Различные типы регистров создают в камере сгорания качест-
венно одинаковую структуру потока. Количественные характерис-
тики: величина гидравлического сопротивления, скоростная нерав-
номерность по поперечному сечению, диаметр и осевая протяжен-
ность зоны обратных потоков, количество продуктов сгорания,
возвращаемых рециркуляцией, выгорание топлива—зависят от типа
регистра, его конструктивных и режимных параметров. В настоя-
щее время отсутствуют надежные методы расчета параметров
потока в камере сгорания; наилучшие условия сгорания устанавли-
ваются по результатам экспериментальных исследований. При ус-
тановке конических регистров топливо сгорает гораздо интенсив-
нее, факел значительно короче, чем при работе с плоскими и с плос-
ко-коническими регистрами, имеющими одинаковые углы закрутки.
Экспериментальные исследования аэродинамики при работе кониче-
ских регистров в изотермических условиях показали, что при всех
углах установки лопаток вплоть до 80° происходит отрыв потока от
стенок переходного конуса, имеющего угол раскрытия 70°. При этом
возникает периферийная циркуляционная зона, простирающаяся от
среза регистра до Л/£)кам=0,45 ... 0,5. Количество возврата про-
дуктов сгорания в этой зоне значительно превосходит количество
обратных потоков в центре камеры. Движение газов между пери-
ферийной и центральными зонами обратных потоков приводит на
начальном участке камеры сгорания к более высоким уровням
градиентов составляющих скоростей по сравнению с плоскими и
плоско-коническими регистрами. Выравнивание поля скоростей
происходит на гораздо меньшем участке камеры, следовательно,
интенсивность турбулентности, создаваемой коническими регистра-
ми в головной части камеры, существенно выше, но, вместе с тем,
увеличивается гидравлическое сопротивление. При установке в ка-
мере плоских и плоско-конических регистров отрыв потока от сте-
нок камеры наблюдается только при малых степенях закрутки
потока. Размер циркуляционной зоны, ее местоположение и интен-
сивность в сильной степени зависят от угла выхода потока из ре-
гистра. Струи выходят из межлопаточного канала под углом,
отличным от угла установки лопаток. Различие между этими угла-
ми в основном определяется конструкцией регистра и профилем
лопаток. В плоских, плоско-конических и полуконических регист-
рах с прямыми лопатками практически угол выхода потока v равен
углу установки лопаток а. В конических регистрах угол выхода по-
тока равняется полусумме углов установки пряых лопаток, измерен-
ных в двух плоскостях — перпендикулярной и параллельной оси
аг 4- а„ ,,	,
регистра v= —-—. Чем оолыпе угол установки, тем оолыпе аб-
солютное значение скоростей потока. Скорость имеет максимальное
значение на выходе из регистра и выравнивается на длине камеры
Ь/ДКам=0,5. Одновременно с ростом у усиливается скоростная не-
38и
равномерность, а следовательно, и турбулентность вблизи регист-
ра. По экспериментальным данным
emax = C0(l+ Sill4V),
где v — угол выхода потока; с0 — опытный коэффициент, завися-
щий от конструктивных соотношений и типа регистра. С ростом v
возрастают закрутка потока, количество возвращаемых масс и раз-
меры зоны обратных потоков. Увеличение v в плоско-конических
регистрах приводит к расширению обратной зоны в центральной
части и к сокращению в пристенной. Если в качестве определяюще-
го параметра зоны возврата принять bm=bm!ai/D, где — мак-
симальная ширина зоны обратных потоков, м;
D — диаметр камеры сгорания, м; а в качестве характери-
ристики регистра — гидравлический параметр
г	FBX \2	1
Р QW2bx	coS2v’
то максимальный диаметр зоны обратных потоков при изотермиче-
ских продувках равен
bm=ath(b cos v ] ГР — 1),
где а и b — опытные коэффициенты, зависящие от типа и характе-
ра течения в камере. Для конических и плоско-конических регист-
ров при безотрывном течении а=2, 6=0,5, при отрывном течении
а=0,42, 6 = 2,5. Количество продуктов сгорания в обратном потоке,
характеризуемое коэффициентом эжекции п0= Go^/Gp^, также оп-
ределяется углом выхода потока; при изотермическом потоке
п0=т cos2 v (Гр— 1),
т — опытный коэффициент (т=0,95 — безотрывное течение,
т=0,15 — отрывное течение).
При горении абсолютное значение скоростей возрастает, усиливает-
ся неравномерность потока и его турбулентность. Расширение по-
тока при горении происходит только в направлении к оси камеры.
Увеличиваются осевые составляющие скорости, а размер зоны об-
ратных потоков и коэффициент эжекции уменьшаются. Влияние
топливной нагрузки камеры сгорания может быть учтено парамет-
ром Еух/Гв, где Тух — температура газов на выходе из камеры;
Тв — температура воздуха на выходе. При горении
A6=q (Гух/Гв — 1) (1 — sin v),
Д/г = р sin v (7 ух/Гв — 1 )0-25,
С; = 0,3, /2 = 0,4.
Опыт работы с фронтовыми устройствами, состоящими из плоско-
конических регистров с механическими форсунками, имеющими угол
раскрытия топливного факела 70—80°, показывает, что наилучшее
воспламенение и сгорание топлива обеспечивается при скоростях
381
воздуха на выходе из регистра 30—40 м/с, углах выхода потока
30°^v^50°, отношении Dv/D4 ггор=0,3 . . . 0,6 и </вт/Ррег=0,25 ...
... 0,4.
Стремление получить па выходе из камеры сгорания поток про-
дуктов сгорания с максимально возможной температурой объясня-
ется в основном двумя причинами.
Во-первых, скорость химической реакции в зоне горения резко
повышается с повышением температуры и характеризуется экспо-
ненциальной зависимостью от температуры и степенной от концент-
рации. При проведении процесса горения в условиях высоких тем-
ператур сама химическая реакция перестает лимитировать процесс»
протекая значительно быстрее подготовительных физических яв-
лений.
Во-вторых, повышение температуры потока газов на входе в
теплообменник повышает температурный напор между нагреваю-
щей и нагреваемой средами, а следовательно, количество тепла,
передаваемого через единицу поверхности теплообмена. Макси-
мально достижимая в результате адиабатного сгорания темпера-
тура в камере сгорания зависит от избытка воздуха и достигнутой
полноты сгорания
^теор Л.г/^н/оАдСср,
где /теор — теоретическая температура сгорания, ° С; т]г — коэффи-
циент полноты сгорания; QjP1 — низшая теплотворная способность
топлива, кДж/кг; а - - коэффициент избытка воздуха в камере сго-
рания; Lo — теоретически необходимое количество воздуха для
сгорания 1 кг топлива; сср — средняя теплоемкость продуктов сго-
рания, кДж/кг° С.
Из формулы видно, что максимальной величины теоретическая
температура сгорания достигает при а—>1. Наличие коэффициен-
та избытка воздуха а>1 ведет также к увеличению потерь тепла
с уходящими газами
Qyx.raa = ^к.сгор^Р (^ух ^окр) <хД)Дг (^ух‘ ^опр) С1’
где Qyx-газ — количество тепла, теряемого с уходящими газами,
Вт; GKCrop — расход продуктов сгорания, кг/с; ср — средняя их
теплоемкость кДж/кг0 С; tyx, tOKp — температура продуктов сгора-
ния за теплообменником и в окружающей среде, в ° С.
В связи с этим стремятся всегда обеспечить работу камеры сго-
рания с высокой полнотой сгорания при минимальных избытках
воздуха. Температура продуктов сгорания в генераторах тепла ог-
раничивается допустимой температурой металлической стенки. При-
меняемые для изготовления камер сгорания и теплообменников-
жаропрочные сплавы хастелой (США), нимоник различных марок
(Англия) и другие обеспечивают длительную работу при темпера-
туре стенки до 900° С.
Температурный уровень стенок камеры сгорания и теплообмен-
ника определяется интенсивностью процессов теплообмена и тем-
пературами теплоносителей. Интенсивность теплообмена между
382
потоком газов и стенкой определяется, в основном, скоростью по-
тока. В центре теплообменника размещен глушитель, образующий
с цилиндрическими стенками теплообменника кольцевой проход для
продуктов сгорания. Такой компоновкой обеспечивается требуемая
скорость продуктов сгорания. Глушитель представляет собой ме-
таллический перфорированный кожух, заполненный теплостойким
звукоизолирующим материалом. Снижение температуры стенок до
допустимого предела обеспечивается интенсификацией теплообме-
на со стороны охлаждающего воздуха или увеличением охлаждаю-
щей поверхности. Увеличение интенсивности теплообмена возможно
за счет увеличения скорости воздуха, но такой путь ведет к воз-
растанию гидравлического сопротивления, а следовательно, к воз-
растанию мощности, потребной на перемещение нагреваемой
среды.
Наиболее приемлемыми являются методы увеличения интенсив-
ности теплообмена без существенного роста гидравлического сопро-
тивления. К таким методам относятся воздействие на пограничный
слой для его турбулизации и разрушения. Воздействие на погра-
ничный слой может оказываться: а) установкой на наружной ци-
линдрической поверхности поперечных ребер-диафрагм; б) созда-
нием на поверхности искусственной шероховатости за счет вы-
штамповок; в) установкой турбулизирующих планок, решеток,
завихрителей и др.
Для увеличения поверхности теплообмена применяется оребре-
ние со стороны нагреваемого воздуха продольными ребрами раз-
личной конфигурации (рис. 4.11).
Для предотвращения опасности перегрева начальных участков
теплообменника обеспечивают снижение температуры потока про-
дуктов сгорания на выходе из камеры за счет создания рецирку-
ляции. Один из способов создания рециркуляции продуктов сгора-
ния показан на рис. 4.12. Генератор тепла имеет камеру сгорания
с теплообменником из гофрированных пластин. Горячие газы из
камеры сгорания отводятся в теплообменник через правый конец
эжектора, выполненного в виде трубы Вентури. Эжектор располо-
жен соосно с поверхностью глушителя и корпуса, к которым при-
варена теплопередающая поверхность. Корпус снабжен нескольки-
ми отверстиями, обеспечивающими проход продуктов сгорания из
эжектора в каналы теплопередающей поверхности. Узкое сечение
эжектора снабжено прорезями, осуществляющими связь внутренней
полости эжектора через канал с правым концом теплообменника.
При движении по эжектору продукты сгорания через прорези под-
сасывают некоторое количество газа, предварительно охлаждаемого
при проходе через теплообменник. В результате этого температура
продуктов сгорания на выходе из эжектора снижается.
Конструктивная схема камеры сгорания и теплообменника в ос-
новном определяется номинальной теплопроизводительностью гене-
ратора тепла. У генератора тепла малой теплопроизводительности
теплообменник представляет собой цилиндрический канал, являю-
щийся продолжением камеры сгорания. С ростом теплопроизводи-
383
тельности и поверхности теплообмена растут осевые габариты
цилиндрического теплообменника. Поэтому часть поверхности тепло-
обмена размещается в виде коаксиальных цилиндрических поверх-
ностей, образующих кольцевой канал, соосный с камерой сгорания.
Цилиндрическая часть теплообменника соединяется с кольцевой
несколькими патрубками овальной или прямоугольной формы.
Проходные сечения теплообменника выбирают так, чтобы скорость
движения продуктов сгорания оставалась постоянной или несколь-
ко увеличивалась по мере охлаж-
дения газов. Количество кольце-
вых ходов зависит от теплопроиз-
водительности генераторов. Одно-
ходовой или прямоточный генера-
тор тепла является простейшим.
Рис. 4.11. Оребрение поверхности,
омываемой кабинным воздухом
Рис. 4.12. Схема рециркуляции продук-
тов сгорания в камере и теплообменнике.
Недостатками его являются: относительно малый КПД, пожарная
опасность в эксплуатации, большие потери в окружающую среду с
наружной поверхности. Для генераторов тепла теплопропзводи-
тельностью до 5 кВт применяется одноходовая схема с цилиндри-
ческим теплообменником, до 60 кВт — двухходовая и до 140 кВт —
трехходовая схема.
Следующая группа устройств, обеспечивающая процесс горе-
ния, эффективность и устойчивость его относится к подаче топлива
в камеру сгорания.
К приборам подачи топлива в камеру сгорания относятся
горелка и форсунки;
подогреватели топлива;
фильтры топливные;
регуляторы давления топлива;
электроклапаны топливные;
жиклеры;
пневмореле;
насосы.
Рассмотрим эти приборы.
384
4.5. ГОРЕЛКИ
Эффективность процесса сжигания жидкого топлива в камерах
сгорания генераторов тепла, в основном, определяется качеством
топливовоздушной смеси, подаваемой в камеру горелкой. Под го-
релкой понимается устройство для распиливания топлива и сме-
шения его с топочным воздухом для обеспечения нормального сго-
рания смеси в камере. Эти устройства
принято разделять на три основные
группы.
Кинетические — подающие в камеру
хорошо перемешанную смесь паров топ-
лива с воздухом, близкую к однородной
смеси. При этом время горения в камере
определяется, в основном, временем, не-
обходимым для протекания химической
реакции между топливом и окислителем.
Диффузионные — в которых воздух и
распыляемое топливо поступают в каме-
ру сгорания раздельно. Испарение жид-
кого топлива, смешение паров с воздухом
и химическая реакция протекают парал-
лельно в объеме камеры сгорания. При
этом время горения топлива выраж'ается
неравенством
Рис. 4.13. Классификации
горелок:
Г—горелки генераторов тепла;
К—кинетические горелки: Д—
диффузионные горелки; С—сме-
шанные горелки; Ф/С—форсу-
Т'гор
ГиспН~ ^смеш +Тхим’
где тгор — время, необходимое для полно-
го сгорания топлива, с; тис,п — время, не-
обходимое для испарения капель жидко-
го топлива, с; тсмеш — время, необходи-
мое для смешения паров топлива с воз-
ночные кинетические горелки;
ПК—испарительные	кинетиче-
ские горелки; ВД—вращатель-
ные диффузионные горелки;
ЦД—центробежные диффузион-
ные горелки; ВИ—вертикальные
испарительные горелки; Г И—
горизонтальные испарительные
горелки; ПГ—плоские горизон-
тальные испарительные горел-
ки: ЦГ—цилиндрические гори-
зонтальные испарительные го-
релки
духом, с; Тхим —• время, необходимое для
завершения реакции паров топлива с окислителем, с.
Так как испарение, смесеобразование и химическая реакция про-
текают в объеме камеры сгорания одновременно, то суммарное вре-
мя горения, как правило, меньше суммы продолжительностей ос-
тальных стадий.
Смешанные — с частичным смесеобразованием, занимающие
промежуточное положение между кинетическими и диффузионны-
ми горелками.
Кинетические горелки разделяются на форсуночные и испари-
тельные, а диффузионные — на вращающиеся и центробежные.
Испарительные горелки в свою очередь разделяются на вертикаль-
ные и горизонтальные, последние же — на плоские и цилиндриче-
ские (рис. 4.13).
Рассмотрим кратко только кинетические и диффузионные горел-
ки, поскольку смешанные горелки состоят в основном из элемен-
тов первых двух типов.
13	505
385
4.5.1. Кинетические горелки
Форсуночные кинетические горелки
Тип горелки определяет длину факела или длину зоны актив-
ного горения. Приближенно
•^"фак ^срДор’
где £фак — длина факела, м; Wzcp — среднерасходная скорость про-
дуктов сгорания в камере, м/с; тГОр — время горения, с.
Наиболее короткий факел дают кинетические горелки, наибо-
лее длинный — диффузионные. В кинетических горелках для рас-
пиливания жидкого топлива, как правило, применяют пневмати-
ческие форсунки, в которых струя топлива вытекает с малой скоро-
стью в движущийся поток воздуха, и разрушение струи происходит
за счет энергии, содержащейся в воздушном потоке. Основ-
ными преимуществами пневматических форсунок являются: воз-
можность обходиться низким давлением воздуха и надежность ра-
боты при малых расходах топлива. В качестве распиливающего
агента используется весь воздух, необходимый для горения. Основ-
ным узлом кинетической горелки является сопло Вентури, в горло-
вине которого установлена топливоподающая трубка. В приведен-
ной горелке (рис. 4.12) топливо, подводимое от насоса через сопло,
впрыскивается в поток воздуха и смешивается с ним в относитель-
но коротком диффузоре. Сопло размещается в минимальном сече-
нии горелки, где имеет место максимальный скоростной напор
распиливающего воздуха. Топливовоздушная смесь поступает в ка-
меру сгорания через завихритель, в котором создается вращатель-
ное движение потока. Завихритель снабжается стержневым вос-
пламенителем. Воздух в горелку поступает непосредственно из
воздухозаборника генератора тепла. Содержащиеся в топливовоз-
душном потоке неиспарившиеся капли топлива, сепарируясь на ло-
патках завихрителя, вызывают образование коксовых наростов, на-
рушающих симметричность факела в камере сгорания и работу
горелки. Поэтому вместо использования завихрителя топливовоз-
душная смесь часто вводится в камеру сгорания непосредственно
через диффузор форсунки. В этом случае его располагают по ка-
сательной к образующей камеры сгорания, что создает вращение
потока в камере. Для увеличения испарения топлива в горелке в
камеру сгорания подается нагретый воздух, отбираемый от потока
вентиляционного воздуха, прошедшего через калорифер.
Основным фактором, определяющим скорость и полноту испаре-
ния топлива, служит при заданных параметрах воздуха размер об-
разующихся при дроблении топлива капель. Для получения мини-
мального размера капель необходимо стремиться к уменьшению
толщины топливной струи, получению максимальной относительной
скорости на границе топлива и воздуха, увеличению поверхности
соприкосновения топлива с распыляющим воздухом, созданию оп-
тимальной толщины воздушной струи, увеличению турбулентности
воздушных струй и направлению воздушных потокор под углом к
386
топливному факелу. Относительная скорость топлива и воздуха в
форсунке обычно составляет 30—120 м/с при скорости истечения
топлива 0,1—1 м/с.
МЙ
mJ
Рис. 4.14. Схе-
ма испаритель-
ной форсунки
генератора
тепла
Испарительные кинетические горелки
Стремление сократить общее время сгорания топлива за счет
исключения из процесса стадии испарения реализуется с предвари-
тельной газификацией жидкого топлива. Испарительная форсунка
представляет собой устройство, в котором отсутствует узел распи-
ливания, а горение происходит со свободной поверхности топлива
и сопровождается одновременно его испарением за счет тепла пла-
мени. Параллельно с испарением топлива происходит термическое
разложение топлива (крекинг), которое приводит к
образованию, при наличии кислорода, легко сгора- *	*
ющих в объеме камеры горючих газов СН4, СО, Н2. —1—|—I—
Состав газа в зоне газификации определяется тем- — ~
пературой и количеством кислорода в ней. В испа-
рительных форсунках генераторов тепла (рис.
4.14) топливо под относительно низким давлением
впрыскивается в испарительные трубки, которые
омываются продуктами сгорания. В эти же трубки
поступает некоторое количество воздуха, что обес-
печивает частичное окисление топлива, предотвра-
щая его крекинг с образованием трудносгораемых
тяжелых углеводородов и сажистых частиц. Из ис-
парительных трубок богатая топливовоздушная
смесь («=0,2—0,3) выходит в направлении, обрат-
ном направлению основного потока. В передней ча-
сти камеры сгорания топливовоздушная смесь раз-
бавляется дополнительным количеством воздуха,
что обеспечивает получение горючих концентраций.
В испарительных горелках не исключена возможность значи-
тельного нагарообразования и коксования в испарительных труб-
ках, что является серьезным недостатком данных систем подачи
топлива. Большую роль в борьбе с отложением кокса играет тем-
пературный режим, а также выбор материала для испарителя. На-
иболее подходящими являются хромированная медь, хромоникеле-
вые и хромомолибденовые стали.
Применяются также испарительные горелки с горением на по-
верхности испарителя и подачей всего воздуха, необходимого для
горения, в зону испарения топлива. Они разделяются на вертикаль-
ные и горизонтальные, последние в свою очередь могут быть
плоскими и цилиндрическими. Жидкое топливо в вертикальной го-
релке подводится в цилиндрическую чашку и находится в ней в ви-
де слоя определенной толщины. Чашка окружена перфорированным
экраном, в который подводится воздух, необходимый для горения.
Поскольку жидкое топливо горит в паровой фазе, то при устано-
вившемся режиме скорость горения со свободной поверхности
13*
387
(рис. 4.15) целиком определяется скоростью испарения жидкости.
Сгорание в факеле над поверхностью жидкости происходит вслед-
ствие диффузионного перемешивания паров с воздухом. Темпера-
тура поверхности жидкости почти равна температуре кипения
топлива. Тепло к поверхности жидкости от факела подводится,
главным образом, тепловым излучением. Подвод тепла теплопро-
водностью затруднен движением паров от поверхности и отдален-
ностью фронта пламени. Для установившегося процесса горения
тепло, излучаемое факелом на поверхность жидко-
/\	го топлива, расходуется на подогрев жидкости до
/	кипения и на парообразование
^=и/г[сж(4—А>)Н-фЪ
V \ где <7Л—количество тепла, излучаемое факелом на
fee-gp единицу поверхности жидкости, Вт/м2; Й7Г— ско-
рость горения, кг/(м2с); сж — средняя теплоем-
кость жидкости, кДж/(кг-°С); t0, tK — начальная и
Рис. 4.15. Схе-
ма горения топ-
лива с откры-
той поверхно-
сти:
1—зона паров и
продуктов терми-
ческого разложе-
ния; 2—зона дого-
рания; 3—зона
воспламенения;
4—зона подогре-
того топлива: 5—
зона холодного
топлива
конечная температуры кипения топлива; <р — тепло-
та парообразования, кДж/кг.
Весовая скорость выгорания топлива со свобод-
ной поверхности приблизительно равна для автобен-
зина 0,0222 кг/(м2-с), авиабензина—0,025 кг/(м2 с)
и 1керосина — 0,0139 кг/(м2-с). В связи с малой
удельной скоростью выгорания топлива теплопро-
изводительность таких горелок невелика.
Вертикальные испарительные кинетические го-
релки. Для повышения теплопроизводительности в
вертикальной испарительной горелке (рис. 4.16)
предусматривается предварительный подогрев топ-
лива. Топливо перед поступлением в испарительную
чашку пропускается по узкому каналу, образованному концентри-
ческими цилиндрами, приваренными к корпусу горелки и крышке.
При движении топлива от периферии горелки к центру оно посте-
пенно нагревается за счет тепла, отводимого теплопроводностью от
крышки горелки, соприкасающейся с продуктами сгорания в каме-
ре. Вертикальные испарительные горелки чаще всего применяются
в наземных генераторах тепла.
Горизонтальные испарительные кинетические горелки. Отличи-
тельной особенностью горизонтальных испарительных горелок
является наличие насадки для более равномерного распределения
топлива по поверхности испарения и предотвращения его скапли-
вания в нижних полостях горелки. Цилиндрическая горизонталь-
ная испарительная горелка (рис. 4.17) имеет форму усеченного ко-
нуса /, большее основание которого закрыто плоской стенкой 9, а
меньшее служит выходом в цилиндрическую камеру сгорания.
Ниже горизонтальной осп генератора тепла, в стенке 9 размещен
карман 5 квадратного сечения, в котором установлена свеча нака-
ливания 4, заключенная в кожух 6. Жидкое топливо, подаваемое
из клапанного устройства 8 через трубу 7, попадает на нагретую
388
поверхность кожуха 6 и испарителя. Объем кармана 3 под кожу-
хом 6 заполнен насадком 5, изготовленным из свернутой тонкой
проволоки. Неиспарившееся топливо стекает по поверхности кожу-
ха 6 на этот насадок. При работе горелки насадок нагревается
продуктами сгорания. Остаток неиспарившегося топлива течет по
дну кармана 3 в горелку 1. Воздух, необходимый для горения, под-
водится в горелку по изогнутой трубе 10, проходящей от заборника
Рис. 4.16. Вертикальная ис-
парительная горелка
Рис. 4.17. Горизонталь-
ная испарительная го-
релка:
/—горелка; 2—вертикальная
перегородка горелки; 3—кар-
ман горелки; 4—свеча нака-
ливания; 5—насадок; 6—ко-
жух; 7—труба; 8—клапанное
устройство; 9—стейка; 10—
труба подачи воздуха
через камеру сгорания. Труба 10 заканчивается коленом, выходное
сечение которого расположено тангенциально к внутренней кони-
ческой поверхности горелки чуть выше кармана 3. Выходящий из
кармана поток воздуха ограничен конической поверхностью горел-
ки 1, стенкой 9 и вертикальной перегородкой 2, закрывающей при-
мерно половину поперечного сечения горелки. В горелке возникает
вращающийся по стенке поток воздуха, которым подхватывается
вытекающее из кармана 3 жидкое топливо, и образующаяся смесь
сгорает. Горящий вращающийся факел, омывая трубу 10 и нагре-
вая воздух, подаваемый для горения, выходит в камеру сгорания.
Наибольшее распространение в качестве материала насадки полу-
чил асбест, который за счет капиллярных сил распространяет под-
водимое топливо более равномерно по всей поверхности.
Плоские горизонтальные испарительные ки-
нетические горелки. Цилиндрический корпус плоской гори-
зонтальной испарительной горелки (рис. 4.18) с одной стороны имеет
плоское дно, снабженное штуцером для размещения свечи нака-
ливания, а с другой стороны фланец для присоединения цилинд-
рической камеры сгорания. По дну на среднем диаметре крышки
припаян распределитель топлива кольцевой формы. Распредели-
389
тель представляет собой медную трубу с равномерно расположен-
ными отверстиями на боковой поверхности. Один конец трубки за-
глушен, а другой через штуцер связан с источником топлива. Свеча
накаливания заключена в кожух. Внутреннее пространство горелки
заполнено насадкой, изготовленной из плетеной ленты. Набивка
закреплена в корпусе кольцом с приваренными к нему держателя-
ми. После сборки держатели приваривают к кожуху свечи. Воздух,
необходимый для горения, подводится
через цилиндрический патрубок, рас-
положенный тангенциально к цилинд-
рической камере сгорания. Образую-
щийся в камере вращающийся поток
обдувает поверхность асбестовой на-
садки, удаляя образующиеся на ней
пары, которые сгорают непосредствен-
Рис. 4.18. Плоская го-
ризонтальная испари-
тельная горелка
Рис. 4.19. Цилиндрическая го-
ризонтальная испарительная
горелка
но у поверхности испарителя. Горелками такой конструкции обору-
дованы зарубежные и отечественные генераторы тепла.
Цилиндрические горизонтальные испаритель-
ные кинетические горелки состоят из двух частей: ис-
парительная камера представляет собой цилиндрический канал,
внутренняя поверхность которого футерована листовым ас-
бестом (рис. 4.19). Футеровка закреплена на стенке каме-
ры перфорированным кольцом из жаропрочной стали. Топливо
равномерно распределяется по футеровке через каналы в крышке
или стенке испарительной камеры. Крышка снабжена направляю-
щим аппаратом той или иной конструкции, создающим вращающий-
ся поток топочного воздуха при входе его в испарительную камеру.
Топливовоздушная смесь воспламеняется свечой накаливания, рас-
положенной у стенки испарительной камеры. При работе горелки
топливо испаряется с поверхности футеровки за счет тепла, получае-
мого от горящего факела, смешивается с воздухом и воспламеня-
ется. Из испарительной камеры пламя и топливовоздушная смесь
через диффузор попадают в завихрительное устройство горелки,
где дополнительно закручиваются перед поступлением в камеру
сгорания и теплообменник.
Всем испарительным горелкам присущ существенный недоста-
ток, вытекающий из принципа, положенного в основу их работы:
количество топлива, сгорающего на единице поверхности горелки,
не может быть увеличено сверх предельной величины, определяемой
390
родом топлива и количеством тепла, подводимого к поверхности
испарения. В связи с этим испарительные горелки нашли примене-
ние в генераторах тепла, работающих в основном на бензине и
имеющих теплопроизводительность не более 23 кВт.
4.5.2. Диффузионные горелки
Вращающиеся диффузионные горелки
В генераторах тепла большой производительности широкое рас-
пространение получили диффузионные горелки с механическими
распылителями топлива (форсунками). Механические форсунки, в
свою очередь, можно \ словно разбить на форсунки с вращающим-
ся распылителем и центробежные. В форсунке с вращающимся рас-
пылителем вращением диска или барабана создается пленка топ-
Рис. 4.20. Вращающаяся
диффузионная горелка:
/—полый вал; 2—распыли-
тель; 3—стакан; 4—электро-
двигатель; 5—крыльчатка;
6—кольцевая щель
лива. Эта пленка при стекании с кромок ди-
ска или барабана становится неустойчивой
и распадается на капли. При очень малом
расходе жидкости на кромке барабана воз-
никает жидкий тор, который под действием
центробежных сил деформируется так, что
на нем образуются шаровидные узлы. Рост
этих узлов приводит к срыву с кромки бара-
бана отдельных капель. При увеличении
расхода топлива шарообразные узлы на то-
ре превращаются в тонкие струп и нити,
стекающие с кромок барабана. Число этих
нитей возрастает с увеличением расхода
жидкости и достигает некоторого постоянно-
го значения, после чего остается постоян-
ным независимо от расхода. Вследствие
действия аэродинамических сил жидкие
нити распадаются на капли на некотором расстоянии от кромки
барабана. При дальнейшем увеличении расхода жидкости нити,
число которых остается постоянным, не могут пропустить всю жид-
кость из тора на кромке и поэтому тор сбрасывается с кромки и
образует пленку. Топливо при незначительном избыточном давле-
нии (0,01 ... 0,02 МПа) подается в полый вал 1 (рис. 4.20), вра-
щающийся с частотой около 7000 об/мин. Отсюда через распыли-
тель 2 топливо попадает в стакан 5, расширяющийся в сторону ка-
меры сгорания. С острого края стакана, вращающегося вместе с
валом, топливо в распыленном виде выбрасывается в камеру сго-
рания. В качестве привода служит электродвигатель 4. На том же
валу 1 закреплена крыльчатка вентилятора 5, подающего воздух,
необходимый для горения, через кольцевую щель 6 у края стака-
на. В результате взаимодействия топливной и воздушной струй про-
исходит некоторое дополнительное распыление крупных капель п
перемешивание. Расход через форсунку легко регулируется в широ-
ких пределах (8... 100%) без ухудшения качества горения.
391
Центробежные диффузионные горелки
В широко применяемых центробежных горелках жидкость перед
выходным отверстием сопла приобретает интенсивное вращение в
камере закручивания, куда она поступает через тангенциальные
каналы. При выходе из сопла жидкость образует утончающую
пленку, представляющую собой полый конус. Эта пленка теряет
устойчивость и распадается на капли. Основные характеристики ра-
боты центробежных форсунок — расход и угол факела, размер
капель определяются соотношением геометрических размеров фор-
сунки п вязкостью протекающего через форсунку топлива. Секунд-
ный массовый расход топлива через форсунку (кг/с)
О = лгс[х ]/
а угол факела
tga/2—2[хЛэ/1 (1-L-S)2 — 4рЛ|,
где ц — коэффициент расхода форсунки; q — плотность топлива,
кг/м3; /лг —• перепад давления на форсунке, определяющий ско-
рость истечения топлива из сопла, МПа; S=r/rc — безразмерный
радиус воздушного вихря на сфере сопла форсунки, являющийся
функцией А3:АЭ ——X/2(R----------)~R~ эквивалентная геометричес-
кая характеристика форсунки; гс — радиус сопла форсунки, м;
/? — плечо закручивания, и; гвх — радиус тангенциальных кана-
лов, м; п — количество тангенциальных каналов; /. — коэффициент
трения, являющийся функцией скорости течения топлива и его вяз-
кости.
Коэффициент расхода форсунки и угол факела однозначно опре-
деляются эквивалентной геометрической характеристикой. С ростом
эквивалентной геометрической характеристики коэффициент расхо-
да форсунки падает, а угол факела возрастает. Размер образую-
щихся капель уменьшается с увеличением скорости истечения топ-
лива, т. е с ростом перепада на форсунке.
Разработка форсунок с небольшим коэффициентом расхода при
относительно малых расходах вязкой жидкости представляет изве-
стные трудности, связанные, в основном, с влиянием трения на
гидравлические параметры. При конструировании центробежных
форсунок необходимо стремиться к получению большого значения
Лэ»6 ... 8, что обеспечивает малые значения коэффициента рас-
хода и большой корневой угол факела. Уменьшение коэффициента
расхода ведет при заданном расходе топлива к увеличению пере-
пада давлений на форсунке, а следовательно, к увеличению скоро-
сти истечения и уменьшению диаметра капель.
Эквивалентная характеристика форсунки может быть увеличена
или за счет увеличения плеча закручивания, или за счет уменьше-
ния площади входных каналов. Количество входных каналов п
обычно равно двум, так как при одном канале резко нарушается
равномерность закручивания топлива вокруг осп факела. Эквива-
392
лентная характеристика при изменении плеча закручивания прохо-
дит максимум при
2 — rc/rBy. уА 'fJ2n
и при уменьшении гвх ^0 приближаются к значению
д max	/ R , \
Аэ = 2/Д (-----11.
С увеличением вязкости максимальное значение Аэ уменьшает-
ся. Получается своеобразный «вязкостный барьер»: для вязкой
жидкости эквивалентная геометрическая характеристика при
уменьшении гвх не может стать больше соответствующей макси-
Рис. 4.22. Центробежная диффузион-
ная горелка:
/—шайба алюминиевая;	2—сопло;	3—
фильтр; 4—корпус; 5—втулка; 6 и 7—шту-
церы; 8—прокладка медная; 9—прокладка
резиновая
Рис. 4.21. Зависимость угла
факела <р от температуры
топлива:
/—топливо Т-1; 2—идеальная
жидкость; 5—бензин Б-70
мальной величины. Диаметр входных каналов по технологическим
соображениям не может быть сделан менее 0,3—0,4 мм.
С увеличением вязкости топлива корневой угол факела умень-
шается и ухудшается качество распыливанпя топлива. В связи с
этим изменяется распределение топлива в камере сгорания. При
этом, чем выше вязкость топлива и больше производная вязкости
по температуре, тем значительнее влияние температуры топлива на
корневой угол. На рис. 4.21 показано изменение расчетного корне-
вого угла факела при изменении температуры топлива. При рабо-
те форсунки на керосине изменение температуры от +50 до —50° С
вызывает уменьшение корневого угла на 35% и рост диаметра кап-
ли на 55%.
Часто для устранения влияния температуры топлива форсунку
и подводящие трубопроводы располагают в нагретом воздухе, в ре-
зультате чего температура топлива поддерживается положительной
и примерно постоянной. Корневой угол факела центробежных фор-
сунок, применяемых в генераторах тепла, соответствует 60—
70°.
Одним из способов снижения влияния трения на характеристи-
ки форсунок малого расхода является применение форсунки с пере-
пуском топлива (рис. 4.22). В корпусе 4 ввернуты сопло 2 и втулка
393
5 с фильтром 3, во втулку 5 ввернуты штуцера 6 и 7, через послед-
ний керосин идет в бак при работе генератора на режиме понижен-
ной теплопроизводительности. Форсунка корпусом 4 ввинчивается
во фланец камеры сгорания (см. рис. 4.4).
Топливо из насоса поступает через тангенциальные каналы в
камеру закручивания. Из камеры закручивания топливо может по
перепускному каналу через
распределительный клапан
перепускаться на всасывание
насоса или в бак. При полно-
стью открытом распредели-
тельном клапане все топливо,
поступившее в камеру закру-
чивания, перепускается, коэф-
фициент расхода близок к 0.
По мере закрытия распреде-
лительного клапана часть топ-
лива начинает поступать через
сопло в камеру сгорания. При
этом коэффициент расхода
возрастает и достигает макси-
мального значения при количе-
стве перепускаемого топлива,
равном нулю. Так как при ма-
Рис. 4.23. Центробеж-
ная горелка с танген-
циальными малыми
каналами на пробке
Рис. 4.24. Зависимость расхода топлива GT
от давления Др$ и площади отверстия фор-
сунки (Д' форсунки)
лых расходах через сопло общий расход через камеру закручива-
ния велик, то трение топлива о стенки камеры закручивания ока-
зывает весьма слабое влияние на гидравлику форсунки с перепус-
ком, чем на гидравлику простой центробежной форсунки. Поэтому
в форсунке с перепуском можно получить очень малые значения
коэффициента расхода. Наилучшие результаты работы форсунки
получаются при перепуске топлива на периферии камеры закручи-
вания. Основной недостаток форсунок с перепуском состоит в не-
обходимости больших прокачек топлива через форсунки. Малыми
гидравлическими потерями энергии при движении топлива через
дозирующие элементы и в вихревой камере отличается от других
394
форсунка, показанная на рис. 4.23. Характерной особенностью та-
кой форсунки является выполнение тангенциальных каналов на ко-
нусной пробке. Это позволяет создать камеру закручивания малых
размеров с коротким соплом. Прямоугольное сечение тангенциаль-
ных каналов и расположение их на наружной поверхности пробки
облегчает изготовление и контроль каналов малых размеров. Фор-
сунки такой конструкции обеспечивают удовлетворительное каче-
ство распыла топлива в рабочем диапазоне избыточных давлений
0,03—0,11 МПа при расходе топлива 0,5... 15 кг/ч (рис. 4.24).
4.6.	УСТРОЙСТВА подачи топлива
4.6.1.	Подогреватель топлива
Некоторые генераторы тепла имеют специальные подогреватели
топлива. Это устройство 4 (см. рис. 4.2) предназначено для подо-
грева керосина до температуры в пределах 65 . . . 75° С в период
включения генератора в работу.
6 5
Рис. 4.25. Подогреватель топлива:
/—корпус; 2~спираль; 3—трубка: 4—стержень; 5—рычажной узел; 6— мик-
ровыключатель; 7, 8—штуцера топливные; 9—штепсельный электроразъем
Чем большая высотность летательного аппарата, тем большая
возникает необходимость в подогреве топлива. Подогрев обеспечи-
вает значительно лучшие условия пуска генератора. Керосин подо-
гревается электрической спиралью 2 (рис. 4.25), расположенной в
корпусе 1. Внутри корпуса 1 установлен чувствительный элемент,
состоящий из медной трубки 3 и стержня 4, изготовленного из ин-
вара. При изменении температуры керосина чувствительный эле-
мент через рычажный узел 5 воздействует на кнопку микровыклю-
чателя 6, который включает или выключает электроток питания
спирали. К штуцерам 7 и 8 подсоединяются топливные трубопрово-
ды, к штепсельном)^ разъему 9 подводится электропитание.
395
4.6.2.	Коробка топливная
Рис. 4.26. Коробка топливная:
1—регулятор давления; 2, 6—топливные клапа-
ны; 3—топливный фильтр: < 5—жиклеры мало-
го и большого расхода соответственно; 7—
угольник; 8—корпус-. 9, 10, 11, 12—угольники;
13—штепсельный разъем
Топливная коробка 7 (см. рис. 4.2) исполняет несколько функ-
ций: она предназначена для фильтрации топлива, поддержания
постоянного заданного давления его перед форсункой, открытия и
закрытия доступа топлива в камеру сгорания, перепуска части
топлива из форсунки. Группировка нескольких узлов в один агре-
гат обеспечивает максимальную компактность и повышает надеж-
ность работы генератора
тепла.
Топливная коробка (рис.
4. 26) состоит из двух крышек,
изготовленных из листовой
стали. В коробку вмонтирова-
ны две топливные линии. Ли-
ния подачи топлива от насоса
на форсунку состоит из топ-
ливного фильтра 5, регулятора
давления 1 и топливного кла-
пана 2, связанных трубопрово-
дами. Перепускная линия со-
стоит из двух топливных кла-
панов 6 и двух жиклеров 4 и
5, соединенных трубопровода-
ми. Жиклер 4 предназначен
для малого расхода топлива,
жиклер 5 — для большого.
Клапаны 2 и 6 обеспечивают
магистрали. Корпус 8 изготов-
лен из стали, треугольники и угольник 7, штуцера 10, 11, 12 сде-
ланы из алюминиевого сплава.
Топливо из бака поступает в топливный насос, после которого
проходит такой же клапан, как клапан 2, но расположенный вне
топливной коробки; далее движется через фильтр 3, регулятор дав-
ления 1, клапан 2 и попадает в форсунку с перепуском. От фор-
сунки излишнее топливо по другому трубопроводу поступает в жик-
леры 4 или 5, в клапаны 6, такие же, как клапан 2, а из клапанов
движется в топливный бак.
Рассмотрим конструкции перечисленных элементов топливной
коробки.
открытие и закрытие топливной
4.6.3.	Фильтр топливный
Керосин, поступивший в полость А (рис. 4.27), течет по каналу
Б в полость В, откуда через отверстия Г заходит в полость Д.
Пройдя через фильтрующую сетку, очищенный керосин попадает в
полость Е, из которой по каналу Ж вытекает в полость 3 и далее
движется в регулятор давления.
На боковых сторонах корпуса 1 нанесены стрелки, показываю-
щие направление течения керосина в фильтр. Входные и выходные
393
отверстия имеют коническую резьбу К l/8,z и закрываются до по-
становки фильтра на генератор тепла резьбовыми заглушками 2.
Диаметр каналов Б и Ж. — 4 мм. В корпусе предусмотрены при-
ливы с двумя отверстиями, предназначенными для крепления
фильтра и всех приборов топлпвопитания к кожуху генератора при
помощи обоймы и двух винтов.
Фильтрующая сетка 3 соединена с чашкой 4 и с дном 5 папкой
припоем. Допускается применение в фильтре сетки 3 тканой, квад-
Рис. 4.27. Фильтр
топливный;
/—корпус;	2—заг-
лушка технологиче-
ская;	3—фильтрую-
щая сетка; 4—чашка;
5—дно сетки; 6—ста-
кан; 7—пружина; 8—
крышка; 9, 10— прок-
ладки; А, Б, В, Г, Д,
Е, Ж, 3—полости и
каналы
Рис. 4.28. Зависимость потерь
напора и коэффициента гидрав-
лического сопротивления от
расхода топлива
ратной, имеющей 4600 отверстий на 1 см2. Про-
волока сетки из материала БрОФ 6,5-0,4 с со-
держанием фосфора в пределах 0,3—0,4% име-
ет диаметр 0,06 мм. Торцы сетки по образую-
щей спаиваются также припоем ПОС-40. Диа-
метр пяти отверстий Г в чашке 4 — 6,5 мм. Чашка 4 прижимается
к стакану 6 пружиной 7, покоящейся в чашке 4 и упирающейся
своим концом в дно крышки 8. Между чашкой 4 и стаканом 6,
корпусом 1 и стаканом 6 положено по одной прокладке 9, а между
корпусом 1 и крышкой 8 — прокладка 10. Крышка соединяется с
корпусом резьбой 33X1,5 мм. Фильтр может пропускать около
30 кг топлива в час. Коэффициент гидравлического сопротивления
£ и потеря напора Ар в фильтре в зависимости от расхода топлива
G даны на рис. 4.28. Коэффициент с отнесен к скорости бензина на
входе в фильтр для живого сечения F— 12,6 мм2, масса фильтра не
более 140 г.
Корпус 1 (см. рис. 4.27) отливают из сплава и после механичес-
кой обработки анодируют. Стакан 6 и заглушки 2 вытачивают и
также анодируют. Чашку 4 вытачивают из прутка диаметром 28 мм.
Колпачок 5 штампуют из листа толщиной 0,6 мм. Детали 4 и 5 по-
крывают оловом. Пружину 7 навивают из проволоки ОВС диамет-
ром 1 мм. Навивка — правая, общее количество витков — 6, рабо-
чее число витков — 4, шаг между витками в свободном состоянии—
6 мм. Общая длина пружины 25± 1 мм. Готовая оцинкованная пру-
397
жина при сжатии на 16 мм должна развивать усилие 13,2—17,6 Н.
Крышку 8 вытачивают из прутка диаметром 45 мм. Прокладки 9
и 10 резиновые.
4.6.4.	Регулятор давления топлива
Регулятор давления топлива предназначен для поддержания
постоянного давления 0,157+0,01 МПа на выходе из регулятора при
переменном давлении на входе в него (рис. 4.29).
На корпусе 1 имеются стрелки, указывающие входное и выход-
ное отверстия. Оба отверстия имеют коническую резьбу К 1/8,/.
Такая же резьба нарезана и в от-
Рис. 4.29. Регулятор давления топ-
лива:
1—корпус регулятора; 2—заглушка: 3—
сетка; 4—штуцер; 5—стаканчик; 5—пру-
жина; 7—клапан; 8—седло клапана; 9—
шайба упорная; 10—шайба центрирую-
щая; И—мембрана; 12—пружина мем-
браны; 13, 19—гайки; 14—винт регули-
ровочный; /5—пробка; 16—крышка; 17,
20—шайбы; 18—болт; 21—заводской
знак; А, Б, В, Г, Д, Е—полости и ка-
налы
верстии бокового прилива корпуса,
предусмотренном для присоедине-
ния к регулятору трубки маномет-
ра, замеряющего давление топлива
на выходе из регулятора пли для
слива его. Если нет необходимости
замерять давление топлива и сли-
вать его, то это отверстие закрыва-
ется заглушкой 2. Поверхность, на
которую ложится мембрана, имеет
кольцевую выточку глубиной—1,
шириной — 1,5 и диаметром •—• 57 мм
для того, чтобы мембрана не сдви-
галась внутрь регулятора и для луч-
шего уплотнения соединения. Во
входном отверстии, между штуце-
ром и стенкой корпуса, поставлена
сетка 3, отформпрованная в виде
чашки. Сетка применена такой же
марки, как сетка топливного фильт-
ра. Штуцера 4 соединяют регулятор
с фильтром и с топливным клапа-
ном. к фильтру присоединяется
входной штуцер регулятора.
В отверстии корпуса 1 ходит ста-
канчик 5 шестигранной формы.
В дно стаканчика одним своим концом упирается пружина 6, вто-
рым концом она упирается в дно корпуса. Отверстие в стаканчике
является направляющим для клапана 7. Второй конец клапана
имеет ступенчатое сечение, сделанное для того, чтобы через коль-
цевую полость, образованную между штоком клапана и седлом 8,
могло проходить топливо при открытом клапане Утолщенный ко-
нец штока клапана центрируется отверстием седла, а торец штока
упирается в упорную шайбу 9. В седле клапана имеются два от-
верстия диаметром 2 мм для выхода топлива из вышеуказанной
кольцевой полости в полость мембраны и далее по каналам диа-
метрами 9,5 и 8 мм к штуцеру выхода. Перекрывающая отвер-
398
стие часть клапана имеет конус 60е. У седла в месте касания с ко-
нусом клапана сделано конусное отверстие. Конус сделан также
под углом в 60°. Седло 8 соединяется с корпусом 1 резьбой. Для
ввинчивания седла в корпус на нем имеется шестигранный поясок
под ключ.
Упорная шайба 9 соединяется с центрирующей шайбой 10 раз-
вальцовкой шейки шайбы 9, чем и обеспечивается герметичное и
надежное соединение шайб с мембраной И. По контуру мембраны
сделаны шесть вырезов под болты. Пружина 12 одним своим кон-
цом упирается в шайбу 10, а вторым — в гайку 13, навинченную на
регулировочный винт 14, имеющий, как и гайка 13, левую резьбу
по всей длине. Винт упирается фланцем в пробку 15, которая сое-
динена с крышкой 16 резьбой. Винт имеет паз под отвертку и два
перпендикулярно расположенных отверстия для контровки и плом-
бирования с пробкой 15, имеющей для этой же цели шесть отвер-
стий и крышкой 16, имеющей два отверстия. При вращении винта
14 гайка 13 передвигается, изменяя усилие пружины, чем и дости-
гается требуемая регулировка прибора. Фланец гайки 13 имеет ше-
стигранную форму. Такую же форму имеет и отверстие в крышке
16. Между фланцем винта 14 и пробкой 15 ставится шайба 17. Вы-
ступ пробки 15 имеет шестигранную форму. На крышке имеется
прилив, внутри которого просверлено конусное отверстие для сооб-
щения внутренней полости крышки с атмосферой. Крышка 16 сое-
диняется с корпусом 1 шестью болтами 18 с самоконтрящимися
гайками 19 и шайбами 20.
В нерабочем состоянии регулятора мембрана находится в ниж-
нем положении. Упорная шайба 9 при этом прижата пружиной 12
к седлу 8, клапан 7 открыт полностью.
При включении генератора в работу топливо поступает из
фильтра в регулятор. Оно проходит по каналу А в полость Б, из
которой течет по кольцевому каналу В и далее по каналу Г в по-
лость Д. По мере увеличения давления топлива в этой полости
мембрана прогибается, сжимает пружину 12. Клапан 7 при этом
вместе со стаканчиком 5 перемещается пружиной 6 вслед за мем-
браной. Входное отверстие канала В перекрывается клапаном, гид-
равлическое сопротивление в этом месте растет, и в полости Д при
данном расходе топлива устанавливается требуемое давление, за-
данное регулировкой усилия пружины 12. При падении давления
на входе в регулятор происходит явление, обратное описанному.
Из полости Д топливо течет к топливному клапану по каналу Е.
Регулятор, как видно из сказанного, работает по принципу не-
посредственного действия, т. е. изменение давления топлива на вхо-
де в регулятор обеспечивает перемещение клапана непосредственно,
без усиливающих механизмов. При увеличении или уменьшении
давления топлива перед регулятором указанное взаимодействие
мембраны, пружин и клапана с седлом увеличивают или уменьша-
ют сопротивление входного отверстия канала В, чем достигается
сохранение заданного постоянного давления на выходе из регуля-
тора при переменном давлении топлива на входе в него. Установ-
399
Л мм
Рис 4.30. Характеристики регулятора
давления топлива
ление требуемого давления на выходе из регулятора обеспечивает-
ся регулировочным винтом 14.
На рис. 4.30 показаны характеристики регулятора. Кривая
—f(F) (сплошная линия) показывает изменение живого сечения F
входного отверстия в зависимости от хода клапана h от начала его
движения (схема А) до полного закрытия (схема В). Как видно по
кривой, площадь входного отвер-
стия не изменяется, пока клапан
не пройдет путь, равный 0,96 мм,
после чего отверстие уменьшает-
ся пропорционально ходу клапа-
на и при Л=1,76 мм клапан за-
крывает отверстие полностью.
Характеристика дана для регуля-
тора с максимальным ходом кла-
пана, т. е. когда детали 7 и 8 из-
готовлены с такими допусками,
которые дают максимальный ход
1,76 мм, вместо номинальной ве-
личины h— 1,4 мм.
Регулятор без клапана, т. е.
без детали 7, имеет гидравличе-
ское сопротивление, представлен-
ное кривой Ap=f(G). Потеря
напора в каналах регулятора в
зависимости от расхода топлива
через него, как видно по кривой,
весьма мала (около 400 Па).
Коэффициент гидравлическо-
го сопротивления £ (регулятора
без клапана) в зависимости от
расхода топлива через регулятор
представлен кривой t==f(G). Ко-
эффициент £ отнесен к скорости
топлива на входе в регулятор для
живого сечения 12,6 мм2.
Кривые h=f(pBX) (сплошные линии) показывают изменение хо-
да h клапана в зависимости от давления рвх на входе в регулятор
при различных расходах G топлива через него.
Если при любом давлении топлива на входе в регулятор закрыть
клапаном выход топлива из него, то давление топлива на выходе
остается почти неизменным. В закрытом положении из .полости Б
в полость В (см. рис. 4.29) клапан топлива почти не пропускает.
Как видно из графика, давление топлива на выходе из регуля-
тора рвых практически не изменяется от изменения давления на
входе в регулятор рвх. Пунктирными линиями показан допуск ре-
гулирования Рвых- Масса регулятора не более 0,3 кг.
Кривая h=f(F) представлена пунктирной линией. Как видно из
кривой, площадь входного отверстия F не изменяется, пока шарик
400
не пройдет путь h—0,15 мм, после чего отверстие уменьшается про-
порционально ходу шарика и при /г=0,65 мм шарик закрывает
отверстие полностью (схемы В к Г). Регулятор без шарика и што-
ка имеет такую же потерю напора Др и коэффициент гидравличес-
кого сопротивления 'Q в зависимости от расхода G, как и рассмот-
ренный регулятор.
Кривые /г=/(рБХ) для регулятора с шариками при тех же рас-
ходах топлива, что и для регулятора с клапаном, показаны пунк-
тирными линиями. Эти характеристики снимались при одинаковых
условиях. Зависимость Рвых=/СРвх) у обоих регуляторов одинако-
вая.
Корпус 1 и крышку 16 отливают из сплава. Поверхности соеди-
нения, между которыми зажимается мембрана, притирают после
анодирования деталей. Клапан 7 и шайбу 9 вытачивают из прутков.
Пружины 6 и 12 навивают соответственно из проволоки ОВС диа-
метром 0,6 и 1,8 мм. Навивка правая, общее количество витков 12
и 13,5, рабочее количество витков 10 и 12,5, шаг навивки пружины
3,5 мм. Внешний диаметр пружин 9,5_о,5 и 13+0’5 мм, длина 35—37
и 43,5—46,5 мм. При сжатии пружины 6 на 10 мм усилие, разви-
ваемое пружиной, равно 1,47—2,26 Н, а при сжатии на 21,6 мм —
3,14—4,75 Н. При сжатии пружины 12 на 8 мм усилие равно 38,2—
50.9 Н, а при сжатии на 14 мм — 65,6—88,1 Н. Пружину 6 кадми-
руют, а пружину 12 оцинковывают. Пробку 2 вытачивают из прут-
ка, а детали 10, 13 и 14 — тоже из прутков и оцинковывают. Ста-
канчик 5 делают из прутка, в готовом виде хромируют, ребра ше-
стигранника полируют. Седло 8 делают из прутка. Мембрану 11
штампуют из мембранного полотна. Пробку 15 выгачивают из
прутка и анодируют.
4.6.5.	Клапан перекрывной топливный
Перекрывной топливный клапан (рис. 4.31) состоит из пяти ос-
новных узлов: корпуса, якоря с пружиной, катушки с сердечником,
крышки и штепсельного разъема. Эти клапаны, но с другой регу-
лировкой хода якоря, применяются и для воздушных систем. Кроме
того, они используются в топливных системах самолетов в качестве
кранов дистанционного управления для перекрытия жидкой или
газообразной среды.
Корпус 1, отлитый из сплава, имеет для соединения с трубопро-
водом два отверстия с конической резьбой К 1/8". В корпусе име-
ется шесть резьбовых отверстий для привинчивания винтами 2
фланца сердечника 12 и крышки 22. Между корпусом 1 и фланцем
имеется резиновая прокладка 3. Винт 2 делают из стали и оцин-
ковывают.
Якорь 4 выполнен из электротехнической стали марки Э, имеет
три отверстия, предназначенные для постановки заклепок 5, соеди-
няющих с якорем 4 прокладки 6 при помощи накладки 7. Проклад-
ка 6 состоит из латунного диска и слоя резины. Допускается штам-
повка прокладок 6 из полосы после вулканизации ленты. Накладку
401
7 делают из стали. Детали 4 и 7 в готовом виде хромируют на
толщину покрытия 3—7 мк.
В центре якоря 4 имеется коническое углубление, в котором ко-
ническим концом помещается штифт 8, а цилиндрической частью
входит в пружину 9, расположенную в отверстии сердечника 10.
Рис. 4.31. Клапан перекрывной топ-
ливный:
/—корпус; 2—винт; 3—прокладка резино-
вая; 4—якорь; 5—заклепка; 6—прокладка
латунная; 7—накладка; 8—штифт; .9—пру-
жина; 10— сердечник; 11, 30— кольца; 12—
фланец; 13, 14—прокладки прессшпановые;
15, 11—ленты; 16— катушка; 18—контакт;
19—прокладка текстолитовая; 20, 21—шай-
бы центрирующие; 22—крышка; 23—шту-
цер; 24—-втулка; 25—провод; 26— клеммы;
27, 28—втулки	эбонитовые; 29—корпус
штепсельного разъема; 30—кольцо; 31—кол-
пачок; 32—гайка; 33—крышка штепсельно-
го разъема; 34—провод разъема
Штифт 8 вытачивают из прутка.
Пружину 9 навивают из проволо-
ки, навивка левая. Внешний диа-
метр пружины составляет 4,5 мм,
шаг равен 1,2 мм, число рабочих
витков 20, общее число витков 22,
общая длина 25,2 мм. В готовом
виде штифт хромируют на толщи-
ну покрытия 10—15 мкм, а пру-
жину кадмируют на 3—5 мкм.
При сжатии пружины 9 на 3 мм
усилие 3,53—4,31 Н, а при сжа-
тии на 6 мм — 7,15—8,15 Н.
Сердечник 10 запрессовывают
в кольцо 11, которое само запрес-
совывают во фланец 12. Кольцо
введено для усиления магнитного
поля у якоря 4. Сердечник и фла-
нец делают из низкоуглеродистой
электротехнической стали. Боко-
вые стороны сердечника изолиро-
ваны тремя прокладками 14 и 13,
отштампованными из листа элект-
ропрессшпана. Прокладка 14 име-
ет по внешнему торцу вырез для
вывода провода 34. Такой же вы-
рез имеет и сердечник 10. Про-
кладки 14 и 13 разрезаны для то-
го, чтобы можно было их наде-
вать на сердечник 10. Детали 14
ставят по 2 шт. на сердечник, а
деталь 13 одну. Цилиндрическую
часть сердечника изолируют по-
лосой 15 лакоткани. Катушка 16 имеет 3000 витков, намотанных
из провода ПЛ диаметром 0,2 мм, длиной 200 м. Сопротивление ка-
тушки 90±3 Ом, перегрев обмотки катушки не более 95° С. Наруж-
ные витки катушки покрыты полосой 17 лакоткани. Один конец
катушки припаян к сердечнику, а второй к проводу 34. Второй ко-
нец провода припаян к контакту 18. Для изоляции оловянирован-
ного контакта 18 от сердечника 10 в выточку сердечника положе-
ны две прокладки 19. С торцов прокладки имеют вырезы, сделан-
ные для того, чтобы было открыто отверстие, в которое пропущен
начальный конец провода катушки, припаянный к сердечнику с
наружной стороны. Прокладки 19 вырезаются из текстолита. Кон-
402
такт 18 крепят к крышке двумя центрирующими шайбами 20 и од-
ной упорной шайбой 21. Надетые на контакт 18 шайбы удержива-
ются отгибкой лапок контакта. Шайбы 20 и 21 вырезаются из тек-
столита Б.
Крышка 22 штампуется из листа или вытачивается из прутка
низкоуглеродистой электротехнической стали марки Э. Крышка
служит замыкающим элементом в магнитном поле клапана. Наруж-
ная поверхность крышки никелирована или хромирована. К крыш-
ке крепят путем развальцовки торца штуцер 23. В сторону внут-
реннего диаметра имеется стопорный выступ (отгиб), сделанный
для предохранения штепсельного разъе-
ма от проворачивания. Штуцер 23 выпол-
нен из стали. Деталь оцинковывается с
хроматным пассивированием. К крышке
двумя винтами 2 привинчивается марка,
на которой наносится тип клапана.
Клемма 26 штепсельного разъема изо-
лирована от корпуса разъема эбонитовы-
сопро-
топли-
Рис. 4.32. Зависимость по-
тери напора и коэффициен-
та гидравлического
тивления от расхода
ва
ДЛЯ
ми втулками 27 и 28. Клемму вытачива-
ют из прутка и покрывают оловом.
Втулки зажимаются в корпусе 29 при по-
мощи двух колец 30 и колпачка 31, сое-
диняющегося с корпусом 29 резьбой.
Между буртиком корпуса 29 и колпач-
ком 31 свободно вращается накидная гайка 32, служащая ,
крепления штепсельного разъема к штуцеру 23. Корпус 29 имеет
паз, который входит в выступ стопорения штепсельного разъема,
сделанный в штуцере 23. Колпачок 31 закрывается крышкой 33 с
заделанной в ней резиновой втулкой 24, которая поддерживает и
изолирует провода 24 от корпуса. Крышка соединяется с колпач-
ком резьбой. Провод 25 соединен с клеммой 26, имеющей на кон-
це срез для вкладки провода и припайки его. Детали 31, 32 и 33
по наружной поверхности имеют накатку и анодированы. Если
клапан не ставится долго на генератор, то резьбовые отверстия его
закрываются временными заглушками.
Клапан рассчитан на постоянный ток напряжением 27+2’7 В.
К катушке подводится положительное напряжение по проводу 25,
клемме 26, контакту 18 и проводу 34, а минусовой провод катуш-
ки соединен с корпусом клапана. Сила тока в цепи клапана при
напряжении 26 В равна 0,3 А. Сопротивление катушки равно
90+3 Ом. Масса клапана не более 0,3 кг.
При подаче тока к клемме 26 в катушке 16 возбуждается эле-
ктромагнитное поле. Намагниченные сердечник 10 и фланец 12,
сжимая пружину 9, притягивают к себе якорь 4. При этом откры-
вается проход топлива через клапан. При выключении тока пру-
жина 9 возвращает якорь в его исходное положение и отверстие
закрывается прокладкой 6 якоря. В закрытом положении якорь 4
прижимается штифтом 8 и пружиной 9 к корпусу 1 усилием, доста-
точным для создания полной герметичности между полостями входа
403
и выхода топлива. Потеря напора Ар в клапане и коэффициент
гидравлического сопротивления £ клапана в зависимости от рас-
хода топлива G через клапан даны на рис. 4.32. Коэффициент £
отнесен к скорости топлива на входе в клапан для живого сечения
12,6 мм2. Как видно из кривой, потеря напора топлива в клапане
весьма мала.
4.6.6.	Жиклер
Рис. 4.33. Конструкция жиклеров малого
и большого расхода:
1—корпус; 2—штуцер входа; 3—штуцер выхо-
да; 4—держатель; 5—сердечник; 6—фильтр; 7—
сетка; А . . .И—полости
Жиклеры 4 и 5 (см. рис. 4.26) предназначены для дозировки
количества перепускаемого топлива. Они отличаются один от дру-
гого размером проходного отверстия. Жиклер 5 имеет отверстие
диаметром 0,47±0,01 мм; жиклер 4 — диаметром 0,36+0,01 мм.
Поэтому последний называется
жиклером малого расхода, а
жиклер 5 — жиклером большо-
го расхода.
Наружный пояс корпуса
жиклера 4 (рис. 4.33) сделан в
виде шестигранника для его
поддержки ключом при сборке
с другими деталями. По обе
стороны пояса корпуса имеют-
ся цилиндры с наружной резь-
бой, которой соединяются с
корпусом 1 штуцера входа 2 и
выхода 3. Последний соединя-
ется с корпусом со стороны
жиклерного отверстия, про-
сверленного в центре конусно-
го дна корпуса. Штуцер 2 имеет коническую внутреннюю резьбу К
1/8". а штуцер 3 такую же наружную резьбу для соединения жик-
лера с топливопроводами. Внутри штуцера 3 просверлено отвер-
стие для выхода топлива. Для надежного свинчивания на штуце-
рах имеются шестигранники под ключ.
В корпус 1 ввинчивается держатель 4 с сердечником 5 и фильтр
6 с сеткой 7. В отверстие держателя 4 вставлен сердечник 5. На
держателе имеется пояс с резьбой для соединения с корпусом жик-
лера. На торце держателя вырезан паз, с помощью которого дер-
жатель вместе с сердечником ввинчивается в корпус 1. Для входа
топлива в держатель в нем имеется осевое отверстие, а для выхо-
да топлива предусмотрено боковое отверстие диаметром 3 мм. Сер-
дечник 5 плотно прижимается держателем к конической поверхно-
сти дна корпуса 1. Эти поверхности, выполненные под углом 12СН„
тщательно подгоняются притиркой. На притертой поверхности сер-
дечника нарезаются четыре тангенциальных паза 0,33X0,33 мм.
По этим пазам топливо подходит к калибровочному отверстию в
завихренном состоянии. Зазор между корпусом и деталями 4 и 5
равен 0,263 мм, что вполне достаточно для перетекания топлива из
404
опорный
полости фильтра во
Рис. 4.34. Зависимость
потери напора и коэф-
фициента гидравлическо-
го сопротивления от рас-
хода топлива. Сплошные
кривые относятся к жик-
леру малого расхода
топлива, а пунктирные—
к жиклеру большого
расхода
полости Д в полость Ж- На торце фильтра 6 имеется, паз, сделан-
ный для ввинчивания фильтра в корпус 1. К фильтру припаивается
сетка 7. Чтобы всегда был обеспечен зазор между сеткой и поверх-
ностью цилиндра, посередине этого цилиндра оставлен -------"
поясок. Для прохода топлива из наружной
внутреннюю сделано два боковых отвер-
стия диаметром 4 мм.
Топливо протекает через жиклер следу-
ющим путем. Из полости А заходит в по-
лость Е и кольцевой зазор, равный
вые полости В, из которых через отверстия
диаметром 4 мм проходит в полость Г и да-
лее в полость Д. Из этой полости перетека-
ет через отверстие диаметром 3 мм в по-
лость Е и кольцевой зазор, равный
0,263 мм, в полость Ж. Затем входит в че-
тыре квадратных паза, откуда в полость 3,
из нее через калибровочное отверстие выхо-
дит в полость И и далее на выход.
Зависимость коэффициента расхода £ и
потери напора Ар жиклера от расхода топ-
лива G через жиклер малого расхода пред-
ставлены на рис. 4.34 сплошными кривыми,
а для жиклера большого расхода — пунк-
тирными. Кроме калибровочных отверстий
и гидравлических характеристик в осталь-
ном жиклеры малого и большого расхода одинаковы. Масса жикле-
ра не более 110 г.
Корпус 1, держатель 4 и сердечник 5 делают из прутков. Штуце-
ра 2, 3 и фильтр 6 делают из прутков марки ЛС59-1 и в готовом
виде покрывают оловом. Заготовку детали 7 вырезают из сетки
№ 0085Б. Допускается также ставить тканую сетку с квадратными
отверстиями 4600 отверстий в 1 см2; проволока диаметром 0,06 мм.
Таким образом рассмотрены все элементы топливной коробки
(см. рис. 4.26) — фильтр, регулятор давления, клапан перекрыв-
ной и жиклеры. Эти приборы, расположенные в закрытой коробке,
соединены между собой топливопроводами. Коробка монтируется з
любом удобном месте на летательном аппарате поблизости к гене-
ратору тепла. К устройствам топливопитания и зажигания относят-
ся пневмореле, топливные свечи зажигания, терморегуляторы и др.
Перейдем к рассмотрению этих элементов системы.
4.7.	УСТРОЙСТВА ЗАЖИГАНИЯ
4.7 1. Пневмореле
Пневмореле 8 (см. рис. 4.2) ставится на генератор тепла в ко-
личестве 2-х шт. Пневмореле являются блокирующими элементами
в системе подачи топлива на. форсунку и предназначены для вклю-
чения топливного перекрывного клапана 2 при наличии напора за
405
вентилятором не менее 370 Па и отключения клапана в случае по-
явления подпора на выхлопе генератора или отключения вентиля-
тора.
Верхний 12 и нижний 8 полукорпусы (рис. 4.35) соединены меж-
ду собой винтами 9. Мембрана 15, изготовленная из мембранного
полотна, зажата между полукорпусами 8 и 12 и соединена с верх-
ним диском 14 и нижним 16 штифтом 13 и чашкой 7. В верхнем
полукорпусе 12 установлен микровыключатель 10, укрепленный с
Рис. 4.35. Конструкция пневмореле:
1—клемма; 2—крышка клеммы; 3—пластина; 4—крышка; 5—
шпилька; 6—пружина; 7—чашка; 8—полукорпус нижний; 9—
винт; 10—микровыключатель; 11—скоба; 12—полукорпус верхний;
13—штифт; 14—диск верхний: 15—мембрана; 16—диск нижний;
17—втулка; 18—винт регулировочный; 19—гайка
помощью скобы 11. Три клеммы 1 служат для подсоединения эле-
ктропроводов. Снаружи клеммы закрыты крышкой 2. В нижнем
полукорпусе 8 установлена пружина 6, упирающаяся в чашку 7 и
втулку 17, установленную на регулировочном винте 18, который
после тарировки контрится гайкой 19. Гайка затем контрится к
шпилькам 5, пломбируется и закрывается крышкой 4. На нижнем
полукорпусе 8 закреплены пластины 3, которые предназначены для
крепления пневмореле на летательном аппарате.
При срабатывании электрореле через контактор включается
электродвигатель вентилятора. От напора, создаваемого вентилято-
ром, замыкаются контакты микровыключателя пневмореле, вслед-
ствие чего подается ток топливному перекрывному клапану, кото-
рый открывает доступ топлива в топливную магистраль генератора
и включает сигнальную зеленую лампу.
Принцип действия пневмореле следующий. Верхняя полость А
сообщена с полостью повышенного статического давления; нижняя
полость Б сообщена с полостью пониженного давления или с ат-
мосферой. При повышении давления воздуха в полости А и дости-
406
жении перепада давлений между полостями А и Б 490+120 Па при
нормальных климатических условиях (если полость Б сообщена с
атмосферой) мембрана 15 сжимает пружину 6 и отпускает кнопку
микровыключателя 10. Контакты микровыключателя при этом за-
мыкают одну цепь и размыкают другую. Когда перепад давлений
воздуха между полостями А и Б снизится до 200+120 Па, то пру-
жина 6 прогнет мембрану вверх и контакты микровыключателя
разомкнут первую цепь и замкнут вторую. В случае работы пнев-
мореле не при нормальных климатических условиях, а при темпе-
ратуре минус 50° С, реле замыкает цепь при повышении давления
не более 14,7 кПа и размыкает при понижении давления не менее
1,07 кПа.
Пневмореле рассчитано на напряжение постоянного тока 27+
+ 10% В, сила тока в цепи не более 2 А. Масса пневмореле не бо-
лее 0,3 кг.
4.7.2.	Насос топливный
Топливо из бака летательного аппарата под избыточным давле-
нием 0+0,03 МПа поступает в топливный насос 26 (см. рис. 4.3),
в котором давление повышается до 0,2°>5 МПа, и далее через топ-
ливный клапан 34 и фильтр 33 поступает в регулятор давления топ-
лива 32, поддерживающий пос-
тоянное давление 0,16±0,01 МПа
на выходе. Из регулятора давле-
ния топливо через клапан 31 и
подогреватель 13 поступает в
форсунку 8 и далее в камеру сго-
рания. Одновременно воздух от
работающего вентилятора через
патрубок топочного воздуха пос-
тупает в камеру сгорания, керо-
Рис. 4.36. Насос топливный:
/—штепсельный разъем; 2—электродвига-
тель; 3—топливный насос; 4—штуцера вхо-
да и выхода топлива
сино-воздушная смесь смешива-
ется и зажигается. Образующие-
ся в камере сгорания 38 газы
движутся по газоходам теплообменника к выхлопному патрубку
40, отдавая тепло через стальные стенки воздуху, поступающему
из атмосферы под напором вентилятора 4 и проходящему по воз-
душным каналам теплообменника (движение воздуха, выхлопных
газов и керосина показано стрелками). Нагретый воздух отводит-
ся в кабину летательного аппарата.
Топливный насос (рис. 4.36) включает в себя центробежный
насос 3 для перекачки топлива из бака в камеру сгорания генера-
тора тепла, электродвигатель постоянного тока 2 со штепсельным
разъемом 1. Топливопроводы соединяются с насосом при помощи
ниппельных штуцеров 4. Давление нагнетания, создаваемое насо-
сом, не превышает 0,343 МПа при давлении на входе в насос
0,01 МПа. Производительность насоса при напряжении на клеммах
электродвигателя 27 В и при указанных давлениях на входе и вы-
ходе не менее 5 дмь/ч. Длительность непрерывной работы допуска-
407
ется до 20 ч, после чего требуется кратковременный перерыв. До-
пускаемые температуры топлива от —55 до +80° С и окружающей
среды от —60 до + 80° С. Насос работоспособен до высоты полета
летательного аппарата 13 км. Потребляемый ток насосом не более
8 А, потребляемая мощность не более 200 Вт. Дренажные утечки
топлива из насоса при его работе допускаются не более 3 см3/ч.
Масса насоса составляет не более 3,5 кг.
4.7.3.	Способы зажигания топлива
Для обеспечения безотказного зажигания топливовоздушной
смеси при всех режимах работы генератора тепла камера сгорания
снабжается специальным запальным устройством, предназначенным
только для пуска. При работе генератора тепла непрерывно по-
ступающая топливовоздушная смесь воспламеняется за счет тепла
факела и запальное устройство может быть отключено. В камерах
сгорания генераторов тепла, как правило, применяются системы
запуска с непосредственным воспламенением смеси в камере. Сис-
темы с воспламенением рабочей смеси высокотемпературным факе-
лом, создаваемым в специальном блоке (пусковом воспламенителе),
включающем в себя пусковую топливную форсунку и электроза-
пальное устройство, не имеют широкого распространения и при-
меняются лишь для некоторых наземных генераторов тепла боль-
шой теплопроизводительности. Для начального воспламенения топ-
ливовоздушной смеси в камере сгорания ей необходимо сообщить
определенное количество тепла. Температуры воспламенения непод-
вижной топливовоздушной смеси для авиационных топлив лежат в
пределах 220—250° С. Надежность зажигания смеси зависит от
ряда факторов: испаряемости топлива, температуры и скорости
движения топливовоздушной смеси, мощности и места расположе-
ния зажигательного устройства. Рабочая смесь в камере сгорания
перед запуском является неоднородной, при этом соотношение меж-
ду паром и жидким топливом изменяется как в пространстве, так
и по времени. Даже при насыщении воздуха парами топлива, мно-
гие топлива при температурах, соответствующих режимам запуска,
не могут образовать однородные горючие смеси, лежащие в кон-
центрационных пределах воспламенения. На рис. 4.37 приведена
зависимость коэффициента избытка воздуха от температуры смеси
при изотермическом испарении для различных топлив. Развитие
начального очага горения определяется преимущественно условия-
ми воспламенения отдельных капель и передачи пламени с одной
капли на другую. Условия воспламенения отдельных капель опре-
деляются взаимодействием поля концентраций, которые имеются
вокруг капли, с полем температур, создаваемым начальным тепло-
вым источником. Топливовоздушная смесь воспламеняется одним
из следующих способов:
1)	калильное зажигание — воспламенение топлива за счет со-
прикосновения его с раскаленным телом, установленным в камере
сгорания;
408
2)	зажигание посредством электрического разряда между двумя
электродами, расположенными в камере сгорания;
3)	зажигание посредством электрического разряда по поверхно-
сти полупроводника;
4)	зажигание посредством электрического разряда по металли-
зированной поверхности изолятора.
Рис. 4.37. Зависимость коэффи-
циента избытка воздуха от
температуры смеси при изотер-
мическом испарении для раз-
личных топлив:
1—Б-70; 2—изооктан; 5—этиловый
спирт; 4—Т-1; 5—нижний концентра-
ционный предел распространения
пламени; 6—то же—верхний
Рис. 4.38. Классификация све-
чей зажигания:
С—свечи; /С—калильные свечи; И—
искровые свечи;	КО—калильные
свечи , с обдувом воздухом; КБ—ка-
лильные свечи без обдува возду-
хом; КЗ—калильные свечи с экра-
ном; ВЭ—высоковольтные свечи с
эл ектр отех нич ес ким	пр еры в а т ел ем
с воздушным разрядным промежу-
тком; ВМ—высоковольтные с меха-
ническим прерывателем с воздуш-
ным разрядным промежутком; НП—
низковольтные поверхностного раз-
ряда по полупроводнику; НЭ—низ-
ковольтные эрозийные поверхност-
ного разряда
Свечи зажигания делятся на две группы калильные и искровые
(рис. 4.38). Калильные свечи — на три типа: калильные с обдувом
воздухом (КО), калильные без обдува (КБ) и калильные с экра-
ном (КЭ). Искровые свечи — на четыре типа: высоковольтные с
электромагнитным прерывателем (ВЭ), высоковольтные с механи-
ческим прерывателем (ВМ), низковольтные полупроводниковые
(НП), низковольтные эрозийные (НЭ) поверхностного разряда по
полупроводнику. Первые два типа искровых свечей характеризуют-
ся наличием водушного разрядного промежутка. Рассмотрим крат-
ко указанные способы зажигания.
4.7.4.	Калильное зажигание
В качестве раскаленного тела при зажигании этим способом
обычно используется спираль из жаропрочной стали, которую на-
гревают электрическим током (свеча накаливания). Калильное за-
жигание наиболее часто используется в генераторах тепла с испа-
рительными горелками и пневматическими форсунками. Примени-
тельно к генераторам тепла, работающим на бензине и керосине,
температура накала спирали свечи составляет 900—1100° С. Надеж-
ность действия свечи накаливания определяется мощностью спира-
ли и местом расположения ее в камере сгорания. В зону свечи
накаливания лучше подавать богатые, а не бедные топливовоздуш-
409
Рис. 4.39.
Свеча калильная с обдувом, сое-
диненная с горелкой испарительной:
1—гайка; 2—шайба контровочная; 3—шайба опор-
ная; 4~ втулка электроизоляционная; 5—корпус
свечи; 6'—стержень свечи; 7—шайба уплотнитель-
ная; 8—штуцер горелки; 9—экран для свечи; 10—
трубка подвода топлива к фитилю; 11—упор для
замка; 12—спираль накаливания; 13—корпус го-
релки; 14—штуцер для подсоединения топливопро-
вода; 15—фланец горелкн для соединения ее с ка-
мерой сгорания; 16—замок фитиля; 17—фитиль;
18—запор фитиля; 19—трубка, подводящая воздух
к свече; 20—штуцер для подсоединения воздухо-
провода; 21—полость
ные смеси. В то же время спираль не должна подвергаться интен-
сивному обдуву газом, так как в этом случае может произойти сни-
жение температуры спирали из-за значительного отвода тепла.
В связи с этим свечу устанавливают в камере сгорания там, где
газ движется с небольшой скоростью. В генераторах тепла с испа-
рительной горелкой свеча накаливания размещается в центре горел-
ки и защищается от переохлаждения перфорированным экраном 9
(рис. 4.39). В то же время для увеличения срока службы свечи
необходим определенный
обдув ее газом. В пред-
ставленном примере пос-
ле возникновения в каме-
ре устойчивого горения
воздух подается через от-
верстия в штуцере 20, по
трубке 19,- полости 21 к
отверстиям в штуцере 8.
Для включения и выклю-
чения обдува свечи ста-
вится специальное уст-
ройство. В некоторых ис-
парительных горелках ге-
нераторов тепла, работа-
ющих на бензине, топли-
во подается в камеру сго-
рания через отверстия в
штуцере свечи, что обес-
печивает надежность вос-
пламенения смеси и ох-
лаждение спирали свечи
во время работы камеры.
У генераторов тепла, работающих на предварительно подготовлен-
ной топливовоздушной смеси, свеча размещается в специальном
кармане, соединенном с камерой двумя окнами. При размещении
свечи накаливания непосредственно в камере сгорания ее спираль
предохраняется от чрезмерного обдува и попадания в нее жидкого
топлива специальными экранами.
Долговечность свечи накаливания определяется не только усло-
виями работы и качеством спирали, но и в большой степени диа-
метром и длиной проволоки. Эти величины в свою очередь зависят
от подводимого к свече напряжения. Спирали 12 свечи накаливания
изготовляют из сплавов хромель, хромолой, нихром с удельным
сопротивлением 0,5 . . .0,1 Ом-мм2/м, диаметр проволоки 0,8—1 мм.
Наилучшими свойствами обладает нихром, который имеет темпера-
туру плавления 1450—1500° С и допускает продолжительную рабо-
ту при /=1100° С. Наиболее надежны в работе спирали, рассчи-
танные на небольшое напряжение, порядка 4 ... 10 В. При более
высоком напряжении значительно увеличивается длина проволоки
и соответственно возрастает число витков спирали, удлинение кото-
410
рых при нагреве приводит к межвитковому короткому замыканию
или замыканию на корпус генератора тепла. Многовитковые спира-
ли не обладают также достаточной жесткостью. В связи с этим при-
меняются более прочные низковольтные свечи, что вызывает неко-
торое усложнение схемы из-за необходимости последовательного
включения в цепь дополнительного гасящего сопротивления. Свеча
накаливания состоит из корпуса 5, изолятора 4, центрального эле-
ктрода 6 и спирали 12. Спираль изготовляется с цилиндрическими
или овальными витками, концы которых привариваются к централь-
ному электроду и к корпусу 5 Свободный конец центрального эле-
ктрода снабжен ганками и шайбами для присоединения провода
электропитания. Посредством резьбы свеча соединяется с горелкой
или с камерой сгорания, благодаря чему осуществляется электри-
ческое соединение с массой генератора. Сопротивление спирали 12
свечи накаливания составляет 0,25—1 Ом, потребляемый ток 10—
20 А. Основным недостатком свечей накаливания является боль-
шая потребляемая электрическая мощность, значительная часть
которой бесполезно рассеивается на гасящем сопротивлении.
4.7.5.	Искровое высоковольтное зажигание
Явление искрового зажигания основано на возникновении эле-
ктрического разряда между электродами, помещенными в газовой
среде и соединенными с источником постоянного тока высокого
напряжения. Напряжение, при котором происходит разряд, называ-
ется пробивным напряжением (с7пр) и зависит от величины искро-
вого промежутка, давления и температуры газа, в котором проис-
ходит пробой. В результате электрического разряда газ в межэле-
ктродном промежутке нагревается, молекулы его ионизируются и
активируются. За счет этих активированных, нагретых молекул воз-
никают реакции, ведущие к воспламенению смеси. Искровые систе-
мы зажигания в качестве обязательных элементов включают в себя
источник высокого напряжения прерыватель и разрядник — свечу.
Основными параметрами в системе зажигания, от которых зависят
пусковые характеристики камеры сгорания, являются энергия раз-
ряда, частота разрядных импульсов, вид разряда, величина разряд-
ного промежутка и формы электродов. Электрические разряды,
используемые для воспламенения горючей смеси, в зависимости от
источника высокого напряжения могут быть емкостными, индук-
тивными или смешанными. Скорости освобождения энергии для
этих разрядов различны, что является причиной неодинаковой за-
жигательной способности. Емкостные искры образуются при раз-
ряде заряженного конденсатора, продолжительность такого разря-
да мала (0,01—100 мкс), а ток в промежутке большой. Искра по
внешнему виду яркая. Индуктивные искры получаются от транс-
форматоров, магнето или когда индукционная цепь прерывается
размыканием контактов. Ток в разрядном промежутке оказывается
небольшим, искры на вид слабые, но продолжительность их боль-
шая. Хотя искровое зажигание служило предметом многочисленных
411
исследований и нашло широкое применение в практике, вопрос о
том, какая искра лучше обеспечивает зажигание — емкостная или
индуктивная, окончательно не решен. Искровые системы зажига-
ния, как правило, применяются в генераторах тепла с подачей топ-
лива в камеру сгорания посредством форсунок. Воспламенение
струи распыленного топлива в газовом потоке зависит от целого
а
{Г
В
Рис. 4. 40. Вза-
имное располо-
жение конуса
распыла топли-
ва и воздушно-
го разрядного
промежутка
свечи
а—взаимное рас-
положение для
бензина; б—вза-
имное расположе-
ние для кероси-
ряда факторов, основные из которых следующие:
физико-химические свойства распыленного топ-
лива,
степень распыления;
состав смеси в зоне разрядного промежутка (со-
отношение жидкой и паровой фаз топлива и соотно-
шение топлива и воздуха);
температура и давление в зоне запала;
скорость движения топливовоздушной смеси;
взаимное расположение источника зажигания и
форсунки.
При работе генераторов тепла на более тяжелом
топливе (дизельном, керосине), обладающем низ-
кой летучестью, необходимо для зажигания пода-
вать большее количество энергии, чем для зажига-
ния бензиновой смеси. Для воспламенения такого
топлива необходимо, чтобы в камере сгорания
предварительно произошли процессы смешения
компонентов смеси и испарения капель топлива.
В процессе воспламенения топлива сильное влияние
оказывает взаимное расположение конуса распыле-
ния топлива и искрового промежутка. Если жидкое
топливо характеризуется относительно высокой ле-
тучестью (бензин), то наиболее благоприятные ус-
тельное8-располо- ловия ДЛЯ ВОСПЛЭМенеНИЯ создаются при располо-
жение жении конуса распыления вне электродов свечи
(рис. 4.40, а). При соприкосновении конуса распы-
ления топлива с электрическим разрядом наблюдается запаздыва-
ние воспламенения (случай б). Если электроды свечи находятся
внутри конуса, то воспламенение может не произойти (случай в).
Для топлива с низкой летучестью конус распыления должен каса-
ться концов электродов свечи. Во всех случаях является жела-
тельным, чтобы разряд на свече предшествовал подаче топлива и
электроды свечи к моменту поступления топлива были несколько
накалены.
В генераторах тепла используются также искровые свечи авиа-
ционных реактивных двигателей. На рис. 4.41 показана свеча с ке-
рамической изоляцией 7 и центральным электродом 6, выполнен-
ным в виде цилиндрического стержня. Центральный электрод 6 из-
готавливается из жаропрочного материала и укрепляется на резьбе
и термоцементе в изоляторе. Отечественной промышленностью
изоляторы для свечей изготавливаются из глиноземистой керамики
с высоким содержанием алюминия (97—98%). Зарубежные изоля-
412
торы тоже изготавливаются из глиноземистой керамики — синтер-
корунда, синотакса и др. Для уменьшения возможности поверхно-
стного перекрытия изоляторы покрываются специальной глазурью.
Герметичность соединения центрального электрода с изолятором
достигается опрессовкой алю-
миниевой уплотнительной шай-
бы 5. На поясок изолятора нап-
рессована медная втулка 9,
служащая для запрессовки изо-
лятора с центральным электро-
родом в экран свечи. В экране
между стальными шайбами 8 и
паронитовой прокладкой 2 раз-
мещают изоляционную керами-
ческую трубку 3. Для уменьше-
ния эрозии электродов свечи в
сердечник иногда встраивается
омическое сопротивление по-
рядка 2000 Ом. Свеча, пред-
назначенная для воспламене-
ния факела центробежной фор-
сунки 3 (рис. 4.42), не имеет
боковых электродов. Разряд
осуществляется между цент-
ральным электродом свечи 1 и
специальным разрядником 2,
закрепленным на стенке каме-
ры сгорания 4. Такая конструк-
ция разрядного промежутка
способствует хорошему обдуву
потоком и препятствует скоп-
лению в нем жидкого топлива,
нагара или сажи, наличие ко-
торых ухудшает искрообразо-
вание. Величина разрядного
промежутка устанавливается
до 3 мм.
Свечи, предназначенные
для воспламенения заранее
подготовленной топливовоз-
душной смеси, соединяются с
втулкой, а последняя с каме-
Рис. 4.42. Свеча искро-
вая высоковольтная в со-
четании с центробежной
форсункой и камерой
сгорания генератора
тепла:
/—свеча; 2—разрядник; 3—
форсунка; 4—камера сгора-
ния
Рис. 4.41.
Свеча иск-
ровая вы-
соковольт-
ная с воз-
душным раз-
рядным про-
межутком:
1—упор;	2—
прокладка па-
ронитовая; 3—
трубка кера-
мическая; 4—
корпус свечи;
5—шайба уп-
лотнительная
алюминиевая;
6—электрод;
7—изолятор ке
рамический;
8—шайба
стальная; 9—
втулка медиая
Рис. 4.43. Уста-
новка искровой
свечи для воспла-
менения готовой
топливовоздуш-
ной смеси:
/—свеч а;	2—вту лк а;
3—электроды
рой сгорания (рис. 4.43). Боковые электроды могут иметь различ-
ную форму. Во всех случаях форма электродов должна препятство-
вать их деформациям из-за нагревания и осаждения жидкого топ-
лива и нагара во внутренней полости свечи. Боковых электродов
может быть два и более. При наличии нескольких электродов как
бы увеличивается площадь разряда, уменьшается эрозия электро-
дов и свечу приходится реже регулировать. Однако увеличение
413
числа боковых электродов в свою очередь увеличивает возмож-
ность загрязнения межэлектродного пространства, что может при-
вести к нарушению искрообразования. Для воспламенения одно-
родной топливовозд} шной смеси свеча размещается так, чтобы ско-
рость смеси в разрядном промежутке была возможно меньше, а
температура во время работы камеры не очень высока, не более
Рис. 4.44. Расположение искровой
свечи в камере сгорания:
а, б—неправильная установка свечи; в—
нормальная установка свечи
800° С, такие условия имеются в зонах, прилегающих к стенке и
крышке. Свеча должна устанавливаться так, чтобы разрядный про-
межуток располагался заподлицо с внутренней поверхностью ка-
меры сгорания (рис. 4.44, в). При очень глубоком размещении в
нише свечи (рис. 4.44, а) могут задерживаться продукты сгорания
и отлагаться нагар и кокс. Свежая смесь не будет иметь доступа к
электродам, что вызывает перебои в зажигании. Если свеча высту-
пает внутрь камеры сгорания (рис. 4.44, б), то выступающий! ко-
нец сильно накаливается, что вызывает коробление и обгорание
электродов.
4.7.6.	Электромагнитный прерыватель
В качестве источника напряжения для искровой высоковольт-
ной системы зажигания используются индукционные катушки с
электромагнитным или механическим прерывателем. Высоковольт-
ные индукционные катушки (рис. 4.45) выпол-
няются в виде отдельных блоков, предназна-
ченных для работы с одной или двумя свеча-
ми. Индукционная катушка состоит из желез-
ного сердечника /, на котором намотаны две
обмотки. Первичная обмотка 2 имеет неболь-
шое число витков в пределах 150...350 и вы-
полнена из толстого провода диаметром 0,5 . ..
.. .0,7 мм. Вторичная обмотка 3 выполнена с
большим числом витков 7000 ... 10 000 из про-
вода 0,04 . . .0,07 мм. Первичная обмотка од-
новременно является намагничивающей обмот-
кой электромагнитного прерывателя 4, кото-
рый состоит из двух контактов. Неподвижный
контакт крепится к регулировочному винту, а
подвижный — к пружине якоря. Один контакт
Рис. 4.45. Схема вы-
соковольтной индук-
ционной катушки:
1—сердечник; 2—первич-
ная обмотка катушки;
3—вторичная	обмотка;
4—электромагнитный пре-
рыватель;	5—конденса-
тор; 6—свеча
соединен с первичной обмоткой катушки, другой подключен к ис-
точнику тока. Параллельно с контактами прерывателя включается
конденсатор 5 емкостью 0,3 . . .0,4 мкФ, который служит для умень-
шения искрообразования между контактами при разрыве цепи.
Кроме того, при наличии конденсатора увеличивается скорость
414
падения тока в цепи и тем самым увеличивается максимальное
вторичное напряжение. В момент включения зажигания через нор-
мально замкнутые контакты прерывателя и первичную обмотку ка-
тушки начинает протекать ток от источника питания. При опреде-
ленном значении тока сила магнитного притяжения якорька к сер-
дечнику становится больше силы противодействующей пружины, и
контакты размыкаются. При размыкании контактов ток в первич-
ной цепи, а следовательно, и созданное им магнитное поле исчеза-
ют. В каждой из обмоток индуктируется электродвижущая сила.
Так как вторичная обмотка состоит из большого числа витков, то
индуктированная в ней ЭДС достигает величины 12 000 . . . 15 000 В,
достаточной для пробоя искрового промежутка свечи 6. После ис-
чезновения тока в первичной обмотке исчезает и электромагнитная
сила притяжения якорька к сердечнику. Контакты прерывателя за-
мыкаются вновь, и процесс повторяется. Таким образом, индукци-
онная катушка создает импульсы высокого напряжения, следую-
щие с частотой 200 . . .600 Гц.
Высоковольтный электромагнитный прерыватель свечи зажига-
ния, применяемый для генератора тепла, соответствует следующим
техническим данным, кроме вышеуказанных. Суммарное сопротив-
ление проводов и переходных контактов от аккумуляторной бата-
реи до штепсельного разъема прерывателя допускается не более
0,5 Ом. Прерыватель со свечой соединяется высоковольтным прово-
дом длиной не более 1,5 м. Режим работы кратковременный, дли-
тельность включения до 20 с, средняя — до 20 с, максимальная —
до 4 мин. Может эксплуатироваться при давлении окружающей
среды 0,025—0,1 МПа при температуре от —60 до +80° С, влаж-
ности до 98% и при воздействии инея, росы, морского тумана, плес-
невых грибков. Масса прерывателя не более 1,5 кг.
4.7.7.	Механический прерыватель
Основным узлом механического прерывателя (рис. 4.46) являет-
ся рычаг /, который может поворачиваться на валике 9. На одном
Рис. 4.46. Механический пре-
рыватель высоковольтной све-
чи:
1—рычаг; 2—подвижный контакт; 3—
неподвижный контакт; 4—конденса-
тор; 5—кожух; 6—скоба; 7—провод;
&—пружина; 9—валик;	(0—толка-
тель; //—кулачок; 12—вал; 13—элек-
тродвигатель с редуктором
8 9 10 11 12
конце рычага закреплен подвижный контакт 2, а на другом — тол-
катель 10, который пружиной 8 прижимается к кулачку И, закреп-
ленному на валу 12, вращаемом через редуктор электродвигате-
415
лем 13. Подвижный контакт 2 заземлен. Неподвижный контакт 3
закреплен на скобе 6 и соединен проводом 7 с первичной обмоткой
индукционной катушки. Другой конец первичной обмотки катушки
соединен с источником электрического тока. Параллельно контак-
там 2, 3 включен конденсатор 4. Прерыватель закрыт кожухом 5.
При вращении вала 12 контакты периодически замыкаются и раз-
мыкаются, вызывая в первичной обмотке импульсы тока.
4.7.8.	Преимущества и недостатки высоковольтных систем
зажигания
Основным преимуществом высоковольтных систем зажигания
является малое потребление электрической мощности. Ток в первич-
ной цепи индукционной катушки составляет примерно 1,5 ... 3 А.
Режим работы — кратковременный. Максимальная продолжитель-
ность до 4 мин. Недостатками высоковольтных систем зажигания с
индукционными катушками являются:
передача импульса тока высокого напряжения от приборов за-
жигания к запальным свечам требует усиленной изоляции токоне-
сущих элементов;
создаются помехи радиоприему;
количество энергии, выделяемое при разряде, сравнительно ма-
ло и при сильном обдуве искрового промежутка может оказаться
недостаточным для воспламенения;
система не обеспечивает надежного воспламенения при загряз-
ненных свечах.
В результате сгорания топлива на изоляторе свечи появляется
нагар, обладающий конечной величиной сопротивления. Влияние
этого проводящего слоя эквивалентно включению параллельно иск-
ровому промежутку шунтирующего сопротивления (сопротивления
утечки). При малых значениях сопротивления утечки вторичное на-
пряжение, развиваемое индукционной катушкой, уменьшается и
становится недостаточным для пробоя искрового промежутка. При
наличии на электродах свечи пленки жидкого топлива сопротивле-
ние разрядного промежутка и требуемое пробивное напряжение
растут, что может также привести к перебоям в нскрообразовании.
Образование разряда в низковольтных системах зажигания с раз-
рядом по поверхности полупроводника или по металлизированной
поверхности керамического изолятора не зависит от условий окру-
жающей среды, и работоспособность подобных систем обеспечива-
ется даже при значительном загрязнении свечей.
4.7.9.	Разрядное низковольтное зажигание
Появление разряда по поверхности полупроводника обусловле-
но в основном тепловыми явлениями и не требует большой разно-
сти потенциалов между электродами. Отличительной особенностью
полупроводников с проводимостью электронного типа являются
отрицательный температурный коэффициент сопротивления и зна-
чительная неоднородность по величине электропроводности различ-
416
ных участков данного образца. Эти свойства керамических полу-
проводниковых материалов и определяют процесс образования
разряда. При подведении напряжения к электродам, разделенным
полупроводником, в толще проводника возникает ток. Ввиду неод-
нородности структуры материала проводимость его, а следователь-
но, и плотность тока в различных участках полупроводника неоди-
наков и, при соответствующем выборе формы полупроводника, ток
протекает в основном по какому-то участку его наружной поверх-
ности. В результате протекания тока наиболее проводящий участок
полупроводника нагревается, что вызывает дальнейшее увеличение
его проводимости. При этом происходит перераспределение линий
тока, и все большая часть суммарного тока приходится на участок
с повышенной проводимостью. По истечении некоторого времени
практически весь разрядный ток оказывается сосредоточен в узком
проводящем канале, расположенном по поверхности полупровод-
ника. Проводящий канал за малый промежуток времени приобре-
тает температуру, при которой испаряется материал полупровод-
ника. В результате этого между электродами образуется область,
заполненная сильно ионизированными парами материала с пони-
женной электрической прочностью. При определенных условиях в
этой области возникает электрический разряд. Энергия разряда
обуславливается энергией, подаваемой к электродам. Одиночный
разряд локализируется в какой-либо одной узкой области разряд-
ного промежутка. Одновременного образования двух и более па-
раллельных каналов разряда не наблюдается. В качестве источника
электроэнергии, подводимой к электродам, используется заряжен-
ный до напряжения 1—3 кВ конденсатор.
4.7.10.	Низковольтное зажигание с разрядом
по поверхности полупроводника свечи
Основными элементами схемы низковольтной системы зажига-
3
к
Рис. 4.47. Схема низко-
вольтного зажигания с
разрядом по поверхнос-
ти полупроводника све-
чи:
/—индукционная катушка:
2—конденсатор;	3—разряд-
ник; 4—выпрямитель; 5—по-
лупроводниковая свеча
ния с разрядом по поверхности полупроводника (рис. 4.47) явля-
ются: индукционная катушка 1, конденса-
тор 2, разрядник <?, выпрямитель 4 и полу-
проводниковая свеча 5. Индукционная ка-
тушка через селеновый выпрямитель заря-
жает конденсатор. При каждом размыка-
нии контактов прерывателя конденсатор за-
пасает некоторое количество электричества,
которое сохраняется в нем благодаря име-
ющемуся в цепи вентилю. Когда напряже-
ние на конденсаторе достигает необходимой
величины, срабатывает раздельное устрой-
ство (герметичный раздатчик или реле),
подключающее конденсатор к свече. В каче-
стве источника питания вместо индукцион-
ной катушки могут использоваться и другие
устройства: трансформаторы, преобразова-
тели и т. п.
14	505
417
В полупроводниковой свече зажигания (рис. 4.48) корпус, изо-
лятор и электроды изготовляют из тех же материалов, что и дета-
Рис. 4.48. Низ-
ковольтная
свеча с разря-
дом на поверх-
ности полупро-
водника
ли обычной искровой свечи. В качестве полупровод-
ника наиболее часто применяется титанит бария или
двуокись титана, частично восстановленные нагре-
вом в водороде.
Износ электродов полупроводниковой свечи зна-
чительно больше, чем искровой, из-за большого ко-
личества выделяемой энергии. Для уменьшения из-
носа центральный и боковой электроды свечи изго-
тавливаются в виде концентрических колец, распо-
ложенных на гладкой торцевой или конусообразной
нижней части свечи. Форма полупроводника выби-
рается такой, чтобы по мере удаления от его внеш-
ней разрядной поверхности расстояние между элек-
тродами увеличивалось. Такая форма полупровод-
ника обеспечивает более равномерный его износ по
периметру, начиная с участка, где сопротивление
поверхностного слоя полупроводника окажется ми-
нимальным. С другой стороны, это способствует об-
разованию разряда именно вдоль поверхности по-
лупроьодника, так как при проникновении разряда
внутрь материала длина, а следовательно, сопро-
тивление канала возрастает и создаются благопри-
ятные условия для его перемещения на поверхность.
Расстояние между электродами свечи с полупро-
водником (ширина полупроводника) 0,5 .. .2,0 мм.
Системы зажигания с разрядом по поверхности по-
лупроводника создают интенсивные разряды, значительно превы-
шающие по мощности и энергии разряды, получаемые от искровой
свечи.
4.7.11.	Низковольтное зажигание с эрозийной свечой
Система зажигания с эрозийными свечами (рис. 4.49) состоит
из индукционной катушки 1, выпрямителя 2, конденсатора 3, емко-
сти 700 . . . 900 мкФ и эрозийной свечи 4, которая основана на ис-
пользовании разряда по металлизированной поверхности керами-
ческого изолятора. Свеча имеет серебряные электроды 1 и 2 (рис.
4.50), плотно прилегающие к изолятору 3 из керамического мате-
риала (синоксаль). Электроды с изолятором укрепляются в сталь-
ном корпусе 5. В середине свеча наполняется уплотнителем 4. Рас-
стояние между электродами 0,8 ... 1 мм. При разряде изолятор
металлизируется за счет эрозии электродов: частички серебра рас-
пиливаются и осаждаются на изоляторе, образуя на его поверхно-
сти проводящий слой. Поверхность изолятора, подвергнутая воз-
действию эрозированных частиц материала электродов, приобрета-
ет свойства полупроводника. Очевидно, что для эрозийной свечи
справедливы все основные закономерности, изложенные для полу-
418
проводниковой. Основное отличие состоит в том, что при протека-
нии импульса тока по поверхности металлизированного изолятора
происходит частичное, а иногда и полное выгорание эрозированных
частиц серебра и, следовательно, восстановление в большей или
меньшей степени электрической прочности промежутка. При сле-
дующем разряде вначале будет происходить распыление металла,
а затем его выгорание.
Работа системы зажигания: при размыкании контактов преры-
вателя заряжается конденсатор; так как при протекании предыду-
щего разряда частично выгорает эрозированная часть серебра, то
Рис. 4.49 Схема низ-
ковольтного зажига-
ния с эрозийной све-
чой:
/—индукционная катуш-
ка; 2—выпрямитель; 3—
конденсатор; 4—эрозий-
ная свеча
Рис. 4.50. За-
пальная часть
низковольтной
свечи:
/ и 2—серебряные
электроды; 3—изо-
лятор; 4—уплотни-
тель;	5—корпус
стальной
Рис. 4.51. Конст-
рукция запальной
части свечи, более
совершенной:
1—корпус; 2—изоля-
тор; 3—стержень; 4,
8, 9—арматура; 5—
гайка;	6—боковой
электрод;	7—цеит-
.ральный электрод
сопротивление поверхностного слоя велико. Напряжение на конден-
саторе будет возрастать до значения, равного величине пробойного
напряжения промежутка (2000 ... 3000 В), после чего происходит
пробой.
Процесс разряда конденсатора сопровождается эрозией сереб-
ряных электродов и распылением металла по поверхности. Сопро-
тивление металлизированной поверхности изолятора сильно умень-
шается, и основная часть энергии, запасенной во вторичной цепи
индукционной катушки, реализуется в виде индуктивной состав-
ляющей разряда. Количество энергии, выделяемое при разряде, и
длительность отдельных стадий различны. Длительность начальной
стадии составляет 5 .. . 10 мс, а количество выделившейся энергии
невелико — 1 ... 2 мДж. Длительность индуктивного разряда 1 мс,
а количество энергии в импульсе 10 ... 20 мДж. Недостатком низ-
ковольтных систем зажигания является пониженная теплостойкость
свечи, которая ограничивается температурой в зоне разрядного про-
межутка не более 700° С.
Для повышения ресурса свечи рекомендуется конструкция, в ко-
торой электроды наплавлены в зазоры между корпусом и изолято-
ром и между изолятором и стержнем. С целью получения качествен-
ного слоя и заполнения зазоров на всю глубину стержень и корпус
выполнены из материалов, хорошо смачиваемых расплавленным ма-
териалом электродов, например, если электроды выполнены из
14*
419
серебра и его сплавов, то корпус и стержень изготовляются из ни-
келя (рис 4.51). В корпус 1 концентрично установлен изолятор 2,
в который вставлен стержень 3 центрального электрода с армату-
рой 4, затянутый гайкой 5. В зазоры между корпусом и изолятором
и между изолятором и стержнем наплавлены соответственно боко-
вой 6 и центральный 7 электроды. Для повышения термостойкости
и механической прочности электродов используется арматура 8 и 9
из материала, хорошо смачиваемого расплавленным материалом
электродов.
4.8.	УСТРОЙСТВА ПОДАЧИ И РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУХА
4.8.1.	Вентилятор генератора тепла
Назначение вентилятора заключается в передаче энергии вра-
щающейся крыльчатки воздуху, поступающему из атмосферы в вен-
тилятор и затем в камеру сгорания и теплообменник генератора
тепла. Для этой цели используется осевой вентилятор, который
состоит из выпрямляющих поток воздуха аппаратов, переходника
Рис. 4.52. Вентилятор генератора тепла:
/—направляющий аппарат: 2— крыльчатка; 3—спрямляющий аппарат; 4—переходник;
5—электродвигатель; 6—прокладка; 7—кок; 8—гайка; 9—шпонка; 10—штепсельный
разъем
и электродвигателя с крыльчаткой. Направляющий 1 и спрямляю-
щий 3 аппараты (рис. 4.52), крыльчатка 2, переходник 4, проклад-
ка 6 и кок 7 изготовлены из алюминиевых сплавов. Элементы 1, 3
и 6 соединены между собой двенадцатью болтами. Для удобства
выполнения регламентных работ без полной разборки вентилятора
предусмотрен переходник 4, который соединен с элементом 3 во-
семью болтами. Электродвигатель 5 установлен посадочным бур-
том в цилиндрическое отверстие дна центральной части спрямляю-
щего аппарата и прикреплен к нему восемью болтами. Крыльчат-
ка 2 имеет двадцать лопаток, закреплена на валу электродвигате-
ля шпонкой 9 и гайкой 8. Для соединения электродвигателя с элек-
420
тросетью применен штепсельный разъем 10. Кок привинчен шестью
винтами к направляющему аппарату.
Лопатки направляющего аппарата обеспечивают закрутку по-
тока, поступающего на лопатки крыльчатки. Лопатки спрямляю-
щего аппарата обеспечивают раскрутку потока, выходящего из
крыльчатки, создавая осесимметричное направление потока.
Производительность данного вентилятора при давлении воздуха
на входе 0,1 МПа, температуре 15° С и напряжении 27 В равна
1800 кг/ч, напор, создаваемый вентилятором при указанных усло-
виях, не менее 1,5 МПа, ток, потребляемый электродвигателем при
напряжении 27 В, не более 70 А. Масса вентилятора не более
17 кг (см. рис. 4.52).
4.8.2.	Термовключатели и термовыключатели
Термовключатели и термовыключатели, применяемые в авиаци-
онных генераторах тепла, появились одновременно с созданием
генераторов тепла. По конструктивному принципу их можно разде-
лить на две основные группы: биметаллические и пружинные.
Вначале, т. е. на бензиновых генераторах тепла, применялись би-
металлические, а на керосиновых генераторах тепла стали приме-
няться пружинные термовключатели и термовыключатели, посколь-
ку они точнее и устойчивее в работе. По температуре срабатывания,
т. е. включения или выключения, эти типы приборов разделяются
на шесть групп со следующими номиналами температур: 40, 50, 60,
90, 120 и 175° С. По номиналу 175° С для биметаллических приборов
установлен допуск плюс 25 и минус 10° С, по остальным ±10° С;
для пружинных — допуск составляет ±5° С.
4.8.3.	Биметаллические термовключатели
Термовключатель предназначен для включения (замыкания)
электроцепи, например клапана обдува свечи, и последующего вы-
ключения ее. На рис. 4.53 представлена конструкция термовключа-
теля, состоящего из панели с клеммами и биметаллической пласти-
ны с контактным устройством. К стальной панели 1 одной заклеп-
кой 4 с шайбами 5 приклепаны слюдяные пластины 2 и 3. Сереб-
ряные контакты 6 и 7 крепятся к панели путем расклепки концов
латунных клемм 8. Между контактами 6 и 7 и пластиной 2 постав-
лены латунные шайбы 9, а между пластинами 2 и 3 — изоляцион-
ные шайбы 10. Для крепления проводов предусмотрены винты 11
с шайбами 12. К стальной стойке 13, расклепанной в панели 1, гай-
кой 14 и шайбами 15 и 12 крепится выпуклая биметаллическая пла-
стина. Шайбы 15 служат для регулирования усилия на контактах
6, 7 и 21. С биметаллической пластиной 16 через зажатые слюдяные
шайбы 18 и стальные шайбы 19 и 20 соединен валик 17. Между
фланцем валика 17 и шайбой 19 расположен свободно вращающий-
ся серебряный контакт 21. Как клеммы 8 с контактами 6 и 7, так
и валик 17 с контактом 21 электрически изолированы от панели 1
421
изоляторами 2, 3, 10 и от пластины 16 изоляторами 18. Пластина
16 своей выпуклостью обращена к панели 1.
Термовключатель начинает свою работу с замыкания электро-
цепи; в рабочем состоянии, когда генератор тепла работает и тем-
пература выходящего
Рис. 4.53. Конструкция биметаллических термо-
включателей и термовыключателей:
/—панель; 2, 3—пластины слюдяные; 4—заклепка; 5—
шайба:	7—контакты серебряные; 8—клемма: 9—шайба
латунная; 10—шайба изоляционная: //—винт; 12—шайба;
/3—стойка; 14—гайка; /5—шайба; 16—пластина биметал-
лическая; 17—валик; 18—шайба слюдяная; 19. 20—шай-
бы стальные; 21—контакт серебряный
и омывающего термовключатель воздуха вы-
ше заданной темпера-
туры, контакты 6 и 7
остаются замкнутыми
контактом 21 и ток
идет к потребителю.
Как только температу-
ра воздуха понизится
до заданной величины,
контакты разомкнутся
и питание током потре-
бителя прекратится.
Контакты замыкаются
и размыкаются пласти-
ной 16 мгновенно и при
исправном термовклю-
чателе контакты раз-
мыкаются без искре-
ния. При достижении
заданной температуры пластина 16 резко со щелчком деформиру-
ется в ту или другую сторону.
Термовключатель пригоден для напряжения в сети 27±2,7 В;
сила тока, пропускаемая через контакты, не более 2 А. Падение на-
пряжения на контактах при силе тока 25 А и напряжении 27 В не
более 30 мВ при замкнутых контактах и не более НО мВ в момент
их размыкания. Масса термовключателя не более 30 г. Для креп-
ления термовключателя к генератору тепла или к любому другому
агрегату предусмотрены четыре отверстия на панели 1.
4.8.4.	Биметаллические терм о выключатели
Термовыключатель предназначен для выключения (размыкания
электроцепи), например свечи, и последующего ее включения. По
конструкции он почти аналогичен вышеописанной. Отличие заклю-
чается в положении биметаллической пластины 16 в термовыключа-
теле 7. Пластина обращена к панели 1 своей выгнутой частью, а
не выпуклой, как это показано на рис. 4.53.
4.8.5.	Пружинные термовключатели
Принципиальная схема термовключателя показана на рис. 4.54.
При повышении температуры воздуха, омывающего трубу 1 термо-
включателя, последняя увеличивает свои линейные размеры. Две
пластинчатые пружины 3, жестко прикрепленные своими концами к
упору 4 и к направляющим пластинам, выпрямляются, контакты
2 сближаются и замыкают электроцепь. При понижении темпера-
422
туры воздуха, омывающего трубу Л последняя уменьшает свои ли-
нейные размеры. Пластинчатые пружины 3. упирающиеся своими
концами в упор 4 и пластины, изгибаются. При этом контакты 2
расходятся и размыкают электроцепь. С пластинами связан регу-
лировочный винт 3; от контактов отводится электропровод 7.
Рис. 4.54.
Принципи-
альная схе-
ма термо-
включателя:
/—труба; 2—
контакты; 3—
пружина пла-
стинчатая; 4—
упор; 5—проб-
ка; 6—регули-
ровочный винт
7—электропро-
вод
Рис. 4.55. Конструкция пружинного термовключа-
теля:
/—клеммы: 2—резьбовая втулка; 3—регулирующий винт;
4—контакты; 5—труба; 6—упор; 7—пробка; 8—пластинча-
тые пружины; 9, /2—прокладки; 10—коитактодержатель;
//—направляющие; 13—корпус; /4—колодка; 15—стопор-
ный винт: 16—крышка; 17—втулка; 18—вставка; 19—
контргайка; 20—втулка
Конструкция термовключателя (рис. 4.55) является сварной.
К корпусу 13 припаяна труба 5, к свободному концу которой при-
паяна пробка 7 с двумя винтами для предварительного регулирова-
ния термовключателя. Внутри трубы 5 находится регулировочный
винт 3, приваренный точечной сваркой к двум пластинчатым пру-
жинам 8. Два других конка этих пружин приварены к упору 6.
Регулировочный винт своими направляющими И скользит по тру-
бе 5. На регулировочный винт и в корпус ввернута втулка 2 с резь-
бой, с помощью которой осуществляется точное регулирование тер-
мовключателя. На пластинчатых пружинах крепятся контактодер-
жатели 10, к которым припаяны контакты 4, замыкающие и раз-
423
мыкающие электроцепи. Контргайкой 19 и стопорным винтом 15 в
отрегулированном положении контрится резьбовая втулка. Для
предотвращения замыкания между пружинами и контактодержате-
лями поставлена прокладка 9 из миканита, между контактодержа-
телями и трубой втулка 20. На корпус надета крышка 16, которая
предохраняет резьбовую втулку, контргайку и колодку 14 с клем-
мами 1 от повреждений. Колодка крепится винтом к корпусу. К од-
ним концам клемм, запрессованных в колодке, подводятся провода
от контактов. Провода, отходящие от других концов клемм, прохо-
дят через развальцованную в крышке втулку 17 и присоединяются
к вставке 18 штепсельного разъема, соединяющейся на объекте с
колодкой. Герметичность соединения корпуса термовключателя с
воздухопроводом обеспечивается прокладкой 12.
Все основные детали изготовлены из нержавеющей стали, плас-
тинчатые пружины из сплава «фени», упор и регулирующий
винт — из инвара, прокладки — из миканита и резины, колодка
и втулка 20 — из прессматериала, остальные детали — из дура-
люмина и латуни.
Термовключатель устанавливается в воздухопроводе в любом
положении. Скорость воздуха, омываемого трубу, не более 50 м/с,
напряжение постоянного тока 27±2,7 В, сила тока не более 0,5 А.
Время срабатывания не более 30 с, масса термовключателя не бо-
лее 0,3 кг.
4.8.6.	Пружинные термовыключатели
Термовыключатели предназначены для выключения (размыка-
ния) электроцепи и последующего ее включения. По конструкции
они почти не отличаются от аналогичных термовключателей. Отли-
чие заключается в положении пластинчатой пружины 3 (см. рис.
4.54). У термовыключателя контакты 2 в исходном состоянии замк-
нуты.
При повышении температуры воздуха, омывающего трубу 5
(рис. 4.55), линейные размеры трубы увеличиваются больше, чем
линейные размеры пластинчатых пружин 8. При этом пластинча-
тые пружины выпрямляются, контакты 4 разъединяются и размы-
кают электрическую цепь.
4.8.7.	Блок управления регулятора температуры
Блок управления регулятора температуры 11 (см. рис. 4.2) и 35
(см. рис. 4.3) предназначен для преобразования изменения сопро-
тивления датчиков температуры в электрическое напряжение и по-
дачи сигналов на электромагнитные топливные клапаны. Блок уп-
равления работает в схеме автоматического регулирования темпе-
ратуры, поддерживающей установленную задатчиком температуру
воздуха в кабине летательного аппарата в пределах 10 ... 30° С.
В зависимости от температуры воздуха в кабине, на входе и вы-
ходе из генератора тепла блоком управления выдаются сигналы
424
топливным клапанам 6 (см. рис. 4.26), регулирующим расход топ-
лива через форсунку.
Блок управления регулятора температуры работает в комплекте
с двумя датчиками температуры, установленными в различных точ-
ках кабины и соединенными параллельно; с двумя датчиками тем-
пературы, установленными на входе и выходе из генератора тепла;
с задатчиком температуры, установленным на пульте управления;
с двумя топливными клапанами 6 (см. рис. 4.26 и рис. 4.31), уста-
новленными в топливной коробке. Рассмотрим эти элементы блока
управления.
4.8.8.	Датчик температуры воздуха кабины
Устройство (рис. 4.56) состоит из электродвигателя 1, который
приводит во вращение крыльчатку вентилятора 2, датчика 3 и
штепсельного разъема 4. Вентилятор всасывает воздух из кабины
летательного аппарата и нагнетает его в полость чувствительного
элемента для обдува, осуществляемого в
р целях уменьшения инерционности дат-
Рис. 4.56. Блок управле-
ния регулятора темпера-
туры воздуха кабины:
1—электродвигатель; 2—вен-
тилятор;	3—датчик;	4—
штепсельный разъем
Рис. 4.57. Датчик температуры:
1—чувствительный элемент; 2—кор-
пус; 3—крышка; 4—выводы; 5—ко-
жух; 6—винт
тельным элементом из медной эмалированной проволоки диамет-
ром 0,05 мм. К корпусу 2, имеющему вид болта с резьбой
2М16Х1 мм, крепится чувствительный элемент 1 датчика, каркас
которого, собранный из стальных стоек, закрыт защитным кожу-
хом 5 с отверстиями, предохраняющим чувствительный элемент
от повреждений. Торцевая часть датчика закрыта крышкой 3, кото-
рая крепится к корпусу винтами 6. Для подключения датчика к ре-
гулятору температуры имеются выводы 4.
Погрешность сопротивления R (Ом) чувствительного элемента
д/?=/?,_/?з<0,36,
где Rt — расчетное сопротивление чувствительного элемента при
температуре t окружающего воздуха, в Ом; Rz — замеренное соп-
425
ротивление чувствительного элемента при температуре окружающе-
го воздуха 20±5° С, в Ом.
Расчетное сопротивление
^=90,1(1 + 0,004/),
где t — температура окружающего воздуха в 0 С при определении
Rs.
Потребляемый датчиком ток не более 0,1 А.
4.8.9.	Датчики температуры воздуха генератора тепла
Датчик 3 (см. рис. 4.2) сигнализирует об изменении темпера-
туры воздуха, входящего и выходящего из генератора тепла. Дат-
чик температуры (рис. 4.58) представляет собой термометр сопро
тивления. Чувствительный элемент 1 датчика изготовлен из медной
эмалированной проволоки диа-
метром 0,05 мм, намотанной на
слюдяной каркас, который с
двух сторон закрыт слюдяны-
ми пластинками, предохраня-
ющими витки от замыкания.
Корпус 2 датчика сделан в ви-
де полой пробки из нержавею-
щей стали с резьбой 2М16Х1,
к которой приварена плоская
стальная трубка с заваренным
концом. Внутри этой трубки
Рис. 4.58. Датчик температуры воздуха
генератора тепла:
1—чувствительный элемент: 2—корпус; 3—ко-
жух; 4— крышка: 5—выводы
помещается чувствительный элемент 1. Корпус 2 закрывается
крышкой 4, имеющей на внешней своей поверхности канавку. При
монтаже на генераторе эта канавка должна совпадать с направле-
нием потока воздуха в канале. Для подключения датчика к регу-
лятору температуры имеются выводы 5.
При хранении и транспортировке чувствительный элемент дат-
чика закрывается защитным кожухом 3. а при установке датчика
на генератор кожух 3 снимается.
Для проверки работоспособности датчика температуры измеря-
ется температура окружающего датчик воздуха с точностью + 1°С;
при данной температуре измеряется активное сопротивление дат-
чика прибором класса точности не ниже 0,5, после чего сопротив-
ление датчика приводится к температуре 20° С
R20—Rt
1 -I- ct20
1 4- at
где Т?2о — сопротивление датчика при температуре 20° С (должно
быть равным 57,5+0,5 Ом); Rt — сопротивление датчика при тем-
пературе t, Ом; t — температура, при которой производилось
измерение, °C; а =0,00426 — температурный коэффициент сопро-
тивления.
Сопротивление изоляции датчика в нормальных климатических
условиях должно быть не менее 20 МОм.
426
4.8.10.	Задатчик температуры воздуха
Задатчик температуры необходим для установления желаемой
температуры воздуха в кабине в диапазоне 10 .. . 30° С. На рис. 4.59
представлена конструкция задатчика, применяемого в системе по-
догрева воздуха генератором тепла. В корпусе 1 на фланце 2 за-
креплен потенциометр 3. На его оси установлен сухарь 4, который
расположен в специальном пазу фрикциона 5. На оси фрикциона
Рис. 4.59. Задатчик температуры:
/—корпус; 2—фланец; 3—потенциометр; 4—сухарь; 5—фрикцион; 6—ручка; 7—
пружина; 8—гильза; 9—шкала; 10—штепсельный разъем
зафиксирована ручка 6. На боковых скосах фрикциона 5 установ-
лены тормозные пружины 7, которые соприкасаясь с гильзой 8,
впрессованной в корпус 1, создают трение, предотвращающее само-
произвольное вращение ручки 6, относительно шкалы 9. Цена де-
ления шкалы 1° С. К корпусу 1 прикреплен винтами штепсельный
разъем 10.
Как следует из приведенного, принцип действия задатчика за-
ключается в установлении определенного отношения сопротивлении
между контактами штепсельного разъема пропорционально задан-
ной температуре. Величина активного сопротивления потенциомет-
ра задатчика равна 470 0м±10%. Допустимая погрешность шкалы
в точке 20° С составляет ± 1° С, в остальных точках шкалы —
427
±2° С. Задатчик работоспособен до высоты 30 км при температуре
окружающей среды от —60 до +60° С и относительной влажности
не более 95%. Масса задатчика составляет не более 0,3 кг.
Данный тип задатчика в случае необходимости может быть пе-
рестроен на диапазон температур от 0 до 50° С и от —10 до 4-40° С.
Блок управления регулятора температуры
Рис. 4.60. Конструкция блока управления:
1—штепсельный разъем; 2— крышка верхняя;
3—шина заземления; 4—винт; 5—втулка амор-
тизационная; 6—сопротивление; 7—реле; 8—
плата; 9—крышка нижняя; 10—плата; И—
шасси
Основным несущим элементом блока управления (рис. 4.60) яв-
ляется сварное шасси 11, к которому крепятся две платы 8 и 10
с радиодеталями, по два реле 7 и сопротивления 6. На боковой
стенке шасси И укреплен штепсельный разъем 1. На ножках креп-
ления блока установлены амортизационные втулки 5, на боковой
стенке установлена шина 3 для
заземления шасси 11. Блок за-
крыт двумя крышками 2 и 9,
которые крепятся к шасси вин-
тами 4.
Электрическая схема блока
управления представлена на
рис. 4.61. Принцип работы ре-
гулятора основан на контроле
изменения разбаланса моста
кабины и моста генератора
тепла. Питание мостов осуще-
ствляется выпрямленным нап-
ряжением через диоды Д6, Д7
и ДЮ, Д11 от обмоток w3 и
w6 трансформатора Тр1.
В цепь моста кабины, сос-
тоящего из резисторов R&...
... /?ц, подключены два дат-
чика (см. рис. 4.56 и 4.57), сое-
диненные параллельно, и за-
датчик температуры (см. рис.
4.59). Если температура в месте установки датчика равна задан-
ной, то величина сопротивления датчика равна номинальной и на
выходе моста кабины сигнал отсутствует, т. е. мост находится в ба-
лансе. В цепь моста генератора тепла подключены два датчика
температуры (см. рис. 4.58).
При разбалансе одного из мостов в результате изменения со-
противления датчиков температуры, сигнал разбаланса постоянного
тока с выхода разбалансированного моста поступает на вход моду-
лятора, выполненного на интегральном прерывателе, который пре-
образует этот сигнал в напряжение переменного тока. Последнее
с выхода модулятора подается на вход усилителя, выполненного на
транзисторах Т1 ... Т4. Усилитель выполнен с непосредственной
связью каскадов и отрицательной обратной связью, которая по
постоянному и переменному току осуществляется подачей напря-
428
жения с выхода усилителя (эмиттер триода Т4) на вход (база три-
ода Т1) через делитель R18, СЗ—R17, С1; /?34. Отрицательная об-
ратная связь по постоянному току стабилизирует рабочие точки
триодов усилителя, а по переменному току — коэффициент усиле-
ния, который регулируется сопротивлением /?*17. Сигнал, усилен-
ный до необходимой величины, поступает с выхода усилителя на
вход фазочувствительного усилителя, где пооисходит анализ знака
Рис. 4.61. Электрическая схема блока управления
отключения температуры. При отсутствии сигнала переменного тока
на входе фазочувствительного усилителя триод Т5 открыт током,
протекающим через сопротивление /?21, а усилители постоянного
тока, собранные на триодах Тб и Т7, заперты положительным на-
пряжением, поступающим с однополупериодных выпрямителей, сос-
тоящих из диодов Д4 и Д5 конденсаторов С9 и СИ.
В зависимости от разности фаз напряжения обмотки К5—Н5,
запирающее напряжение одного из выпрямителей не подается на
базу какого-либо триода (Тб или Т7), транзистор Тб или Т7 откро-
ется, сработает реле Р1 или Р2. Если срабатывает реле Р1, контак-
ты 7 и 6 реле замыкаются и подается напряжение питания 27 В
на второй электромагнитный топливный клапан, который откроет
подачу топлива в генератор тепла При изменении фазы перемен-
ного напряжения, снимаемого с выхода усилителя, открывается
триод Т7 и подается напряжение питания 27 В на первый электро-
429
магнитный топливный клапан, который откроет подачу топлива в
генератор тепла.
Преобразователь постоянного тока в переменный предназначен
для питания двух измерительных мостов и фазочувствительного
усилителя Преобразователь выполнен на двух полупроводниковых
триодах Т8 и T9 и питается от сети 27 В через фильтр R12, С2.
Блок управления может размещаться в местах, где вибрацион-
ные нагрузки не превышают 3,5 g на частотах 10 ... 200 Гц, тем-
пература в пределах от —60 до +60е С. Электропровода к датчи-
кам и задатчику могут находиться в одном экранированном жгуте,
других проводов в этом жгуте не допускается. В процессе эксплуа-
тации блок управления ухода не требует.
Блок управления обеспечивает регулирование температур в ди-
апазоне 10 .. 30° С; погрешность регулирования при температуре
окружающего блок воздуха 20+5° С не более 1,5° С; дополнитель-
ная погрешность при изменении температуры окружающего блок
воздуха на каждые 10° С не более 0,2е С; ток, потребляемый блоком
от источника питания 27 В±10%, не более 250 мА; ток, потребляе-
мый исполнительным механизмом, не более 0,5 А; масса блока
управления не более 1 кг
4.9.	РАСЧЕТ ГЕНЕРАТОРА ТЕПЛА
Тепловой и гидродинамический расчеты генератора тепла про-
изводятся в следующем порядке.
Полагаем, что заданы теплопроизводительность Q, Вт; расход
воздуха GB, кг/ч; температура воздуха, входящего в генератор, G,
°C; температура воздуха, выходящего из генератора, ti, °C; хими-
ческий состав топлива (процентное содержание углерода С и водо-
рода Н) и теплотворная способность QT Дж/кг; коэффициент из-
бытка воздуха а; геометрические размеры в м — диаметр камеры
сгорания DI;; диаметр внутреннего цилиндра D\, диаметр внешнего
цилиндра Da и диаметр среднего цилиндра D2-
1.	Определяем количество воздуха, необходимого для сгорания
1 кг топлива.
Массовое теоретически необходимое количество воздуха, кг/кг
£.г=0,115С+0,342Н.
Истинное массовое количество воздуха, кг/кг
£ = а£т.
2.	Определяем массовый состав продуктов сгорания
Gcos=3,67C/100 кг/кг, Он2о = 9Н/ЮО кг/кг,
Gos=(a — 1)£т0,232 кг/кг, ONs= uL.fi,768 кг/кг.
Общая масса продуктов сгорания 1 кг топлива, кг/кг
Qi.c — Gcos -|- Gh,o 4- 0<2 -j- G^a.
430
3.	Определяем величины, входящие в уравнения теплового ба-
ланса камеры сгорания, и находим теоретическую температуру го-
рения по этому уравнению.
Тепло, выделившееся в камере в результате сгорания 1 кг топ-
лива, Q/ = QtT1c. где т]с — коэффициент полноты сгорания; обычно
принимается г]с = 0,95.
Теплосодержание воздуха, участвующего в сгорании 1 кг топли-
ва, 1Ъ=Ь (1005+ 1920с!) 4, где d — влагосодержание воздуха; при-
нимается с/ = 10 г/кг; tB — температура воздуха.
Определяем температуру воздуха tB:
теплосодержание 1 кг топлива гт = ст/т, где теплоемкость топлива
ст = 2010 Дж/кг.
Уравнение теплового баланса камеры сгорания, отнесенное к
1 кг топлива без учета потерь тепла от стенок камеры сгорания в
окружающую среду, имеет вид
+.с=!^со+со2 Н Оц2г+н2( “!	,
Рис. 1.62. К опреде-
лению теоретической
температуры сгора-
где t0 — теоретическая температура сгорания,
t _	0,95Q,. + (Д,/т + L (1005 + 1920Д) tv
°co2cco2 °h2och2o + °o,cOa + Gn2cn2
где Д/св — подогрев воздуха свечой накалива-
ния, если она применяется.
Электрическое сопротивление свечи зажи-
гания Rcb=q'1/S, где I — длина свечи; S—
площадь ее поперечного сечения; q' —- удель-
ное сопротивление.
Так как последовательно со свечой вклю-
чено сопротивление Rc, то полное сопротивле-
ние цепи /? = ДС + /?СВ.	ния
Сила тока в свече I=UIR,
где U — напряжение, В.
Тепло, выделяемое свечой, QCB=12R.
За счет тепла, выделяемого свечой, воздух нагревается на вели-
чину Д4в = Qcb/1005Gc, где Gc — секундный массовый расход воз-
духа через камеру сгорания: GC = GGTC; где GT.C — секундный рас-
ход топлива: GT.C = Q/Qt^; гДе Л — к.п д. генератора тепла, примем
г] = 0,48 с последующей проверкой.
Так как теплоемкость продуктов сгорания зависит от темпера-
туры сгорания to, то задаваясь различными значениями t0', нахо-
дим 4 графическим путем (рис. 4.62).
4.	Определим действительную температуру газообразных про-
дуктов сгорания tT, учитывающую потери тепла продуктов сгорания
в результате их излучения на стенки камеры
go~ £ст = г'+ (4 — 4),
где g0 —• поверхностная плотность излучения абсолютно черного
тела при действительной температуре газов g0= 5,67 (7\./100)4; g(T—
431
поверхностная плотность излучения при температуре стенки каме-
ры сгорания gcT = 5,67(Гст/100)4; исс — произведение скорости га-
зов в камере сгорания на объемную теплоемкость смеси продуктов
сгорания при нормальных условиях (Тн=273 К, рн=1,013 105 Н/м2).
Для определения объемной теплоемкости смеси продуктов сгора-
ния при нормальных условиях, кг/м3
с — 1 У п.с (СсоУC02 + CHjO^Н20 + СоУО2 + СыУN2)1
предварительно находим плотность компонентов
Qco2=Po/^coyH и т. д.
Объемный состав продуктов сгорания, Нм3/кг
Vrcos = Gco2/Qco2 и т. д., Vn.c=V'co2'|-VzH2o+V'o2 +V^n,-
Скорость газов в камере сгорания, м/с
щ =(/тУг, C/FKC,
где FK.c — площадь сечения камеры сгорания.
Действительная температура газообразных продуктов (д'<т~0)
определяется из уравнения
г»гс(/0 —4)=5,67 (Л/100)4.
5.	Коэффициент теплоотдачи от стенок к нагреваемому воздуху
в первом кольцевом канале находим из критериального уравнения
для турбулентного потока
Nu=0,023Re°’8Pr°'4.
В качестве определяющей температуры принимаем среднюю
температуру нагреваемого воздуха
1 ___+ ti
ср — 2 
Определяем площадь сечений для прохода воздуха Г1 = лД12/4—
; f2=лД з2—nD/fi 
Средняя площадь сечения для прохода воздуха
р ___	+ Т~2
с₽~	2	
Периметр сечения, омываемого воздухом П1=л(Д1—Дг), П2=
= л (Д2+Дз) -
Гидравлический диаметр сечения по воздуху
^=47^, /7г2=47г2/П2, dr.cp=rfrl + rfr2 •
Определяем массовый расход воздуха в обоих каналах,
0^=7^;	о2=-^~.
G2	F1 + У
Массовая скорость воздуха в первом сечении, кг/м2с (q^)i =
= G1/3600F1.
432
Определяем значения критериев: Rei = (pf )irfri/|x, Рг = Срц/Х.
Коэффициент теплоотдачи a=NuiAMn-
Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воздуху во
втором кольцевом сечении
(Qu)2=O2/3600F2; Re2 = (Qc)2c/r2/p; a2=Nu2X/rfrt.
Среднее значение коэффициента теплоотдачи от стенки к воз-
духу
„ _ «1 + «2
Оср-	•
6.	Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке камеры сгорания
ввиду сложности определения степени черноты факела и величины
изменения температуры газа в камере сгорания принимаем ори-
ентировочно равным 600 Вт/(м2-°С). Такое допущение возможно
потому, что коэффициент теплопередачи определяется коэффици-
ентом теплоотдачи от стенок к продувочному воздуху. Коэффи-
циент теплоотдачи от газа к стенке во втором газоходе длиной I
определяем по уравнению
а=26,7/~o.5^-o,i6 (е^79^1.
Массовая скорость, кг/м2с,
(QT))cp=Gr/3600F2=Gn.cGT/3600F2,	= n^{Dl —D2}.
Теплопроводность продуктов сгорания
где Vi — удельный объем i-ro компонента продуктов сгорания;
\.=25-10-6(9 —5)^^, k=cplcv,
где cVi — теплоемкость i-ro компонента продуктов сгорания.
Средняя температура продуктов сгорания
7 G “Ь СыХ
гср— 2
где /вых — температура выходящих из генератора продуктов сго-
рания.
Теплоемкость продуктов сгорания
en.c=l/Gn.c2^C-
7.	Определяем коэффициент теплопередачи, пренебрегая теоре-
тическим сопротивлением стенок:
^х^т
ах + аг
Водяной эквивалент по газам IKr=cn.cGn cGT.
Водяной эквивалент по нагреваемому воздуху IFB=GBcB.
8.	Количество тепла, передаваемого продувочному воздуху,
Сх.г Сх.в
4 ~ 1/KS+ 1/2IFB 4- 1/21ТГ
Определяем к.п.д. и сравниваем его с принятым т] = 0,48.
Глава 5
ГЕНЕРАТОРЫ НЕЙТРАЛЬНОГО ГАЗА
5.1. СХЕМА И КОНСТРУКЦИЯ ГЕНЕРАТОРА
НЕЙТРАЛЬНОГО ГАЗА
Генератор нейтрального газа, применяемый на летательных ап-
паратах, предназначен для производства во время полета нейтраль-
ного газа, охлаждения его, осушки, очистки от механических при-
месей и заполнения этим газом освобождающихся от топлива объ-
емов топливных баков. Нейтральный газ является продуктом
сгорания авиационного топлива в кислороде атмосферного воздуха,
поступающего в генератор от системы кондиционирования лета-
тельного аппарата. Особо важным отличием процесса сгорания топ-
лива в генераторе нейтрального газа от аналогичного процесса в
генераторе тепла является строгое обеспечение сгорания при ко-
эффициенте избытка воздуха а=1, т. е. свободного кислорода в
продуктах сгорания не должно быть больше 2% при всевозможных
нестационарных режимах полета и работы генератора. В против-
ном случае вырабатываемый газ не может считаться нейтральным
и заполнение им топливных баков создаст опасные ситуации.
Генератор может работать не только в основном режиме, но и в
режиме без расхода топлива, осуществляя только продувку системы
воздухом. На рис. 5.1 и 5.2 представлены внешний вид и схема
генератора нейтрального газа. При включении генератора на ре-
жим без расхода топлива электропитание подается на перекрывной
клапан 14, размыкающие контакты трех сигнализаторов давления
16, блоки управления автоматического регулирования температуры
12 и 13, термометр, переключатель осушителей 7 и электрокла-
пан 6. Переключатель осушителей имеет три положения. При ус-
тановке переключателя в одно из этих положений питание поступа-
ет на один из трех электроклапанов 6. С клемм сигнализаторов
давления 16 питание подастся на лампу, сигнализирующую о нор-
мальной работе сигнализаторов давления Перекрывной клапан 14
открывается, обеспечивая доступ топочного воздуха в камеру сго-
рания; при этом включается в работу один из электроклапанов пе-
реключения 6, открывающий соответствующие пневмоклапаны 8,
которые начинают пропускать воздух через один из осушителей 7.
434
Газовая магистраль генератора при этом режиме продувается воз-
духом. На щитке пилота загорается лампочка, сигнализирующая о
наличии давления в трубопроводах за осушителями 7.
При включении генератора на режим с расходом топлива, т. е.
с переходом на нормальный рабочий режим, электропитание допол-
нительно подводится через замыкающие контакты пневмореле 27 и
сигнализатора давления 16 к размыкающим контактам термовы-
Рис. 5.1. Общий вид генератора нейтрального газа (обозначения для рис. 5.1 и
5.2 единые):
1—свеча искровая; 2—клапан перепускной; 3—термореле; 4—датчик температуры; 5—регуля-
тор избыточного давления воздуха; 6—электроклапан переключения; 7—осушитель; 8—пнев-
моклапан; 9—влагоотделитель; 10—конденсатор; //—датчик температуры; 12, /5—блоки уп-
равления; 14—клапан перекрывной; 15—камера сгорания с теплообменником; 16— сигнализа-
тор давления; 17—регулятор избыточного давления топочного воздуха; 18—тройник; 19—
фильтр топливный; 20—регулятор давления топлива: 21—агрегат питания топливом: 22, 30—
блок топливовоздушный; 23—клапан соленоидный; 24—жиклер основной; 25—подогреватель
топлива; 26— заслонка; 27—пневмореле; 28—термореле; 29—подогреватель топлива
ключателя. При достижении избыточного давления охлаждающего
воздуха 2,5 кПа и топочного воздуха 0,2 МПа контакты пневморе-
ле 27 и сигнализатора давления 16 замыкаются и электропитание
подается через контакторы на спираль и микровыключатель подо-
гревателя топлива 25; на пульте загорается лампочка. При дости-
жении в подогревателе 25 температуры нагрева среды 333 . ..
. . . 343 К микровыключатель подогревателя срабатывает и питание
подается на обмотку контактора, который, разомкнув цепь питания
спирали подогревателя и лампочки, подает питание через размы-
кающие контакты термовыключателя к двум коммутационным реле.
Одно из этих реле подает питание на клапан 23, бортовые реле,
клапан агрегата питания топливом 21 и пусковую катушку, со
вторичной обмотки которой высокое напряжение подается на искро-
вую свечу 1. При срабатывании бортовое реле размыкает свои раз-
мыкающие контакты, обесточивая четыре клапана 6, и замыкает
435
свои замыкающие контакты, подавая питание па пятый клапан 6,
который обеспечивает при запуске сброс нейтрального газа в ат-
мосферу.
Топливо, очищенное от меха-
нических примесей в фильтре 19
и редуцированное до постоянного
давления 0,4 МПа в регуляторе
топлива 20, поступает через отк-
рытый клапан агрегата питания
топливом 21 и жиклеры основно-
го 24 и пускового расхода к фор-
сунке. Пусковой жиклер, в линии
которого расположен клапан 23,
увеличивает расход топлива при
запуске генератора. Пусковая до-
за топлива проходит через подо-
греватель топлива 25. Отбирае-
мый от системы кондиционирова-
ния топочный воздух через отк-
рытый перекрывной клапан 14
поступает в регулятор давления
топочного воздуха 17, обеспечи-
вающий на выходе избыточное
давление 0,2±0,02 МПа. Через
распределитель 18 воздух движет-
ся по трем направлениям: к фор-
сунке, в катализатор и агрегат
питания топливом 21 с высотным
корректором. В форсунке воздух
смешивается с топливом, и обра-
зовавшаяся топливовоздушпая
смесь распыляется в камере сго-
рания, где воспламеняется от иск-
ровой свечи 1. В катализаторе
воздух подогревается и подается
в камеру сгорания через имею-
щиеся в нем отверстия. Агрегат
питания топливом 21 с высотным
корректором регулирует соотно-
шение между количеством топли-
ва и воздуха, поступающими в
камеру сгорания, в зависимости
от высоты. После воспламенения
топливовоздушной смеси в камере сгорания обеспечивается авто-
матически устойчивый процесс горения. Температура нейтрального
газа за камерой сгорания и теплообменником контролируется дат-
чиком, который подает сигнал индикатору, установленному на
пульте бортинженера. Для осуществления теплообмена в камере
сгорания и теплообменнике 15, конденсаторе 10 через заборник,
436
установленный па борту самолета, под действием скоростного на-
пора поступает воздух из атмосферы.
При достижении на выходе из камеры сгорания и теплообмен-
ника температуры воздуха 353+15 К размыкаются контакты термо-
выключателя и обесточивается обмотка реле, которое отключает
пусковую катушку, клапан 23 и обмотку бортового реле, что при-
водит к отключению системы сброса нейтрального газа в атмосфе-
ру и подаче питания на электроклапан 6. Вследствие этого нейт-
ральный газ начинает поступать в Систему дальнейшей его обработ-
ки. Одновременно контакты реле включают цепь сигнальной лампы,
установленной на пульте бортинженера, которая сигнализирует о
выходе генератора нейтрального газа на рабочий режим.
Температурный режим камеры сгорания и теплообменника под-
держивается автоматически. Если температура газа, выходящего из
генератора, ниже 428+5 К, уменьшается сопротивление датчика
температуры 4, установленного за теплообменником. Датчик тем-
пературы дает сигнал в блок управления 12, который управляет
заслонкой. Последняя уменьшает расход охлаждающего воздуха.
Образовавшийся в результате горения нейтральный газ отводится
из камеры сгорания и теплообменника 15 к конденсатору 10. При
избыточном давлении нейтрального газа, большем 0,18 МПа, пере-
пускной клапан 2 открывается и выпускает часть газа в атмосферу.
В конденсаторе 10 происходит охлаждение нейтрального газа воз-
духом от скоростного напора и конденсация содержащихся в нем
паров. Конденсат, образовавшийся при охлаждении нейтрального
газа, стекает в поддон, откуда через жиклер сливного штуцера от-
водится в атмосферу. Осушенный нейтральный газ отводится по
наклонным газоходам в следующую секцию охлаждения. При пере-
менных температурах охлаждающего атмосферного воздуха тре-
буемая температура нейтрального газа на выходе из конденсатора
10 поддерживается автоматически. Датчик температуры, установ-
ленный в переходнике за конденсатором, при температуре охлаж-
дающего воздуха в зоне установки датчика меньше 282 К подает
сигнал в блок 12, который управляет заслонкой 26. Она уменьшает
в этом случае расход воздуха через конденсатор, поддерживая по-
ложительную температуру охлаждающего воздуха на выходе в пре-
деле от 283 до 298 К-
Из конденсатора 10 нейтральный газ поступает во влагоотдели-
тель 9, где из него удаляется капельная влага. Отделение капель-
ной влаги во влагоотделителе происходит под действием инерцион-
ных сил, возникающих при изменении направления потока газа.
Поток нейтрального газа проходит по лопаткам, которые развора-
чивают его на 180°; экран изменяет направление потока еще на
180°. Отделяемая влага собирается в поддоне влагоотделителя и
через жиклер сливного штуцера выбрасывается в атмосферу за
борт летательного аппарата. Для предотвращения замерзания вла-
ги в жиклерах сливных штуцеров поддоны конденсатора 10 и вла-
гоотделителя 9 обогреваются отводимым из камеры 15 воздухом,
температура которого около 428 К.
437
Окончательная осушка нейтрального газа осуществляется в
-специальном блоке, состоящем из трех осушителей 7. В то время,
как в одном осушителе происходит осушка газа, другой охлажда-
ется, а третий регенерируется. Процесс регенерации осуществляет-
ся воздухом, отбираемым от системы кондиционирования. Темпера-
тура этого воздуха колеблется в интервале 443 . . . 523 К, а требуе-
мое давление поддерживается регулятором избыточного давления
5. Открытие и закрытие магистрали подачи воздуха в осушители
для регенерации нейтрального газа осуществляется поочередным
включением электроклапанов переключения 6, связанных с пнев-
моклапанами 8. Воздух для управления пневмоклапанами 8 так-
же отбирается от системы кондиционирования. Управление элект-
ропневмоклапанами 6 производится с пульта бортинженера. Осво-
божденный от влаги нейтральный газ из осушителя 7 поступает по
газопроводам в топливные баки летательного аппарата по мере
расходования двигателями топлива.
Для обеспечения надежности и безопасности работы генератора
нейтрального газа предусмотрено автоматическое отключение при
нарушении рабочего режима. Так, при избыточном давлении топоч-
ного воздуха во время работы ниже 0,2 МПа размыкаются контак-
ты сигнализатора давления 16 и электропитание генератора вы-
ключается. При избыточном давлении охлаждающего воздуха ниже
2,5 кПа пневмореле 27 выключает электропитание генератора. При
перегреве камеры сгорания и теплообменника 15 и достижении тем-
пературы охлаждающего воздуха на выходе 623 К размыкаются
контакты термореле 3, расположенного в кожухе камеры сгорания,
и выключается электропитание генератора. При восстановлении
параметров топочного и охлаждающего воздуха генератор нейт-
рального газа автоматически включается в работу.
Управление одним из электроклапанов 6 производится тумбле-
ром, расположенным на пульте бортинженера. При установке тумб-
лера в положение «Включено» часть нейтрального газа через пнев-
моклапан сброса излишков нейтрального газа, управляемый выше-
указанным электроклапаном 6, сбрасывается в атмосферу, а
остальная часть поступает в осушитель 7; при установке тумблера
в положение «Снижение» весь нейтральный газ, вырабатываемый
генератором, подается в осушитель 7.
В составе нейтрального газа, вырабатываемого генератором, со-
держится СО2 не менее 11 % от всей массы полученного газа, О2 не
более 2%, СО не более 2%, остальное — N2.
Производительность генератора не менее 20 кг/ч.
Избыточное давление нейтрального газа на выходе из генерато-
ра не менее 0,1 МПа.
Температура нейтрального газа на выходе из генератора не бо-
лее 358 К.
Абсолютная влажность нейтрального газа на выходе из генера-
тора не превышает при температуре окружающей среды 278 К абсо-
лютную влажность насыщенного воздуха при этой температуре, а
при температуре окружающей среды менее 278 К абсолютную влаж-
438
кость насыщенного воздуха, соответствующую точке росы, равной
303 К.
Избыточное давление топлива, подводимого к генератору, сос-
тавляет 0,4 МПа.
Расход топлива генератором в зависимости от режима работы
составляет от 2 до 5 кг/ч.
Избыточное давление топочного воздуха на входе в генератор
и воздуха на регенерацию может колебаться от 0,2 до 0,9 МПа.
Расход топочного воздуха не более 60 кг/ч, расход воздуха на
регенерацию не более 100 кг/ч.
Температура топочного воздуха на входе в генератор и воздуха
на регенерацию может изменяться от 443 до 523 К.
Величина скоростного напора воздуха на входе в генератор не
менее 2,5 кПа, и величина скоростного напора, при котором гене-
ратор автоматически отключается, равна 1,5 ... 2,0 кПа; темпера-
тура охлаждающего воздуха, при которой генератор автоматически
отключается, не превышает 308 К.
Количество механических примесей в нейтральном газе не пре-
вышает 0,00015% массы нейтрального газа; максимальный размер
этих примесей в газе менее 80 мкм.
Потребляемый ток при напряжении 27+3 В и кратковременной
работе допускается не более 25 А, а при установившемся режиме
не более 5 Л.
Масса генератора нейтрального газа составляет не более 140 кг.
5.2. КАМЕРА СГОРАНИЯ С ТЕПЛООБМЕННИКОМ
Конструкция камеры сгорания с теплообменником показана на
рис. 5.3. Корпус 2, изготовленный из стального листа, опоясан дву-
Рис. 5.3. Камера сгорания с теплообменником генератора нейтрального
газа:
1—профиль; 2—корпус; 3—форсунка; 4—камера сгорания; 5—патрубок; 6—тепло-
обменник; 7—датчик температуры; 8—заслонка—распределитель горячего воздуха;
9—переходник; 10—катализатор; 11—крышка
мя профилями /, предусмотренными для крепления генератора
нейтрального газа на летательном аппарате, и двумя фланцами, к
одному из которых крепится воздухопровод для подвода охлаждаю-
щего воздуха, к другому через переходник 9 присоединяется заслон-
ка 8, предназначенная для распределения горячего воздуха. На
439
корпусе 2 расположены два термореле 28 (см. рис. 5.1), предусмот-
ренные для отключения генератора при его перегреве и нарушении
режима работы, и подогреватель топлива 29. В переходнике 9 (см.
рис. 5.3) ставится датчик автоматического регулятора температу-
ры 7.
В камере сгорания 4 расположен катализатор 10, в передней ча-
сти его имеются отверстия, через которые в камеру подается топоч-
ный воздух. Камера и катализатор сделаны из жаростойких спла-
вов. Камера имеет окна для соединения с теплообменником 6 и
штуцер, в который ввинчивается искровая свеча 1 (см. рис. 5.1,
5.2). К передней части камеры сгорания приварена крышка 11 со
штуцером (см. рис. 5.3), к которому тремя винтами крепится фор-
сунка 3.
Теплообменник 6 представляет собой цилиндр, внутри которого
расположены спиральные ребра, увеличивающие поверхность тепло-
обмена и улучшающие теплоотдачу. К теплообменнику приварен
патрубок 5, через который нейтральный газ отводится из камеры
сгорания и теплообменника.
Подогреватель топлива, форсунка и искровая свеча у генерато-
ра нейтрального газа почти такие же, как у генераторов тепла, опи-
санных в четвертой главе. Так как у генераторов нейтрального газа
процесс сгорания топлива должен протекать при весьма строгом
соотношении топлива и воздуха, то системы подачи топлива и воз-
духа у генератора нейтрального газа отличаются от описанных в
гл. 4 подобных устройств. Эти отличия рассмотрены в разд. 5.3.
Расчет камеры сгорания и теплообменника
Полагаем, что заданы производительность генератора нейтрального газа
<?н.г=20 кг/ч, избыточное давление газа на выходе из генератора не менее
0,098 МПа, температура газа на выходе из генератора /в=350° С, максимальная
высота полета //=13 км, температура окружающего воздуха /Вх=40 ... —60° С,
влажность воздуха ф=98%, топливо, максимальный коэффициент избытка воз-
духа а=1,05, средняя температура топочного воздуха на входе в камеру сгора-
ния /Ср= (600 + 470)0,5 = 535° С, расчетная температура топлива /т=—60° С,
удельная теплоемкость топлива ст = 1880 Дж/(кг-°С).
Учитывая возможные потери нейтрального газа вследствие негерметичности
коммуникаций от генератора до топливных баков летательного аппарата и уноса
газа вместе с конденсатом из конденсатора и осушителя, принимается произво-
дительность GHr=30 кг/ч. Состав топлива по водороду Н=15°/о, по углероду
С=85°/о, теплотворная способность QT = 42800 кДж/кг.
Состав продуктов сгорания 1 кг топлива
ОС0г = 3.67С = 3.67-0,85 = 3,119 кг/кг,
GOa = (а — 1) 7.г0,232 = 0,05-15-0,23 = 0,173 кг/кг,
= а£т0,768 = 1,05-15-0,768= 12,1 кг/кг,
C?Hj0 = ЭН = 9-0,15 = 1,35 кг/кг,
где Z.T=15 кг/кг — теоретически необходимое количество воздуха для сгорания
1 кг топлива.
440
Суммарная масса продуктов сгорания 1 кг топлива без учета влаги, посту-
пающей с топочным воздухом.
G" г = ОС0з + GOa + GNj + GHj0 = 3,119 + 0,173 + 12,1 + 1,35= 16,742 кг/кг.
Соответствующее количество осушенного газа, пригодного для заполнения топ-
ливных баков, составляет
Он.г.о = О„.г — °Н,0 = 16,742 — Ь35 = 15,392 ~ 15>4 кг/кг‘
Необходимый расход топлива для образования требуемого количества нейт-
рального газа
Gr = G'K r/GH.r.o = 30/15,4 = 1,95	2 кг/ч.
Количество топочного воздуха, требуемого для сжигания топлива G-,,
GT.„ = ct/.rGT = 1,05-15-2 = 31,5 кг/ч — 31 кг/ч.
Исходим из условий, что в камере сгорания поддерживается на всех высо-
тах избыточное давление рк.с=0,118 МПа, температура воздуха на входе в ка-
меру сгорания при Н = 0 /*х = 20° С и ~ 600° С = 873К, р=0,855 кг/м3 и
при /7=13 км (“х = -60° С и /*ых = 470° С = 743К, р=0.625 кг/м3.
Удельная интенсивность сгорания топлива, определяемая из условия посто-
янной скорости сгорания п=2 м/с,
ЗбООрц 3600-0,855-2	„ ч
~— = —,-пс ,ё— - 400 кг/(м2-ч);
aLr 1,05-15
3600-0,625-2
1,05-15	280 КГ/(М2'Ч)-
Поперечное сечение камеры сгорания, обуславливаемое сжиганием требуемо-
го количества топлива
Дк-со = Ст/^н-О = 2/400 = 0,005 м2;
Дк.ыз = Ог/?я=1з = 2/280 = 0,00715>2.
Диаметр камеры сгорания, вытекающий из FK,C при /7=0 и /7=13 км
Рк.с0 = /4Д/Л = /0,005/0,785 = 0,08 м;
£>К.С13 = /0,00715/0,785 = 0,0956 м.
Средний диаметр камеры
</к.с — (Дк.со + Д>к.с1з)/2 = (0,08 + 0,1 )/2 = 0,09 м.
Объемная теплонапряженность камеры сгорания у земли принимае_тся рав-
ной 6=1,16-Ю4 кВт/м3, коэффициент полноты сгорания топлива £=0,95, тепло-
выделение в камере сгорания
Q =	= 2-42800-0,95/3600 = 22,7^ кВт.
Тогда объем камеры сгорания
Пк.с = Q/b = 0,00195 м3,
к. с
средняя длина камеры
/к.с = 4Пк.с/(ш£с) = 4-0,00195/(3,14-0,092) == 0,3 м,
теплообменная поверхность камеры
$к с = л<7к.с/к.с = 3,14-0,09-0,3 = 0,085 м2.
Тепловой поток, уносимый нейтральным газом при /1{=350°С
QH.r — GKrCn.ria.
441
Определим теплоемкость нейтрального газа
1
Снг = Г?' (GC0sCC02 + GH2OCH2O + GN2CN2 ^°02с02) =
Н.Г
1
= 16~742<3-119 1082 + 1-35-2050 + 12,1-1065 + 0,173-1002) = 1150 Дж/(кг-°С),
тогда	QH.r= 30-1150-350/3600 = 3,35 кВт.
Теоретическая температура сгорания 1 кг топлива
Qr +	4’ ТСр£ср
°со/соя + gn2cn2 + go2co2+gh2och2o
Для вычисления /0 определим отдельно значения числителя и знаменателя
последней формулы:
От + «А + £еР*ср = 42800-103 + 1880 ( — 60) +
+ 1,05-15-1095-535= 52300-103 Дж/кг.
Среднее значение знаменателя V, О,сг- = 24100 Дж/кг получено из данных
табл. 5.1.
52300-103
Таким образом, tn — —-------- -2162° С.
1 и 24100
5. 1. Числовые значения теплоемкостей (с,) газового состава
продуктов сгорания 1 кг топлива и произведений массы данных продуктов (GJ
на теплоемкости (GfC,) в зависимости от температуры газов
Ci	1600° c	1800° C	2000° C	2300° C	2500° C
ССО1	1355	1366	1375	1383	1388
	1270	1283	1296	1308	1312
Qi jO	2792	2867	2934	3013	3055
c02	1169	1183	1199	1220	1233
3,119 cCo2	4222	4263	4284	4305	4326
12,1 cNl	15382	15549	15675	15842	15884
1 >35 cHa0	3825	3866	3962	4075	4121
1,173 cOe	200	205	209	213	217
	23629	23884	24131	24436	24549
t	2200	2180	2160	2140	2120
При среднем диаметре камеры сгорания (d,. с=90 мм) массовая скорость
нейтральных газов в камере
О^н-г =
(Gr.„ + GT)4 (31+2)4
3600-л^	- 3600-3,14-0,092 = 1,44 кг/м“'с-
Так как в камере сгорания расположены катализатор, устройства для пода-
чи топочного воздуха, свеча и другие элементы, то скорость газов в камере уве-
личивается почти в 2 раза, т. е. р1Гн.г=2,88 кг/(м2 с)=10350 кг/(м2 ч) Средняя
температура газов /и.гг=а1200°С.
442
Рассчитываем теплообменник, который соединен с камерой сгорания и явля-
ется как бы продолжением ее (рис. 5.3). Найдем значения коэффициентов тепло-
отдачи из критериальных уравнений
Re = Wd/v и NU/= Pr^43(Prz/Prw)°’2S20.
Газовая постоянная /?„.г=290 Н/(кг-°С), плотность при Н=0
р	0,216-106
е°~ RT — 290.(1200 + 273) = 0>50окг/м3-
Плотность нейтрального газа при //=13 км
бя-13 = 0,134.106/(290.1473) = 0,313 кг/Мз.
Скорость нейтрального газа при //=0 и //=13 км
Кг = е^к.г/ея-о= 2,88/0,505 = 5,72 м/с,
Кг = е1Г„.г/ря=13 = 2,88/0,313 = 9,2 м/с.
Коэффициент кинематической вязкости прн 4.г=1200°С v=22110~6 м2/с.
тогда при Н=0 и //=13 км
Wd
Кея=0 = — = 5,72-0,09/(221-10-6) = 2,33-103; Кея=13=9,2-0,09/(221 • 10—6)==.
= 3,75-103; Nu/ = 20.Prz'43(Pr//PrE,)°’25=-20-0,775-0,779= 12,1
где
Рг°’43 = 0,560,43 = 0, 775; Рг№ = 0,62; (PrZ/Prw)0’25 =(0,56/0,62)0-25 = 0,779.
Коэффициент теплоотдачи нейтрального газа к стенке теплообменника кон-
векцией
aK=NuzX/</ = 12,1-12,6.10-2/0,24 = 6,36 Вт/(м2-°С),
где Х=12,610-2 Вт/(м °С) — теплопроводность при 1200° С.
Коэффициент лучистой теплоотдачи от нейтрального газа к стенке тепло-
обменника
= 73000 Вт/(м2-К4),
где em = 0,9, ez=0,8, с0= 5,67 Вт/(м2.°С),
4_______ 4_______;_____.
Г/= У 7’^-7’^=1/ 24332.6232= 1240 К,
где
71! = /0 + 273 = 2162 + 273 = 2433_К;
7-2 = 4 + 273 = 350 + 273 = 623 К;
7-^=4+273 = 600 + 273 = 873 К,
откуда цд = qnl(ff — tc) = 73000/(967 — 600) = 199 Вт/(м2- °C),
ar = aK + a, = 6,36 + 199 ~ 205 Вт/(м2- °C).
Тепловой поток, который необходимо отвести от стенок камеры сгорания в
теплообменника,
Ql = Q — QH.r = 22700 — 3350 = 19350 Вт.
443-
Температура охлаждающего воздуха на выходе из теплообменника tBых=
=200с С. Расход охлаждающего воздуха при температурах охлаждающего воз-
духа на входе в камеру сгорания /вх=40"С и Дх=—60° С
„	Q	3600-19350
О/4п = --------------= -----------------= 435 кг/ч,
Ср авых - <вх)	1004 (200 - 40)
Q	3500-19350
Ozeo =---------------7“ =-----~------------= 268 кг/ч;
ср (/вых -/вх) 1004 [200 - (-60)]
где ср — теплоемкость воздуха.
Средняя температура воздуха
<сР1 = (4ых + 4х)/2 = (200 + 40)/2 = 120+,
/СР2 = (200 — 60)/2 = 70 ° С.
Массовая скорость воздуха в канале при Gz.40 =435 кг/ч и Cpt=12O°C равна
pIKi=19,5 кг/(м2с) и при Gr6o=268 и /Ср2=70°С равна рТГ2=12 кг/(м2-с).
Площадь, необходимая для прохода воздуха,
F = Gi60/(3600pIF) = 268/(3600-12) == 0,0062 м2.
Принимая двухходовую по нейтральному газу конструкцию теплообменника,
определяем сечения воздуховодов:
Л=0,7К=0,7 0,0062=0,00434 м2 — первый воздуховод,
/2=0,3F=0,3 0,0062=0,00186 м2 — второй воздуховод.
Диаметр секций теплообменника находим из соотношения /,=(л/4) (Dt2—
^К.с)-
, / 4/1	9	-. / 4-0,00434
А=|/ ^- + 4С= у ^-^ + 0,092= 0,117 м.
Массовая скорость газа в канале р1Рг=4,5 кт/(м2-с), тогда сечение газо-
хода будет
Рг = (От.в + ОЭДЗбООрГ) = (31,5 + 2)/(3600-4,5) = 0,00207 м2.
Диаметры газохода и воздушного канала
D, = У/Дг/л + £>2 = /4-0,00207/3,14 + 0,1172 - 0,127 м2,
/4	______________________
£>| + —— ==/0,1272 + 4-0,0018->/3,14 = 0,136 м.
Л
Гидравлические диаметры по воздуху
DT1 = DX — rfK.c= 0,117 — 0,09= 0,027 м;
Сг2 = D3 — D-2 = 0,135 — 0,127 = 0,009 м;
Сг.ср = (£>г1 — Сг2)/2 = (0,027 + 0,009)/2 = 0,018 м.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к охлаждающему воздуху
а = Nu l/d = 21,6-2,96-10-2/0,018 = 42 Вт/(м2- °C),
где Nu = 0,015Pr°’4 Re0’8(£»2/£>i)0’25 = 0,015-0,865-1660 = 21,6;
Рг= 0,694; Рг°’4= 0,865; Re = rfplF/p-= 0,018-12/(20,6-10-6) = 10500,
Re°’8= 10500°’8= 1660; (Pi/Di)0’25	1; ав=ее,а=1,35-1,06-42^60 Вт/(м2.°С),
где е — коэффициент нестабилизированности режима; et — коэффициент неизэ-
термичности потока.
Коэффициент теплопередачи от нейтрального газа к охлаждающему воздуху
k = агав/(аг + ав) = 205-60/(205 + 60) — 46,5 Вт/(м2-°С).
444
Теплообменная поверхность, необходимая для охлаждения нейтрального газа
до температуры /в=350° С
„ Q 19350
S = —— = —---------------: -0,37 м2.
Ш 46,5(1200- 70)
Длина теплообменника
S
0,37
I =-----------------=--------------------------= 0,354 м.
л (dK.c + D\ + D2)	3,14(0,09- 0,117 + 0,127)
5.3. ТОПЛИВОВОЗДУШНЫЙ БЛОК
Топливовоздушпый блок, представленный на рис. 5.4, предназ-
начен для размещения в нем элементов систем питания топливом
и воздухом. Корпус 7 и кронштейны, приваренные к корпусу, еде-
Рис. 5.4. Топливовоздушный блок:
1—регулятор избыточного давления топочного воздуха; 2—штуцер
подачи топочного воздуха; 3—фильтр топливный; 4—регулятор дав-
ления топлива: 5—агрегат питания топливом: 6—жиклер; 7—корпус
блока; 8—клапан перекрывной; 9—распределитель воздуха; 10—шту-
цер подачи топлива; 11—корректор высотный
ланы из коррознонностойкой стали. На корпусе имеется штуцер 2
для присоединения трубопровода подачи воздуха и штуцер 10 для
присоединения трубопровода подачи топлива. В корпусе блока ус-
тановлены топливный фильтр 3, регулятор давления топлива 4, жик-
лер 6, перекрывной клапан 8, распределитель воздуха 9, агрегат
445
питания топливом 5, высотный корректор 11 и регулятор избыточ-
ного давления топочного воздуха 1. Элементы блока 3, 4, 6, 8 и 9
применены в основном такие же, как у генераторов тепла, описан-
ных в четвертой главе; отличаются они главным образом по выход-
ным значениям давления и расхода среды; другие значения пара-
метров достигаются перерегулировкой приборов. Элементы 1, 5 и
И блока следует рассмотреть, поскольку они характеризуют отли-
чие генератора нейтрального газа от генератора тепла.
Регулятор избыточного давления топочного воздуха
Регулятор избыточного давления топочного воздуха, показан-
ный на рис. 5.4 и рис. 5.5, предназначен для поддержания постоян-
ного избыточного давления на входе в камеру сгорания (на выходе
из регулятора) при изменении давления воздуха на входе в регу-
лятор
Рис. 5.5. Регулятор избыточного дав-
ления топочного воздуха:
1—корпус; 2—крышка; 3—сильфон; 4—пру-
жина; 5—винт регулировочный; 6—втулка;
7—клапан; 8—пружина вспомогательная;
9—гайка
Рис. 5.6. Схема регулятора из-
быточного давления топочного
воздуха:
J—сильфон; 2—пружина; 3—клапан;
4—винт регулировочный; 5—пружина
вспомогательная; 6—корпус регуля-
тора; 7, 8—полости
К корпусу 1, отлитому из алюминиевого сплава, крепится крыш-
ка 2. Внутри корпуса 1 расположены чувствительный элемент —
стальной сильфон 3 и пружина 4, изготовленная из сплава, выдер-
живающего повышенную температуру. Пружина 4 регулируется
винтом 5. В корпус ввернута стальная втулка, внутри которой пере-
мещается стальной клапан 7. Он поджимается к крышке сильфона
вспомогательной пружиной 8. Нижняя часть корпуса 1 имеет резь-
бу, на которую навернута стальная гайка 9, фиксирующая вспомо-
гательную пружину 8 и обеспечивающая герметичность соединения.
446
На рис. 5.6 показана схема рассматриваемого регулятора давле-
ния. В нерабочем положении сильфон 1 с пружиной 2 разжат и
проходное сечение между клапаном 3 и седлом корпуса 6 макси-
мальное. Воздух, поступащий через входной штуцер корпуса 6, дви-
жется к выходному штуцеру через проходное сечение без дроссе-
лирования. При этом часть воздуха из полости 7 перетекает по
внутренней полости клапана 3 в полость 8 Под действием давления
воздуха в полости 8 сильфон 1 и пружина 2 сжимаются и вспомо
гательная пружина 5 перемещает клапан 3, прикрывая проходное
сечение. Последнее будет уменьшаться до тех пор, пока не уравно-
весятся сила сильфона и усилие пружины 2, противодействующей
сжатию сильфона. Как только избыточное давление воздуха достиг-
нет величины, на которую отрегулирован регулятор давления, дви-
жение клапана 3 прекратится. Наступит новое равновесное состоя-
ние. При дальнейшем увеличении давления на входе в регулятор
процесс повторится до наступления нового равновесного положе-
ния. При уменьшении давления воздуха на входе в регулятор силь-
фон 1 разжимается и перемещает клапан 3, который открывает
проходное сечение. Винтом 4 осуществляется регулировка на тре-
буемое давление. Регулятор избыточного давления поддерживает
давление воздуха на выходе из него равным 0,196 МПа. Утечка
через клапан при закрытом состоянии и давлении на входе
0,215 МПа не более 5 нл/мин. ААасса регулятора не более 1,5 кг.
Пример расчета регулятора избыточного давления на следующие условия.
Избыточное давление воздуха на входе в регулятор колеблется от 0,245 до
0,880 МПа; избыточное давление воздуха на выходе из регулятора должно обес-
печиваться 0,196+0,0196 МПа при расходе воздуха 50+10 кг/ч и температуре
его от 170 до 300е С.
Определим диаметр регулирующего отверстия регулятора и ход клапана.
Наибольшее проходное сечение регулятор имеет при максимальном расходе
воздуха Gmax, максимальной температуре Утах, минимальном давлении па входе
Pi min и минимальном давлении на выходе щ min, т. е. при Graax=60 кг/ч=
=0,0167 кг/с; ГтЯх=300+273=573 К: р, „т = 0.343 МПа; р2 шт = 0,284 МПа.
Площадь проходного сечения определяется по формуле
^т.,х = ° УТКАр.),
где А — коэффициент, определяемый по графику; при отношении
Pi/P-2 = 0,313/0,284 = 1,207 и А = 0,0312
.	60 <573	„
1----------= 10-6.37,3 м2.
,пах 106-0,0312-0,343-3600
С учетом гидравлических потерь площадь проходного сечения определяется
по формуле
Р — F° /и.
1 max - 1 max'К'
где ji — коэффициент расхода воздуха, и при отношении
Р1//?2 = 1,207 р = 0,692.
Таким образом, Fmах=37 3/0,692=53,8 мм2. Принимаем Fmax=54 мм2.
Диаметр редуцирующего отверстия определяется по формуле Fmax=nd/!max-
447
Так как подъем клапана /гтах зависит от диаметра (/г/г/"=0,05 .. . 0,1), то,
задаваясь /г/</ = 0,08, определяем /г = 0,08Д Тогда fmax = 0,08fld2, откуда
d = J Гтах/(0,08л) = | 54/(0,08-3,14)= 14,663 мм.
Принимаем <7=15 мм. Следовательно, /гтах = 0,08-15= 1,2 мм.
Наименьшее проходное сечение регулятор имеет при минимальном расходе
Gmin, минимальной температуре 7’min, максимальном давчении на входе Pi max и
максимальном давлении на выходе р2 max; т. е. при
GmIn = 40 кг/ч = 0,0111 кг/с, 7’min = 230 + 273 = 503 К,
7Ттах=0,98 МПа, Р2тах= °,304 МПа.
При отношении /72/pi=3,1/10=0,31 <0,528 площадь минимального проходного
сечення определяется по формуле
0,0404/?!	0,0404-0,98-10^-3600
и минимальный подъем
Лга1П = 7rmin/(nd) = 6,29/(3,14-15) = 0,13 мм.
Для исключения возможности неустойчивой работы регулятора в области
малых перемещений, клапан выполнен профилированным с углом конуса 8°
(рис. 5.7).
Определим величину максимального зазора 6шах н хода клапана /гШах при
максимальном проходном сечении 7?тах1=54 мм2.
Максимальный зазор бтах определяется из площади боковой поверхности
усеченного конуса, приравненной к площади максимального сечения fmax:
Т7,- = лВтах (R + г) = Ттах! г = R — х; х — 1,8 tg 8° = 0,252 мм;
r=R — x = 7,5-0,252 = 7,248 мм; R + г = 7,5 + 7,248 = 14,748 мм;
Бтах = Лпах/[Л (Я + О] = 54/(3,14-14,748) = 1,166 мм.
Для определения максимального хода клапана /гшах определим
у = V&2 _ х2 = ( 1,1662 — 0,2522 = 1,148 мм;
Лтах = У + 1,8 = 1,148 + 1,8 = 2,948 мм.
Принимаем Лтах=3 мм.
Определим значение величин hmm и бш-,п при минимальном проходном сече-
нии (рис. 5.8):
7К = лБ (7? + г) = Fmm, r — R — x, х = Б cos 8°;
FK — лВ (R + R — Б cos 8е) = Fmin — Лб (27? — Б cos 8°);
<7 ± ]- rf2 — 4 (cos 8°) Тпнп/Л
15 ± J 152 — 4-0,99-6,29/3,14	15 ± 14,73
61,2 =	2-0,99	=	1,98
Бш1п = 0,27/1,98 = 0,136 мм;
*min= 0,136/0,1392 = 0,977» 1 мм.
Рабочий ход клапана
^раб — ^тах ^inin — 3	1 = 2 ММ.
Определяем, до какой величины площади проходного сечения оказывает влия-
ние на величину h конус клапана (рис. 5.9):
х = 0,252 мм; Б = x/cos 8° = 0,252/0,99 = 0,254 мм;
F = лБ (R + г) = 3,14-0,254-14,748 = 11,7 мм2.
448
Таким образом, при площади сечения больше 11,7 мм2 клапан работает как
плоский.
Характеристикой регулятора является зависимость давления на выходе от
давления на входе и расхода воздуха, т е. P2—f(Pi. G).
Характеристики регулятора определим по формулам
Р2= Р2+ ^Р2,
(р? — л) /н — Khr> (ирЧц — 1)
=-----------------------------
(5. 1)
(5.2)
где Р2 — текущее значение давления на выходе; — давление на выходе в
начальный момент, т. е. при давлении на входе pJ=0,98 МПа; Др2 — прираще-
Рис. 5.8. Схема к оп-
ределению хода кла-
пана при минималь-
ном проходном сече-
нии регулятора
Рис. 5.9. Схема к
определению пло-
щади проходного
сечения в зависи-
мости от конуса
клапана
Рис. 5.7. Схема про-
ходного сечения ре-
гулятора:
R—радиус седла, б—те-
кущее значение зазора;
h—текущее значение хо-
да клапана
ние давления на выходе; — суммарная жесткость; h° — подъем клапана в
начальный момент; F — эффективная площадь,сильфона; а — коэффициент, оп-
ределяемый графически.
При fne0 (неуравновешенная площадь отсутствует) формула (5.2) прини-
мает вид:
—Х/Н1 (ap°/pi — 1)
ДЙ =----------- -------
Представим характеристику регулятора при G=40 кг/ч«=0,0111 кг/с. Давле-
ния Р1°=0,98 МПа; />2°= 0,304 МПа получаем настройкой регулятора; 7=300+
+273 =573 К; К=23,6 103 Н/м; 7'=24 см2.
Л°
G^T
Ap\r«i
____________40 У573_____________
3600.0,0404.0,98.106-3,14-0,015
= 0,000133 м.
Задаемся значениями входного давления от Р)0=0,98МПа до pi°=0,343 МПа
и подставляя числовые значения в формулу (5.2), получаем величины прираще-
ния давления на выходе из регулятора По формуле (5.1) найдем текущие зна-
чения давления на выходе из регулятора. Данные расчетов для G=40 кг/ч пред-
ставлены в табл. 5.2.
Аналогичным способом строится характеристика для G=60 кг/ч. При этом
учитывается, что если расход воздуха через регулятор изменяется, то изменяется
15	505
449
5.2. Числовые значения давления р2 на выходе из регулятора
избыточного давления топочного воздуха в зависимости от изменения давления
Pi на входе в регулятор при расходе газа G = 40 кг/ч
Р1	Р°1 Р\	Р\ Рч.	а	Р1 —а—1 Pi	[pi	\ —а—1 1 \ Р1	/	Ддг	Р-2
0,980	1,000	3,228	1,00	0	0	0	0,3038
0,882	1,110	2,906	1,00	0,110	0,36	—0,0002	0,3036
0,784	1,250	2,582	1,00	0,250	0,82	—0,0004	0,3034
0,686	1,428	2,260	1,00	0,428	1,41	—0,0006	0,3032
0,588	1,666	1,936	1,00	0,666	2,19	—0,0009	0,3029
0,490	2,000	1,612	1,02	1,040	3,41	—0,0014	0,3024
0,392	2,500	1,290	1,17	1,930	6,35	—0,0027	0,3011
0,343	2,855	1,130	1,54	3,400	11,19	—0,0047	0,2991
и давление на выходе. Для начального момента это изменение определяется фор-
мулой
bp°= —KbhtyF,
где 6р2° •— изменение давления на выходе; 6/г° — изменение подъема клапана
при изменении расхода (в данном случае расход изменяется с 40 кг/ч до
60 кг/ч);
Врг — 7'2.60 — Р2.40 = Рг.во ~~ ® > 3^4 >
Р2.60 = ЪР°2 + 0,304;	= Л°о - Л°о = 4)- 0,14.10-3.
По табличным данным строятся характеристики регулятора (рис. 5.10).
Рис. 5-10. Характеристика" регулятора избыточного
давления топочного воздуха:
Pi—давление воздуха на входе в регулятор; р2—давление
воздуха на выходе из регулятора; G—расход воздуха через
регулятор
При /7!=0,98 МПа, 7=573 К, G=60 кг/ч, /?2=0,294 МПа
________0,0167]/ 573
0,0404-0,98-106.3,14-0,015
=0,214.10-3 м;
ВЛ0= (0,214 —0,14)-10-з= 0,074-Ю-з м;
Вр° =
23,6-103.0,074.10-3
24-10-4
725.
45U
Находим величину рг0 в начальный момент для расхода воздуха G=60 кг/ч,
р% = —725 + 304000 = 303275 Па» 0,3033 МПа.
Подставляя найденные значения в формулу (5.2), а затем в формулу (5.1),
определим текущие значения на выходе из регулятора. Данные расчетов для
G=60 кг/ч представлены в табл. 5.3.
5.3.	Числовые значения давления р2 на выходе из регулятора
избыточого давления топочного воздуха в зависимости от изменения давления pi
на входе в регулятор при расходе газа G = 60 кг/ч
£1	£1 £1	£1 £2	а	£?_ ,	/ £? \ МАО —а-1 \£1 /	Д£2	£2
				£1			
0,980	1	3,228	1	0	0	0	0,3031
0,882	1,110	2,906	1	0,11	0,55	—0,0003	0,3028
0,784	1,250	2,582	1	0,25	1,25	—0,0006	0,3025
0,686	1,428	2,260	1	0,428	2,16	—0,0009	0,3022
0,588	1,666	1,936	1	0,666	3,35	—0,0014	0,3017
0,490	2,0	1,612	1,02	1,04	5,22	—0,0022	0,3009
0,392	2,5	1,290	1,170	1,93	9,71	—0,0041	0,2990
0,343	2,855	1,130	1,130	3,40	17,14	—0,0072	0,2959
Построим кривые зависимости площади проходного сечения от величины
давления на входе в регулятор при расходах воздуха G=40 кг/ч и G=60 кг/ч.
Указанная площадь определяется формулой
F = 102G /7/(Лр,р.).
Задаваясь значениями pi от 0,343 до 0,980 МПа, получим соответствующие
площади проходного сечения. Полученные данные сведены в табл. 5.4 и пред-
ставлены на рис. 5.11.
Рассмотрим кривую зависимости хода клапана h (площади сечения F) от
давления pi (рис. 5.12).
Ход клапана h связан с площадью проходного сечения формулой
h = F /(nrf).
Полученные значения h представлены в табл. 5.4.
Профиль клапана регулятора показан на рис. 5.13.
Значение радиуса г усеченного конуса определяется по формуле
г — )	— F/л.
При построении профиля клапана учитывается значение h (ход клапана)
h=FI(nd sin 8°), представленное в табл. 5.4.
Произведем расчет чувствительного элемента. Выбираем сильфон 63X9X0,16
из стали, выдерживающей температуру до +400°С; I),[=63+1,2 мм; dB=47,5±
±0,62 мм; £=58—1,2 мм; £яф=24 см2; МСф=14,7103 Н/м.
Чтобы обеспечить заданный допуск на давление 0,284 . . . 0,304 МПа, на
систему должна действовать сила
Р =
где Др — допуск по давлению, равный 0,304—0,284=0,02 МПа; £эф — эффек-
тивная площадь сильфона,
Р= 0,02-106-24-4 = 48 Н.
15*
451
5.4. Числовые значения площади проходного сечения F
регулятора избыточного давления топочного воздуха в зависимости
от изменения давления pt на входе в регулятор при расходах газа
G = 40 кг/ч и G = 60 кг/ч
Р\	Pi	G=40 кг/ч			G=60 кг/ч			Pi Р2	А	Р	G=60 кг/ч
		F	h	Г	F	А	Г				
											Аг
0,343	0,284	36,2	0,768	6,68	53,7	1,15	6,24	1,207	0,0312	0,694	3,43
0,392	0,286	24,5	0,521	6,95	36,5	0,774	6,67	1,37	0,0364	0,765	3,26
0,490	0,289	14,9	0,313	7,17	22,1	0,518	6,96	1,69	0,0403	0,914	2,93
0,588	0,292	11,2	0,238	7,26	16,8	0,356	7,13	2,01	0,0404	1	2,58
0,686	0,295	9,52	0,202	7,29	14,4	0,306	7,18	2	0,0404	1	2,25
0,784	0,298	8,39	0,178	7,31	12,6	0,268	7,23	2	0,0404	1	1,92
0,882	0,300	7,47	0,159	7,33	11,2	0,238	7,25	2	0,0404	1	1,58
0,98	0,304	6,72	0,142	7,35	10,08	0,232	7,27	2	0,0404	1	1,23
Рис. 5.11. Зависимость площа-
ди проходного сечения F от
давления воздуха на входе в
регулятор pi
Рис. 5.12. Зависимость хода
клапана h от давления возду-
ха на входе в регулятор щ
Общая жесткость системы
Кс = Р/Лр = 48/0,002 = 24000 Н/м.
Жесткость системы слагается из жесткости сильфона и пружины. Следова-
тельно, жесткость пружины равна:
Zn = Кс - /<сф = 24 - 14,7 ~ 9 кН/м.
Расчет рабочей пружины. Наибольшая рабочая нагрузка на пружину опре-
деляется из уравнения сил, действующих на подвижные части
Р=Р2^эф— Рс,
где р2 — максимальное избыточное давление на выходе из регулятора; —
эффективная площадь сильфона; Рс — упругие силы сильфона; Р—0,206- 10®Х
Х24 10~4—14,7-103-2-10~3=465 Н.
452
^Задаемся материалом пружины: проволока с [тк]=5,9108 Н/м2; 0=6,96Х
Задаваясь m=jD0/d=7,9 и /0=1,2, определяем d
d = 1,6 У KPm/[tK] = 1,6/1,2-465-7,9/(5,9-108) = 4,33-Ю-з м.
Принимаем диаметр d=4,5 мм. Средний диаметр пружины D0=md=7,9x
Х4,5 = 35,5 мм.
Определяем действительное наибольшее напряжение в сечениях витков
SKPD0 8-1,2-465-0,0355
U = --------= -----------------—
= 5,45-Ю8 Н/м2 < [+].
3,14-0,00453
nd'A
Рис. 5.13. Профиль
клапана регулятора
Рис. 5.14. График характеристики
пружины регулятора
Определяем полный ход пружины
0,002-465 „„
= 52,5 мм,
2 Р — Ро 465 — 447
где Ро — наименьшая рабочая нагрузка на пружину,
Ро = 0,186-106-24-10-4 = 447 Н.
Рабочее число витков равно
Gdf	6,96-1010.4,5-10-3.52,5-10-3
п =------ —-------------------------------= 9 витков.
8/W	8,465-0,00793
Полное число витков nn=n+2=9+2=l 1 витков. Минимальный зазор между вит-
ками Ap=0,14d=0,14-4,5>=0,63 мм. Шаг пружины в свободном состоянии
t = f!n + d + Др = 52,5/9 + 4,5 4-0,63 ~ 11,07 мм.
Ход пружины при сжатии до соприкосновения витков
fпр = f + «Др — 52,5 + 9• 0,63 = 58,17 мм.
Величина нагрузки, сжимающей пружину до полного соприкосновения витков,
Рпр = Pf^Jf = 465-58,17/52,5 = 516 Н.
Максимальное напряжение в витках в предельно сжатом состоянии пружины
8KPnpD0 8-1,2-516-0,0355 к „
'tmax = ~~ -= Q n	=6,15-108 Н/М2.
ш/з	3,14-0,00453
Полученная величина напряжения для выбранного материала находится в
допускаемых пределах.
453
Длина пружины, сжатой до соприкосновения витков,
/7Пр = (яп — 0,5)d = (11 — 0,5)4,5 = 47,25 мм.
Длина ненагруженной пружины
+ п (if —<0 = 47,25 + 11 (11,07 — 4,5)= 119,52 мм.
Внешний и внутренний диаметры пружины
D,. = Do + d = 35,5 + 4,5 = 40 мм;
DB„ = Do — d = 35,5 — 4,5 — 31 м.м.
Угол подъема винтовой линии пружины
tgaG = t/nDp = И ,07/(3,14-35,5) == 0,0992; a0 = 5°40'.
По полученным данным строим график характеристики пружины (рис. 5.14).
Для обеспечения связи клапана с сильфоном ставится вспомогательная пру-
жина 5 (см. рис. 5.6), основные данные которой следующие: £)н=14 мм, d=
=1,5 мм, Л=4 мм, 7)=53Н, Д0=22 мм.
Агрегат питания топливом
Агрегат питания топливом, показанный на рис. 5.4 и рис. 5.15,
предназначен для изменения расхода топлива при колебании дав-
ления топочного воздуха и высоты полета.
Рис. 5.15. Агрегат питания топливом:
/—корпус; 2—фильтр; 3—клапан редукционный; 4—клапан запорный электро-
магнитный; 5—мембрана; 6—пружина
В корпусе 1 закреплена мембрана 5, которая является чувстви-
тельным элементом. На входе в агрегат питания топливом установ-
лен фильтр 2. Редукционный клапан 3 прижат пружиной 6 к мем-
бране 5. Запорный электромагнитный клапан 4 служит для пере-
крывания топливной магистрали. В надмембранную полость через
фильтр 2 поступает топливо. Под мембрану поступает топочный
воздух. При изменении давления топочного воздуха нарушается
равновесие между усилием пружины 6 и усилием мембраны 5. Ре-
дукционный клапан перемещается и изменяет расход топлива. Под-
мембранная полость через высотный корректор (рис. 5.16) сообща-
ется с атмосферой. С увеличением высоты полета расход воздуха
454
С атпосшерой.
Рис. 5.17 Регулятор избы-
точного давления воздуха:
1—корпус; 2—крышка; 3—силь-
фон; 4—-пружина; 5—винт регу-
лировочный; 6—втулка; 7—кла-
пан; 8—пружина вспомогатель-
ная; 9—гайка; /0—втулка; 11—
клапан; 12—пружина
из подм ем бранной полости увеличивается, давление в ней падает
и пружина 6 (см. рис. 5.15) перемещает редукционный клапан 3,
снижая расход топлива.
Высотный корректор
Высотный корректор, представленный на
рис. 5.4 и рис. 5.16, предназначен для изме-
нения давления воздуха в подмембранной
полости агрегата питания топливом (см.
рис. 5.15) в зависимости от высоты полета.
Чувствительным элементом высотного
корректора является вакуумированный
сильфон 1 (см. рис. 5.16) с пружиной 7,
расположенный в корпусе 4. Клапан 2, же-
стко связанный с сильфоном, может переме-
щаться в седле клапана 3, увеличивая или
уменьшая проходное сечение отверстия. Воз-
дух подводится из мембранной полости аг-
регата питания топливом к полости, ограни-
ченной крышкой 5 и седлом клапана 3, и вы-
ходит в атмосферу через отверстие, закры-
тое сеткой 6. Сильфон высотного корректора
сжат атмосферным давлением до упора, и отверстие для прохода
воздуха закрыто клапаном. С увеличением высоты полета вслед-
ствие уменьшения атмосферного давления сильфон под действием
пружины начинает растягиваться, клапан
открывает проходное сечение отверстия,
что вызывает падение давления в под-
мембранной полости агрегата питания
топливом и уменьшение расхода топлива
в камеру сгорания. Таким образом, под-
держивается постоянный коэффициент
избытка воздуха а~1 при изменении вы-
соты полета. Итак, рассмотрены все спе-
цифичные элементы топливовоздушного
блока, перечисленные в начале разд. 5.3.
5.4.	РЕГУЛЯТОР ИЗБЫТОЧНОГО
ДАВЛЕНИЯ ВОЗДУХА
Регулятор избыточного давления воз-
духа, представленный на рис. 5.17, пред-
назначен для поддержания избыточного
давления 0,196+0,0196 МПа в линии ре-
генерации при работе генератора нейт-
рального газа и для ограничения давле-
ния в осушителях 7 (см. рис. 5.2) при
выключении генератора.
455
Детали с 1 по 8 в данном регуляторе такие же, как в регуляторе,
показанном на рис. 5.5. В регуляторе (рис. 5.17) на нижнюю часть
корпуса 1 навернут штуцер 9 из алюминиевого сплава со сбрасы-
вающим устройством, состоящим из стальной втулки 10, клапана 11
и регулируемой пружины 12. При изменении давления воздуха на
выходе из регулятора нарушается равновесие сил. Усилием пружи-
ны 4 клапан 7 перемещается и, изменяя проходное сечение, восста-
навливает заданное давление на выходе из регулятора. В случае
частичного или полного закрытия выходного трубопровода давле-
ние воздуха на выходе из регулятора возрастает. При достижении
давления на выходе 0,216 МПа открывается клапан 11 и при дав-
лении 0,284 МПа воздух сбрасывается в окружающую среду. Дав-
ление воздуха падает, и клапан И под действием пружины 12 пере-
крывает проходное сечение; сброс воздуха прекращается.
5.5.	ПНЕВМОКЛАПЛН
Пневмоклапан, показанный на рис. 5.18, предназначен для от-
крытия и закрытия газовой магистрали. Корпус 1 выполнен из алю-
миниевого сплава, имеет фланец 2 и два штуцера, при помощи ко-
торых пневмо'клапан соединяется с воздуш-
ной магистралью. Фланец 2 имеет штуцер
для подвода воздуха во внутреннюю полость
сильфона 3 или для сброса воздуха из внут-
ренней полости сильфона в атмосферу при от-
крытии клапана 4. Для крепления пневмо-
клапана предусмотрен кронштейн 5.
В исходном положении клапан 4 закрыт
усилием сильфона 3. Для открытия клапана
внутренняя полость сильфона должна быть
соединена с атмосферой. Давление возду-
ха, поступающего в наружную полость
сильфона, преодолевает усилие сильфона
и перемещает клапан в верхнее положение;
сильфон сжат, клапан открыт. При по-
даче воздуха через штуцер фланца 2 во
внутреннюю полость сильфона давление в
вей повышается. Суммарная сила давления
воздуха п усилия сильфона действует на кла-
пан и перемещает его в сторону седла до зак-
рытия.
В пневмоклапане допускается давление воздуха на входе до
1,08 МПа, максимальный расход воздуха через клапан до 75 кг/ч;
гидравлическое сопротивление при этом расходе, избыточном дав-
лении на входе 0,147 МПа и температуре 293+10 К не более
0,015 МПа; перетекание воздуха из одной полости в другую при
закрытом клапане, избыточном давлении воздуха на входе
0,147 МПа и 1,03 МПа и температуре 293+10 К не более 3 л/мин;
утечка воздуха при избыточном давлении 1,03 МПа и температуре
456
Рис. 5.18. Пневмокла-
пан:
I—корпус; 2—фланец; 3—
сильфон; 4—клапан; 5—
кронштейн
293+10 К не более 0,5 л/мин; температура воздуха на входе до
573 К; масса пневмоклапана не более 0,6 кг. Как видно из рис. 5.2,
в генератор нейтрального газа входит 14 пневмоклапанов 8.
5.6.	ЭЛЕКТРОКЛАПАН ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ
Электроклапан переключения, показанный на рис. 5.19, предназ-
начен для управления работой пневмоклапанов, описанных в
разд. 5.5. Управление пневмоклапанами осуществляется по сигна-
лу, поступающему на электроклапан переключения от пневмореле.
В разд. 4.7.1 описана конструкция пневмореле. По назначению и
Рис. 5.19. Электроклапан переключения:
1—корпус; 2—штуцер; 3—пружина; 4—клапан; 5—плунжер;
6—прокладка регулировочная; 7—фланец; 8—кольца; 9~ка-
тушка; 10—трубка; //—стопа; 12—кожух; /3—стойка; 14—
штепсельный разъем; 15—кронштейн
принципу действия пневмореле генератора нейтрального газа не от-
личается от пневмореле генератора тепла. Имеющиеся конструктив-
ные отличия их нет необходимости излагать.
К корпусу 1, имеющему два отверстия и клапанное седло, кре-
пится шестью винтами штуцер 2, который изготовлен из алюминие-
вого сплава. У штуцера с одной стороны резьбовое ниппельное
соединение, а с другой клапанное седло. Проходное отверстие в
штуцере 2 перекрывается под действием пружины 3 клапаном 4 с
привулканизированкой к нему резиной, которая служит уплотните-
лем. Сферическая головка клапана 4 вставлена в выточку плунже-
ра 5, клапан 4 регулируется прокладками 6. С другой стороны к
корпусу 1 крепится фланец 7 электромагнита. Резиновые уплотни-
тельные кольца 8 вставлены в выточки штуцера 2 и фланца 7.
Электромагнит представляет собой катушку 9, намотанную на изо-
лированную лакотканью латунную трубку 10. Магнитопривод элект-
457
ромагнита состоит из плунжера 5, фланца 7, стопы //и стального
кожуха 12. К кожуху, завальцовэнному на фланец 7, припаяна
стойка 13, к которой винтами крепится вилка штепсельного разъ-
ема 14. Электроклапан переключения крепится на летательном ап-
парате при помощи кронштейна 15. Как видно из рис. 5.2, в гене-
ратор нейтрального газа входят 5 электроклапанов 6.
До поступления электрической команды электроклапан соединя-
ет воздушную магистраль, проложенную от системы кондициониро-
вания, с внутренней полостью сильфона пневмоклапана, показанно-
го на рис. 5.18. С поступлением электрической команды плунжер 5
(см. рис. 5.19) под действием электромагнитных сил притягивается
к стопе 11, клапан 4 отходит от седла и открывает доступ воздуха
из внутренней полости сильфона пневмоклапана в атмосферу.
Электроклапан переключения допускает избыточное давление
воздуха на входе в него до 0,274 МПа, температуру от 213 до 373 К;
перетекание по клапану в закрытом положении из входной полости
в выходную при температуре 293+10 К и избыточном давлении на
входе 0,274 МПа не более 0,5 нл/мин; напряжение питания 27+
+2,7 ® постоянного тока; минимальное напряжение срабатывания
20 В; потребляемый ток не более 3 А; время переключения не
более 1 с; масса не более 0,6 кг.
5.7.	ПЕРЕПУСКНОЙ КЛАПАН
Перепускной клапан, представленный на рис. 5.1 и 5.20, пред-
назначен для предотвращения повышения давления газа в камере
сгорания. Стальной корпус 5 четырьмя винтами соединен с направ-
ляющей втулкой 6, в которой перемещается шток 7 клапана 4.
Рис. 5.20. Перепускной клапан:
1—пружина; 2—гайка регулировочная; 3~контргайка; 4—клапан; 5—
корпус; 6—втулка направляющая; 7—шток
Усилием пружины 1 клапан прижат к корпусу 5, который при по-
мощи трубопроводов соединяется с камерой сгорания. При превы-
шении заданного давления в камере сгорания давление нейтраль-
ного газа, действуя на клапан 4, преодолевает усилие пружины 1.
Клапан открывается и газ сбрасывается в атмосферу до тех пор,
пока в камере сгорания не восстановится заданное давление, после
чего клапан закрывается. Для тарировки перепускного клапана на
требуемое давление служит регулировочная гайка 2, положение
которой фиксируется контргайкой 3.
458
Клапан закрыт при давлении газа р\ =0,157 МПа и открыт при
Рг = 0,186 МПа, расход газа при этом G = 3 кг/ч, диаметр проход-
ного сечения седла клапана /4 = 16 мм, длина пружины в свобод-
ном состоянии /7 = 75 мм.
Пример расчета перепускного клапана. Усилие на пружину клапана для
обеспечения понижения давления
/>тах = /^^/4 = 0,785-0,186-106-0,0162 = 37,8 Н.
Для обеспечения прижатия клапана к седлу в закрытом положении принимаем
Рр=35,3 И. Выбираем проволоку с максимально допустимым при температуре
293 К напряжением т=4,4-108 Н/м2. Задаемся коэффициентом кривизны витка
пружины С=10.
Коэффициент увеличения напряжения вследствие кривизны витка и влияния
поперечной силы
/( = (4С — 1)/(4С — 4) -0,615/0=1,14.
Диаметр проволоки пружины
d = 1,6 УКРтйхС/т = 1,61<1,14-37,8- 10/(4,4-10«) «1,6-10—з м.
Средний диаметр пружины Д=С</=10  1,6=16 мм.
Уточняем максимальное рабочее напряжение
SK/’max-D 8-1,14-37,8-0,016
ття„ =---------=-------------------=4,2 -108 Н/м2.
лг/з	3,14-0,00163
Расчетный шаг пружины в свободном состоянии, исходя из допустимого
напряжения т пружины при сжатии ее до соприкосновения витков (для стали с
0=7,85-1010 Н/м2)
(D—rf)2Tmax	(0,016 — 0,0016)2.4,2-108
t = V-----> max. d =	-------•---->----------0,0016^0,004 м.
2,3-10K>/<d	2,3-1010.1,14-0,0016
Нагрузка Рн пружины при сжатии ее до соприкосновения витков (для стали
с 0=7,85-1010 Н/м2)
di
Ри- -9800--------О —4) = 51,3 Н.
(D-d?
Деформация fi одного витка пружины при нагрузке Рр
/1 = (Pp/PH)(/ — d) = (37,8/51,3)(0,004 — 0,0016)^0,00175	1,75 мм.
Под нагрузкой Рр шаг пружины /р=7—/=4—1,75=2,25 мм. Проверяем зна-
чение шага /р;
tp > S + d\ 2,25 » 0,4 + 1,6, где S = 0,4 для d = 1,6 мм.
Определяем число рабочих витков
« = (// —2,54)Д = (75 —2,5-1,6)/4= 18.
Полное числе витков пп=«+3=18 + 3=21.
Расчетное сжатие пружины под нагрузкой Рр
Рр = (р« = 2,25-18 = 40,8 мм.
По полученным данным можно построить характеристику пружины F—[(P).
Из рассмотрения характеристики находим, что сжатие пружины под нагрузкой
Рр составляет Fi=38,0 мм. Длина пружины, сжатой силой Рр, составляет
=/7—Г, =75—38=37 мм. Исходя из того, что клапан должен пропустить
газа и истечение закритическое, определяем проходное сечение клапана
-------3J_553------ 8б ю_б
°	3600.0,0404-0,284.106
/-СИ!--‘
3 кг/ч
459
Ход клапана, соответствующий проходному сечению,
I = F0[ndK = 1,86-10-6/(л-0,016) =37-10-6 м = 0,037 мм.
Удельное давление на седло клапана
__________рр____________________35,3_________
Рул~ (л/4)(^нар—^вн) ~ 0,785(0,01662 — 0,0162) “ ’26,1°6 Н/м2!
где dHap и dBn — наружный и внутренний диаметры пояска седла клапана.
Габаритный размер клапана при силе сжатия пружины Рр=35,3 Н
L = + 12 = 37 + 101 = 138—14 мм,
где Zi — длина пружины в состоянии сжатия усилием 7JP>=35,3 Н; Z2 — сумма
всех размеров деталей клапана, образующих габаритный размер, за исключением
пружины.
5.8.	ПЕРЕКРЫВНОЙ КЛАПАН
Перекрывной клапан, показанный на рис. 5.21, предназначен для
открытия и закрытия линии подачи топочного воздуха. Состоит он
Рис. 5.21. Перекрывной клапан:
/--корпус; 2—штуцер; 3—крышка; 4—шток; 5—вилка; 6—ось; 7—заслонка; в—поршень; 9—
цилиндр
из клапана, двух переходников, закрепленных на клапане двумя
хомутами, и трубки, подводящей воздух к штуцеру управления.
Корпус 1 и прикрепленные к нему болтами штуцер 2 и крышка 3
изготовлены из стали Х18Н9Т. В крышке имеется штуцер для саль-
никового устройства и отверстие для прохода штока 4, который од-
ним концом при помощи вилки 5 и оси 6 соединяется с заслонкой
460
7. к другому концу штока 4 жестко крепится поршень 8. Цилиндр
9 имеет два отверстия для входа и выхода воздуха, а также прилив
для крепления соленоидного переключателя.
5.9.	ТЕРМОРЕЛЕ
Термореле, показанное на рис. 5.22, предназначено для автома-
тической подачи сигналов на отключение системы зажигания после’
окончания запуска генератора и отключения подачи топлива в ка-
меру сгорания при ее перегреве; сигналы подаются при темпера-
турах, достигших предельных значении.
4	5 Б 7	8
рико'подшипник; 5—втулка; 6—вал; 7—кор-
пус; 8—крышка; 9—кольцо уплотнитель-
ное; 10— гайка накидная; //—^прокладка;
12—стопорное кольцо; 13—пружина; 14—
ламель неподвижная; 15—^контакт подвиж-
ный; /6—сухарь; 17—виит; 18—®нлка;
IS—розетка
Термореле состоит из теплочувствительной биметаллической
спирали 3, кожуха 2, неподвижных ламелей 14, штепсельного разъ-
ема, состоящего из вилки 18 и розетки 19. Один конец биметалли-
ческой спирали 3, находящейся внутри кожуха 2, закреплен непод-
вижно, а другой присоединен к поворотному валу 6, который уста-
новлен в кожухе 2 на двух радиальных шарикоподшипниках 4\
последние, в свою очередь, установлены во втулке 5. Внутрь кожуха
2 вставлен заборник 1 с пружиной 13. Кожух ввернут в корпус 7
и закреплен двумя штифтами. Неподвижные ламели 14 с помощью
сухарей 16 и прижимных винтов 17 крепятся в корпусе 7, который
закрыт крышкой 8 с уплотнительным кольцом 9. Подвижные кон-
такты 15 с неподвижными ламелями 14 соединены проводами с со-
ответствующими штырями вилки 18. Термореле крепится в трубо-
проводе при помощи накидной гайки 10. Герметичность между тер-
мореле и трубопроводом объекта обеспечивается прокладкой 11.
461
Горячий воздух обдувает кожух 2 снаружи и внутри. Теплочув-
ствительная биметаллическая спираль 3, нагреваясь, закручивает-
ся и через жестко соединенный с ней вал 6 повертывает контакт/5.
При достижении заданной температуры среды подвижный контакт
15 размыкается с левой частью неподвижной ламели и тем самым
выдает сигналы во внешние цепи.
5.10.	ПЕРЕКРЫВНОЕ УСТРОЙСТВО
Рис. 5.23. Перекрывное устройст-
во:
1—электромеханизм; 2—заслонка; 3—
штепсельный разъем; 4—шпилька; 5—
корпус; 6~ втулка-подшипник: 7—вал;
8, 9—винты
Перекрывное устройство, представленное на рис. 5.23, предназ-
начено для регулирования заданной температуры охлаждающего
воздуха на выходе из камеры сго-
рания и конденсатора.
Перекрывное устройство состоит
из следующих основных частей:
электромеханизма 1, корпуса 5, за-
слонки 2. Электромеханизм 1 слу-
жит для приведения в движение
перекрывного устройства. Питается
электромеханизм от бортовой сети
постоянного тока напряжением
27 В. Подвод питания осуществля-
ется через штепсельный разъем 3,
укрепленный на корпусе электроме-
ханизма 1, который крепится к кор-
пусу заслонки 5 за фланец четырь-
мя шпильками 4. Корпус 5 изготов-
лен из алюминиевого сплава, имеет
приливы для крепления электроме-
ханизма 1 и для установки втулок-
подшипников, в которых смонтиро-
ван вал 7. На валу имеется прорезь
для установки заслонки 2, которая
крепится к валу 7 тремя винтами 8.
На выходном валу электромеханизма имеются внутренние шлицы,
которые соединяются с наружными шлицами вала 7. Для ограни-
чения начального и конечного положения заслонки в корпусе име-
ются регулировочные винты 9.
5.11.	БЛОК УПРАВЛЕНИЯ
Блок управления, показанный на рис. 5.24, предназначен для
размещения элементов системы электропитания. На панели 3 раз-
мещены: автомат 2 для регулирования температуры охлаждающего
воздуха на выходе из конденсатора и предотвращения замерзания
конденсата в нем, автомат 8 для регулирования охлаждающего воз-
духа на выходе из камеры сгорания и теплообменника, пусковая
катушка 7, контакторы 1, коммутационные реле 4.
Питание от бортовой электросети летательного аппарата пода-
ется на входной штепсельный разъем 6, прикрепленный к корпусу
462
9, а через выходной штепсельный разъем 5 блок управления элект-
рическим жгутом соединяется с другими функциональными агрега-
тами генератора нейтрального газа.
Автоматы 2 и 8 являются электрическими релейными импульс-
ными регуляторами, предназначенными для поддержания заданных
температур воздуха.
Вид А
Рис. 5.24. Блок управления:
1—контактор; 2—автомат регулирования температуры охлаждающего воздуха кон-
денсатора; 3—панель; 4—реле коммутационное; 5—выходной штепсельный разъем
блока управления; 6—входной штепсельный разъем блока управления; 7—катушка
пусковая; 8—автомат регулирования температуры охлаждающего воздуха камеры
сгорания; 9—корпус
В состав автомата 2 входят следующие основные элементы: дат-
чик температуры 11 (см. рис. 5.2), заслонка (см. рис. 5.23) и блок
регулирования температуры, представленный на рис. 5.25.
К шасси 1, изготовленному из алюминиевого сплава, крепятся с
помощью винтов 7 левая 2, правая 3 и центральная 4 платы, а так-
же штепсельный разъем 5. На передней панели 9, приваренной к
шасси 1, расположены потенциометр 11, регулировочный винт ко-
торого закрыт заглушкой 12, ручка 10 и бонки 8. Трансформатор
13, два реле 14 закреплены на центральной плате 4. Шасси 1 за-
крыто кожухом 6, изготовленным из алюминиевого сплава, к кото-
рому приварены лапки 15. Датчик температуры 11 (см. рис. 5.2),
установленный за конденсатором 10 в переходнике охлаждающего
воздуха, имеет сопротивление, пропорциональное температуре воз-
духа. Датчик 11 включен в плечо неравноплечного моста, уравно-
вешенного при температуре 280+2 К. При отклонении температуры
от указанной в диагонали моста появляется сигнал переменного
463
тока, по амплитуде пропорциональный отклонению температуры, а
по фазе зависящей от знака изменения температуры. Этот сигнал
подается на релейный фазочувствительный элемент, выполненный
на полупроводниковых элементах и входящий в блок регулирова-
ния (см. рис. 5. 25).
Рис. 5.25. Блок регулирования темпера-
туры:
/—шасси; 2—плата левая; 3—плата правая; 4—
плата центральная; 5—штепсельный разъем;
6—кожух; 7—винты; 8—бонки; 9—панель перед-
няя-. 10—ручка; 11—потенциометр; 12—заглуш-
ка; 13—трансформатор; /4—реле; 15—лапки
В состав автомата регули-
рования температуры 8 (см.
рис. 5.24) входят следующие
основные элементы: датчик
температуры 4 (см. рис. 5.2),
заслонка (см. рис. 5.23) и блок
регулирования, аналогичный
показаному на рис. 5.25, но
отличающийся только регули-
ровкой температуры. Блок ре-
гулирования автомата 8 пред-
назначен для поддержания
температуры охлаждающего
воздуха на выходе из камеры
сгорания и теплообменника,
равной 428±5 К, на которую
и отрегулирован блок (рис.
5.25) без конструктивных из-
менений для указанного авто-
мата 8.
5.12.	КОНДЕНСАТОР
Конденсатор, приведенный на рис. 5.26, предназначен для ох-
лаждения нейтрального газа и конденсации содержащихся в нем
водяных паров. Корпус 13 конденсатора состоит из трубных досок
16, в которые заделано 525 стальных трубок диаметром 5 мм и тол-
щиной стенки 0,5 мм. Для предотвращения вибрации трубок 18
между трубными досками расположены две перегородки, такие же,
как трубные доски, но меньшей толщины. Трубные доски сварены
с боковиной 2, имеют шесть кронштейнов 15 для крепления конден-
сатора на летательном аппарате. К боковинам приварены фланцы
14, предназначенные для соединения с одной стороны с туннелем
охлаждающего воздуха, а с другой — через переходник 3 с за-
слонкой охлаждающего воздуха 4. К трубным доскам присоединены
болтами верхняя крышка 1 с патрубком 17 подвода газа от камеры
сгорания и камера 5 с патрубком отвода 20. Верхняя крышка 1 и
камера 5 разделены перегородками 12 на пять частей каждая. Со-
ответствующие отсеки соединены между собой наклонными газо-
ходами. В штуцер 19 ввинчивается датчик температуры 11 (см.
рис. 5.2). Снизу камера закрыта поддоном 11 (см. рис. 5.26) и ниж-
ней крышкой 10 с кожухом 6. В поддоне сделаны отверстия для
отвода конденсата. Во внутренней полости камеры располагаются
пять пакетов, выполненных из гофрированной стали. Нижняя кры-
464
шка имеет штуцер 9 с жиклером 7 для отвода конденсата в атмос-
феру. Минимальное проходное сечение жиклера 7 расположено в
штуцере 8. Кожух 6 имеет два патрубка с фланцем 21 для присое-
динения к трубопроводам, подводящим и отводящим воздух для
обогрева жиклера слива конденсата.
Рис. 5.26. Конденсатор:
1—крышка; 2—боковина; 3—переходник; 4—заслонка; 5—камера; 6—кожух-.
7—-жиклер; 8, 9—штуцера; 10—крышка; 11—поддон; /2—перегородка; 13—
корпус; 14—фланец; 15—кронштейны; 16—доска трубная; 17—патрубок;
18—трубка; 19—штуцер; 20—патрубок-. 21—фланец
Конденсатор может работать при температуре нейтрального га-
за на входе не более 623 К, температура газа на выходе 278 . ..
... 328 К, температура охлаждающего воздуха на входе в конден-
сатор может изменяться от 213 до 313 К, давление газа в конден-
саторе 0,118 МПа, парциальное давление водяного пара 0,0222 МПа,
температура конденсации 335 К, влагосодержание газа на входе
0,137 кг/кг и на выходе — 0,00362 кг/кг, напор охлаждающего воз-
духа на входе около 2,45 кПа, расход его около 900 кг/ч, расход
осушенного газа в среднем 25 кг/ч.
5.13.	ВЛЛГООТДЕЛИТЕЛЬ
Влагоотделитель, представленный на рис. 5.27, предназначен
для удаления взвешенных частиц влаги из потока нейтрального
газа. Влагоотделитель состоит из корпуса 4, во внутреннюю часть
которого вставлен влагоотделяющий элемент 3, представляющий
собой кассету 2 с набором лопаток 5 и экрана 6. К корпусу влаго-
465
отделителя болтами крепится крышка 1 с выходным патрубком 12.
В нижней части влагоотделителя имеется штуцер 10, в который
ввернут жиклер 9 для отвода влаги в атмосферу. Минимальное
проходное сечение жиклера 9 расположено в штуцере 10. Нижняя
часть корпуса влагоотделителя заключена в обогреваемый поддон
8. Все детали влагоотделителя выполнены из
< коррозионностойкой стали.
Рис. 5.27. Влагоотде-
литель:
/—крышка;	2—кассета;
3—влагоотделяющий эле-
мент; 4—корпус; 5—ло-
патки; 6—экран; 7—шту-
цер; 8—поддон; 9—жик-
лер; 10—штуцер; 11—пат-
рубок входной; 12—патру-
бок выходной
Рис. 5.28. Осушитель:
1—крышка; 2—пружина; 3—кольцо; 4—кожух; 5—
фильтр; б—поглотитель; 7—корпус; в—штуцер
входной; 9—штуцер выходной
Охлажденный в конденсаторе нейтраль-
ный газ, поступающий во влагоотделитель,
содержит в дисперсном виде влагу. При про-
хождении газа через влагоотделитель эта вла-
га отделяется от газа и выводится из поддона 8 через штуцер 10 в
количестве около 0,2 кг/ч. Степень отделения влаги составляет не
менее 60%.
5.14.	ОСУШИТЕЛЬ
Осушитель предназначен для поглощения паров воды из нейт-
рального газа перед подачей его в топливные баки летательного
аппарата. Нейтральный газ поступает в осушитель из влагоотде-
лителя. Корпус 7 (рис. 5.28) состоит из двух коаксиально сварен-
ных цилиндров, имеющих с одной стороны общее дно, а с другой—
фланцы. В боковой поверхности цилиндра сделаны отверстия для
распределения газа. Пространство между стенками цилиндров за-
полнено поглотителем 6. Свободная поверхность поглотителя через
кольцо 3 поджата шестью пружинами 2. К фланцу корпуса 7 кре-
пится болтами кожух 4 с входным штуцером 8 и крышка 1 с вы-
ходным штуцером 9 и фильтром 5. Фильтр препятствует попаданию
мелких частиц поглотителя в топливные баки летательного аппара-
та. Фильтрующий элемент изготовлен из никелевой стали с разме-
ром стороны квадратной ячейки в свету 0,08 мм.
Пример расчета осушителя. Принимаем следующие исходные данные.
Расход нейтрального газа через осушитель у земли 30 кг/ч, на высоте
10 км — 20 кг/ч.
466
Температура газа на входе в осушитель при температурах окружающего воз-
духа выше 273 К может превышать температуру окружающего воздуха не более,
чем на 15 К, при температуре же воздуха ниже 273 К температура газа на входе
в осушитель равна 280±2К. Колебание температуры окружающего воздуха при-
нимается от 213 до 333 К.
Избыточное давление нейтрального газа равно 0,1275±0,0294 МПа, давление
окружающего воздуха — от 0,098 до 0,0255 МПа.
Влагосодержание нейтрального газа на выходе из осушителя должно соот-
ветствовать при температурах окружающего воздуха выше 278 К точке росы на-
сыщенного воздуха при этой температуре; при температурах окружающего воз-
духа ниже 278 К — точке росы, равной 303 К.
Время работы осушителя до его насыщения принимается не менее 5 ч.
Приведенных данных достаточно для выполнения расчета.
Наличие влаги в нейтральном газе обуславливается происходящим при его
образовании окислением водорода топлива, а также влагосодержанием топочного
воздуха.
Пусть имеем несколько видов рабочего топлива (керосина) со следующим
элементарным составом:
Углерод	88,0	85,6	85,3
Водород	12,0	14,4	14,7
Расчет максимального влагосодержания нейтрального газа производится для
топлива, содержащего наибольшее количество водорода и, следовательно, даю-
щего наиболее влажный нейтральный газ.
Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг
топлива, 1/°=0,08890+0,265Н!’=0,0889-85,3+0,265-14,7=11,5 м3/кг топлива или
L°=y0pBOSH=i4t9 кг/кг топлива, где рБ(К!д=1,2')3 кг/м3.
При этом образуется азота = 0,790 = 9,06 м3/кг топлива или Z-Na =
= V^eNs = 11,4 кг/кг топлива, где qNs = 1,257 кг/м3; углекислоты Псоа ~
= 1,866 С₽= 1,605 м3/кг топлива пли ^со2 = ^со2^со2 = 1^ кг/кг топлива,
где рСо2 = 1,938 кг/м3; водяных паров Пцго = 0,Н1НР + 0,0161РщО = 1,7365
кг/м3 топлива или = ^н2обн2о ~ 1 >395 кг/кг топлива, где (>fi2o = 0,804
кг/м3.
Влагосодержание воздуха, поступающего на горение, принято равным 10 г
на 1 кг сухого воздуха, что соответствует относительной влажности фк=г70% ПРИ
температуре /=293 К и давлении р=0,0995 МПа.
Суммарное количество сухих продуктов
+ £г = 11,4 + 3,15 = 14,55 кг/кг топлива.
С У A.	I’2	C-cJg
Максимальное влагосодержание нейтрального газа
= Z.Hs0/A:yx = 1,395/14,55 = 0,096 кг/кг сухого газа.
Плотность сухого нейтрального газа
Он. г = ^суЖух = 14,55/V°Oj + ^2 = 14,55/(9,06 + 1,605) = 1,365 кг/м3.
При охлаждении нейтрального газа в конденсаторе часть водяного пара кон-
денсируется, далее газ освобождается от дисперсных частиц влаги во влагоот-
делителе.
Влагосодержание нейтрального газа на входе в осушитель (в г/кг сухого
газа) будет
d G"Pn
Он.г (/+. г Рп)
где рп — плотность водяного пара, кг/м3; рн.г — плотность сухого газа; рп
парциальное давление водяного пара в смеси, МПа; рн.г — давление влажного
нейтрального газа на входе в осушитель, МПа; рп=0,804 кг/м3, рн.г=1,365 кг/м3.
Расчет произведен для высоты Я=0, температуры окружающей среды /ок₽=
467
“213... 333 К и рн.г=0,226 МПа. Пациальные давления водяного пара при
няты в зависимости от температуры нейтрального газа на входе /нг при влаж-
ности <р=100%-
Результаты расчета этих параметров с учетом требуемого влагосодержания
на выходе </ВЫх и необходимой осушки dE представлены ниже.
Числовые значения влагосодержания с?вЫХ нейтрального газа на выходе
из осушителя в зависимости от параметров газа на входе в осушитель
^окр» К	263	268	278	293	313	323	328	333
^Н.г, К	278	283	293	308	328	338	343	348
рп, МПа	0,00087	0,00122	0,00233	0,00562	0,01572	0,02498	0,03113	—
dBX, г/кг с. г	2,29	3,22	6,17	15,05	43,9	73,2	94,5	96,0
Йвых> г/кг с. г	0,238	0,238	0,238	15,0	49,98	88,4	117,5	156,6
dK, г/кг с. г	2,052	2,982	5,932	0,05		Не требуется		
Влагосодержание нейтрального газа на входе в осушитель в высотных усло-
виях при /н.г=293 К, Рокр*=0,0255 МПа и дн.г=0,153 МПа
________СпА,_______________804-0,00232-106________
ВХ ~ QH.r (Рн.г — Рп) ~ 1,365 (0,153-106-0,00232-106) =
= 0,0091 кг/кг сухого газа.
В качестве исходного влагосодержания нейтрального газа на входе в осуши-
тель для расчета необходимого количества поглотителя принимается dBX=
=9,1 г/кг сухого газа. В качестве поглотителя для заполнения осушителя выби-
рается силикагель. Насыпная масса — не менее 0,67 кг/дм3. Влагоемкость по
водяным парам при температуре 293 К и относительной влажности <р=100°/о при-
нимается 35%.
Минимально необходимый объем силикагеля
* mln “ Икс	^вых) ^/(^уПлОс^пр^исп)»
где L — часовой расход нейтрального газа, кг/ч; dBX и dBMX — соответственно
начальное и конечное влагосодержание, г/кг сухого газа; т — время работы
осушителя, ч; рс ,— насыпная масса силикагеля, кг/дм3; ппр — предельная влаж-
ность силикагеля, г/кг; /гуил — коэффициент уплотнения силикагеля при засыпке
под действием вибрации, ЛУПл«4.25; £Исп — коэффициент использования силика-
геля, £исп:=»0,5;
VmIn = 20(9,1 — 0,238)-5/(1,25-0,67-350-0,5) = 6,05 дм3.
Площадь лобовой поверхности осушителя
Д = £ (1 + £?вх)/(3600рн .Г1ПН.Г),
где l^B.r — скорость газа через слой силикагеля, м/с.
Принимаем 1Пн.г=0,2 м/с.
При рн г=0,153 МПа и /н.г=293 К.
Он.г = P/RT = 0,153-106/(290 - 293) = 1,8 кг/мз,
F =20(1 + 0,0091)/(3600-1,8-0,2) = 0,154 м2.
Толщина слоя силикагеля
H = V/F = 0,00605/0,154 = 0,0392 м.
Для получения требуемой компактности и минимальной массы берется коак-
сиальное размещение силикагеля в осушителе, тогда внутренний диаметр силика-
гелевого патрона £>вн=100 мм, наружный диаметр £>нар=£)Вн+2Д=100+2Х
Х39,2=178,4 мм; принимаем 2?наР==2ОО мм.
468
Объем силикагелевого патрона
17 = (Я//4)(О2ар-О2н),
откуда
4Г	4-6,05 п „
1 —-------й-----s-r~ = —----------=2,57 дм
3,14(4-1)
ИЛИ /г«270 мм.
Объем силикагеля в патроне
V = (л//4)(Р2ар-О2н)=0,785-270(4-104- 1.104)=6,36 1дмЗ.
Масса силикагеля в патроне
Ос = У'Сс*упл = 6,36-0,67.1,25 = 5,35 кг.
Глава 6
УВЛАЖНИТЕЛИ ВОЗДУХА
6.1.	НАЗНАЧЕНИЕ УВЛАЖНИТЕЛЕЙ ВОЗДУХА И ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Необходимость в наличии увлажнителей воздуха в системах
кондиционирования появилась с увеличением высоты и продолжи-
тельности полета.
При полетах в летнее время влажность воздуха в кабине <рк'
выше минимально допустимой до высоты примерно 3 км даже без
дополнительного увлажнения воздуха, подаваемого в кабину само-
лета системой кондиционирования. На больших высотах влажность
воздуха меньше допустимой. Летом влажность в кабине зависит
главным образом от влагосодержания атмосферного воздуха <ра-
С увеличением высоты полета примерно до 11 км она резко умень-
шается, а затем начинает медленно расти, что объясняется постоян-
ством температуры воздуха в стратосфере.
Таким образом, при полетах в летнее время на высотах более
3 км для поддержания заданной влажности воздуха в герметичес-
кой кабине в системе кондиционирования воздуха необходимо пре-
дусмотреть установку увлажнителя.
При полетах в зимнее время и при отсутствии в системе конди-
ционирования увлажнителя влажность воздуха в герметической ка-
бине <рк' низка и примерно постоянна независимо от высоты полета,
так как решающее влияние на влажность воздуха в герметической
кабине в зимних условиях оказывает влага, выделяемая экипажем
и пассажирами самолета. Для поддержания в герметической каби-
не в этих условиях необходимой влажности искусственное увлаж-
нение необходимо на всех высотах.
Для обеспечения комфортных условий человеку, находящемуся
в кабине, требуется воздух определенной влажности. В соответст-
вии с нормами летной годности пассажирских самолетов в кабине
должна обеспечиваться относительная влажность не менее 25%.
Зависимость относительной влажности воздуха от высоты поле-
та представлена на рис. 6.1, из которого видно, что на характерных
крейсерских высотах 8... 11 км, влажность воздуха изменяется от
2,5 до 6,2%, что не соответствует предъявляемым требованиям по
обеспечению комфортных условий.
470
Влажность воздуха поддерживается специальными увлажни-
тельными устройствами, входящими в систему кондиционирования.
Потребность в увлажнении воздуха, особенно для кабин экипажа,
возросла потому, что при длительных полетах в кабинах вентиля-
ционного типа наблюдается заметное убывание влажности воздуха
вследствие малого содержания воды в атмосферном воздухе, нагне-
таемом в кабину компрессором двигателя на больших высотах
полета. А длительное пребывание человека в условиях низкой
влажности воздуха оказывает усталостное воздействие на орга-
низм человека и ведет к профессио-
нальным заболеваниям.
Основные технические требова-
ния, предъявляемые к увлажните-
лям, следующие.
Увлажнитель должен поддер-
живать относительную влажность в
кабине — не менее 25% при абсо-
лютном давлении 0,0785 . ..
. .. 0,0893 МПа и температуре воз-
духа 20±2° С; температура воздуха
на выходе из увлажнителя не более
30° С при условии поддержания при
этом в кабине температуры воздуха
20+2° С; для увлажнения должна
применяться питьевая, кипяченая
или дистиллированная вода; выброс
капельной влаги не более 20 г/ч;
уровень шума на расстоянии 1 м от
увлажнителя не более 70 дБ; рабо-
Рис 6.1. Зависимость относитель-
ной влажности воздуха <р в каби-
не экипажа от высоты полета Н
при выключенной системе увлаж-
нения:
1—кривая режима полета в летнее вре-
мя; 2—кривая зимнего режима полета*
тоспособность увлажнителя не должна нарушаться при эволюциях
летательного аппарата в полете; увлажнитель должен быть рабо-
тоспособен при вибрационной нагрузке в диапазоне частот 5 ...
...300 Гц с ускорением до 5g, ударной нагрузке с ускорением до
12g и длительностью импульса 20...50 мс, линейной нагрузке с
ускорением до 4 g.
Увлажнитель должен функционировать при различных клима-
тических условиях: при температуре окружающего воздуха от 5 до
45°С, абсолютном давлении окружающего воздуха 0,0785...
...0,103 МПа, относительной влажности окружающего воздуха при
температуре 40°С и 0,1013 МПа до 98% при воздействии инея и
росы.
Увлажнитель должен оставаться работоспособным при тран-
спортировании, длительном хранении и не требовать специального
обслуживания сверх установленного регламента для летательного
аппарата.
6.2.	СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ УВЛАЖНИТЕЛЕЙ
В зависимости от применяемого способа увлажнения воздуха
рассматривают следующие типы увлажнителей: форсуночные, бар-
471
ботажные, центробежные, электрические, тепловые, оросительные,
Рассмотрим кратко эти типы увлажнителей.
6.2.1.	Форсуночные увлажнители
Конструкция одного из представителей форсуночных увлажни-
телей приведена на рис. 6.2. Увлажнитель воздуха с разборной
форсункой состоит из колонки с двумя трубками для подачи воз-
духа и воды 1, переходящими в кольцеобразные трубки. На коль-
цеобразных трубках расположены четыре форсунки 2, а пятая рас-
положена в центре кольцеобразной трубки.
Рис. 6.2. Форсуночный увлажнитель:
1—колонка подачи воздуха н воды-. 2—форсунки; 3, 4—штуцера; 5—возду-
хопровод
Увлажнитель воздуха устанавливается в воздушной магистра-
ли 5. Вода поступает в центральный канал форсунки и распыляется
в мелкодисперсный туман сжатым воздухом, поступающим через
два боковых отверстия, направленные навстречу друг другу с уг-
лом между осями 120°. Мелкодисперсный туман увлажняет кабин-
ный воздух.
Представленный увлажнитель имеет следующие основные тех-
нические данные: расход воды на увлажнителе при напоре воды
на входе 0,113 МПа 17±2 кг/ч; количество увлажняемого воздуха
2600±Ю0 кг/ч; температура увлажняемого воздуха на входе
30... 35° С; количество испарившейся воды составляет не менее
80% от ее расхода.
Разновидностью пневматического увлажнителя является рас-
пылитель типа трубки Вентури (рис. 6.3). В этом случае распили-
вание обеспечивается разрежением, создаваемым в горловине труб-
ки Вентури. Корпус 8 снабжен фланцем 1 входа воздуха в увлаж-
нитель и кольцом 4 с фланцем 5 выхода воздуха из увлажнителя,
этими фланцами соединяется увлажнитель с воздухопроводами
системы. Штуцер 2 предназначен для подсоединения водопровода,
а с помощью форсуночного устройства 9 вода дозируется и распы-
472
ляется в потоке воздуха. Для получения более эффективного
увлажнения воздуха введена съемная решетка 7, закрепленная че-
кой 3 и рычагами 6.
Рис. 6.3. Форсуночный увлажнитель с трубкой
Вентури:
1—фланец входной; 2—штуцер для водопровода; 3—чека;
2—кольцо; 5—фланец выходной; 6—рычаг; 7—решетка; 8—
корпус; 9— форсуночное устройство
К преимуществам форсуночных увлажнителей относятся про-
стота конструкции, малая масса и небольшие габариты. Кроме то-
го, для распыливания воды в форсуночных распылителях использу-
ется воздух, давления которого в системе наддува вполне достаточ-
но для обеспечения необходимости дисперсности распыливания.
6.2.2.	Пневматические и механические форсунки
Пневматические форсунки в зависимости от давления подавае-
мого воздуха разделяются на форсунки высокого (30... 50 кПа) и
низкого (менее 10 кПа)
напора. Расход воздуха в
форсунках высокого напора
0,3 ... 1,0 кг/кг жидкости,
в форсунках низкого напора
он значительно выше, 4 . . .
... 10 кг/кг.
По способу смешения
жидкости с воздухом пнев-
матические форсунки разде-
ляются на форсунки внут-
реннего и внешнего сме-
шения.
Выходные сопла форсу- рпс g4 Пневматическая форсунка внут-
нок внутреннего смешения	реннего смешения
(рис. 6.4) могут выпол -
няться суживающимися и расширяющимися; в последних скорость
газа на выходе больше критической и дисперсность факела выше.
В пневматических форсунках внешнего смешения (рис. 6. 5, а) жид-
кость распиливается вне корпуса форсунки. Подобные форсунки
часто применяются с тангенциальной подачей воздуха (рис. 6. 5, б),
473
в результате чего воздух получает вращательное движение. Вра-
щающийся конусообразный вихрь имеет вершину вне сопла. Эта
вершина является одновременно острием конуса факела, который
получается широким и коротким в отличие от узкого и длинного
при осевом подводе воздуха.
Процесс распада струи на капли при пневматическом распили-
вании отличается от аналогичного процесса при распыливании ме-
ханическими форсунками. При пневматическом распыливании воз-
дух выходит с большой скоростью, в то время как скорость истече-
ния струи жидкости неве-
лика. Вследствие боль-
шой относительной ско-
рости возникает трение
между струями воздуха и
жидкости, что приводит
к вытягиванию струи
жидкости в тонкие от-
дельные нити. Эти нити
быстро распадаются в ме-
стах утоньшений и обра-
зуют сферические капли.
Длительность существо-
вания статически не-
устойчивых нитей зависит
от относительной скорости
воздуха и физических
свойств жидкости. Дис-
юростью истечения возду-
ха из сопла форсунки, физическими свойствами воздуха и жидко-
сти, геометрическими размерами форсунки, отношением количества
воздуха к количеству распиливаемой жидкости.
На основе дифференциального уравнения, определяющего ус-
ловие распада струи вязкой жидкости, получены следующие кри-
териальные соотношения для определения среднего диаметра ка-
пель в факеле:
при (n')z/Q,odtl>0,5
(t/cp/^ф)	А+0,94 [(р')2/((?'^ф)] °’28>	(6- 1)
при (ц./)2/р'о</ф<0,5
(^ср/^ф) (о^/ф/ауи5_ л0 +1,24 [(р')2/(е W]0,62-	<6-2)
При распыливании вязких жидкостей пневматическими форсун-
ками или при помощи трубки Вентури для определения среднего
объемно-поверхностного диаметра (мм) капель можно пользовать-
ся следующим эмпирическим уравнением
<7=(583/w)	1,5(р7/^)°’45( 1000Пж/Пв)Ь5,	(6.3)
где и — относительная скорость газа; и Ув— секундный расход
соответственно жидкости и воздуха; и—коэффициент поверхностно-

Рис. 6.5. Пневматическая форсунка внешнего
смешения:
а—форсунка внешнего смешения; б—то же с танген-
циальной подачей воздуха
персность распыливании определяется
474
го натяжения; q'—плотность жидкости; р—-плотность газа; р'—
динамическая вязкость жидкости; dcp— средний диаметр капель в
факеле; с!ф — диаметр выходного сопла форсунки; w0 — скорость
истечения или осевая скорость жидкости в выходном сечении соп-
ла; Ло— коэффициент, зависящий от конструкции форсунки.
Рыспыливание в механических форсунках осуществляется пода-
чей в форсунку жидкости под высоким давлением. Высокая сте-
пень дисперсности распиливания достигается при этом соответст-
вующим направлением потока жидкости в камере форсунки. Жид-
кость в камеру подается тангенциально, благодаря чему поток при-
обретает вращательное движение. При выходе наружу через соп-
ловое отверстие в торцевой стенке форсунки жидкость распадается
под действием сил, вызванных нестационарными колебаниями, и
капли разлетаются по прямолинейным лучам, касательным к ци-
линдрическим поверхностям, соосным с выходным отверстием
форсунки.
Если пренебречь вязкостными потерями в форсунке, то расход
жидкости через нее
G=iFcy2K^	(6.4)
и	2^p!q',	(6.5)
где G — расход жидкости, м3/с; Ес — площадь выходного сечения
сопла форсунки, м2; g — коэффициент расхода; Др — полный напор,
Па.
Коэффициент расхода изменяется в пределах g = 0,1 ...0,95.
При распыливании маловязких жидкостей, когда фактором,
определяющим дисперсность распылпвания, является давление ок-
ружающей среды, максимальный диаметр капель в факеле
d0=k8a/Q'wl,	(6.6)
где k — коэффициент, завпящий от свойств жидкости; для воды
/<=2,5.
Для определения среднего диаметра капель в факеле распылен-
ной жидкости можно воспользоваться зависимостью
огср/«гф=47,8Д-0'6(р,айГф/(р.,)2)0-1т,М(/ф,	(6.7)
где у' — кинематическая вязкость жидкости.
Геометрическая характеристика форсунки определяется ее раз-
мерами и конструкцией
А = л/?вхгф cos ф/«/,	(6. 8)
где Двх — расстояние от оси входного отверстия до оси сопла фор-
сунки; п — число подводящих канавок; f — площадь канавки; ф—
угол между осью входной струи жидкости в канавке и плоскостью,
перпендикулярной к оси форсунки.
Для характеристики работы форсунки важное значение имеет
угол конуса факела распыливания жидкости а, т. е. угол, образуе-
мый линиями распыливания и осью форсунки. Этот угол определя-
475
ется отношением тангенциальной скорости ст к поступательной ско-
рости сп в выходном сечении сопла форсунки. Связь между коэф-
фициентом живого сечения форсунки <р и углом а выражается со-
отношением
tea=—(L-.Tlts________	9)
Угол распыливания жидкости при Re>3,5-103 и (ц/)2/ор/с/ф>
>3-104 определяется из соотношения
tg 6=tg a • 3,05 • IO-2	(ае^ф/(|л7)°.®3.	(6. 10)
При Re<3,5-103«(p,/)2/oQ/tZ$>3-104 угол 6 оказывается завися-
щим от числа Re. Для этой области при А=4,4 имеется зависи-
мость
tge=tga-1,88- 10“3((}х')2/е'опГф)0-25(№о^')0.9.	(6. 11)
Мощность, необходимая для распыливания жидкости механи-
ческими форсунками,
TV =	(6. 12)
где Др —полный напор, Н/м2; V — объемный расход, м3/с; т]н—
КПД насоса.
Механическое распиливание имеет следующие преимущества:
форсунки очень просты и компактны, работают бесшумно; затраты
электроэнергии на распиливание невелики; легко получить желае-
мую конфигурацию факела изменением конструкции форсунки.
К недостаткам механических форсунок можно отнести: чувст-
вительность к засорению из-за малого диаметра выходного сече-
ния; невозможность регулирования производительности форсунок
во время работы; необходимость использования насосов высокого
давления, что при больших расходах жидкости связано со значи-
тельными трудностями.
6.2.3.	Барботажные увлажнители
Конструкция одного из барботажных увлажнителей показана
на рис. 6.6. В цилиндрическом корпусе камеры 1, выполненном из
алюминиевого сплава, закреплена перфорированная тарелка 6. К
тарелке 6 приварен диффузор 7 с распределителем воздуха 8 и
патрубком входа 9. В центре тарелки 6, по ее вертикальной оси,
установлен регулятор уровня 3, который крепится гайкой 10 к диф-
фузору 7. К фланцу корпуса 1 крепится болтами крышка 2 со шту-
цером 15 для подачи воды. К корпусу камеры приварены два ло-
жемента 12 для установки крепежных хомутов. К верхней части
корпуса камеры приварен патрубок выхода 13 влажного воздуха.
В нижней части корпуса регулятора уровня <3 установлена фторо-
пластовая втулка 11, на которую посажен ротор 5, выполненный в
виде крыльчатки из алюминиевого сплава. В цилиндрической части
корпуса камеры установлен сепаратор 4, представляющий собой
476
Рис. 6.6. Барботажный ув-
лажнитель:
/—корпус; 2—крышка; 3—регу-
лятор уровня; 4—сепаратор; 5—
ротор; 6—тарелка перфориро-
ванная; 7—диффузор; 8—распре-
делитель воздуха; 9—патрубок
входа; /0—гайка; И—втулка:
12—ложемент; 13—патрубок вы-
хода: 14— гайка; /5—штуцер
профилированную трубку с приваренными радиальными перего-
родками. Сепаратор крепится гайками 14 к регулятору уровня 3-
Сухой воздух поступает через патрубок входа 9, проходит через
отверстия в тарелке 6 и барботирует через слой воды, находящей-
ся на тарелке. Вода подается через штуцер 15 в регулятор уровня
3 и через отверстия в поплавковой камере поступает на тарелку.
Ротор 5 вращается под действием пото-
ка воздуха, перемешивая пенный слой,
находящийся на тарелке. Водовоздушная
смесь поступает в сепаратор 4, где от-
деляется капельная влага. Увлажнен-
ный воздух через патрубок выхода 13
поступает в кабину.
Рассматриваемый барботажный ув-
лажнитель имеет следующие основные
технические данные: расход воздуха че-
рез увлажнитель 240_25 кг/ч; температу-
ра воздуха на входе 60+5° С, давление
воздуха на входе 0,0785 МПа, относи-
тельная влажность на выходе не менее
85%, максимальный расход воды при на-
поре 9,8 .. . 14,7 кПа 4,5 кг/ч.
6.2.4.	Центробежные увлажнители
Работа центробежного увлажнителя
(рис. 6. 7) основана на дисковом центро-
бежном распылении жидкости. Основным
элементом центробежного увлажнителя
являются вращающиеся диски, которые
собраны с зазорами так, что образуют каналы для прохода воз-
духа. Вода рециркуляционным насосом или из трубопровода по-
дается к диску-распылителю 2, который обеспечивает орошение
поверхности рабочих дисков. Диск-распылитель 2 и рабочие дис-
ки 1 закреплены на валу электродвигателя 3. При вращении кап-
ли воды растекаются по поверхности рабочих дисков 1 и сбрасы-
ваются в ловушку 4, из которой стекают в бак 5. Конструкция од-
ного из центробежных увлажнителей, выполненная по описанной
схеме, показана на рис. 6. 8.
Увлажнитель состоит из фланцевого электродвигателя 1, дис-
ка 2 с периферийными лопатками, насаженного на вал электродви-
гателя, кожуха 3, изготовленного из листового металла, профили-
рованного диффузора 4, являющегося обечайкой для диска с ло-
патками, трубки 5 для подвода воды к диску, фланцев 6 с резино-
вой прокладкой, являющихся монтажными элементами электродви-
гателя, корпуса 7, служащего для монтажа прибора, и защитной
сетки 8. Периферийные лопатки на диске служат для создания на-
правленного воздушного потока, интенсифицирующего процесс рас-
пыливания воды.
477
При распиливании центробежными дисками жидкость приобре-
тает большую скорость без применения повышенного давления.
Через приемную воронку распиливаемая жидкость поступает на
быстро вращающийся диск и получает, таким образом, враща-
тельное движение. Под действием центробежной силы вода в виде
пленки перемещается с непрерывно возвращающей скоростью к пе-
риферии диска и сбрасывается с него.
При небольших расходах жидкости распыливание происходит
с непосредственным образованием капель. Пленка жидкости в этом
Рис. 6.7. Центробеж-
ный увлажнитель:
1—диски; 2—диск-распы-
литель; 3—электродвига-
тель; 4—ловушка; 5—бак
Рис. 6.8. Центробежный увлажнитель:
1—электродвигатель; 2—диск; 3—кожух; 4—диф-
фузор; 5—трубка; 6—фланец; 7—корпус; 8—сетка
случае стекает к краям диска в виде висящего цилиндра, который
увеличивается до тех пор, пока не достигнет критических размеров,
после чего под действием центробежной силы пленка, преодолевая
поверхностные силы, разрывается на капли. При увеличении про-
изводительности образуется сплошная пленка, которая также рас-
падается на капли.
Как и при распиливании механическими форсунками, распад
статически неустойчивой формы жидкости происходит вследствие
турбулентности потока и под действием на поверхность жидкости
силы ее трения о воздух. При распаде пленки или струек под дейст-
вием давления капли образуются из тонких нитей, как и при рас-
пыливании пневматическими форсунками. Неравномерность распы-
ливания в обшем случае объясняется главным образом тем, что
отдельные струйки распадаются на различном расстоянии от дис-
ка, т. е. при различной их толщине. При малых окружных скорос-
тях диска эта неравномерность оказывается резко выраженной.
Средний радиус капель распыленной воды можно определить
по формуле
r=k!^ q'v2,	(6. 13)
где /г=0,01 для воды; v— окружная скорость диска.
478
Интенсивность увлажнения воздуха центробежными увлажни-
телями значительно выше, чем электроувлажнителями. Так, напри-
мер, при мощности центробежного увлажнителя 0,5 кВт, расходе
воздуха около 200 м3/ч и температуре 20—50° С увлажнитель испа-
ряет 2 ...2,5 кг/ч воды, в то время как при таких же условиях элек-
троувлажнитель испаряет лишь 0,3—0,5 кг/ч. Центральный метод
увлажнения позволяет также легко регулировать влажность воз-
духа. Недостатками центробежного увлажнителя являются срав-
нительно большая масса и габариты установки, а также создавае-
мый им шум и относительно большое количество потребляемой
энергии; представляет известные трудности поддержания заданной
влажности воздуха при изменении его расхода.
Преимуществами центробежных увлажнителей являются про-
стота конструкции, надежность в работе и несложность обслужи-
вания.
6.2.5.	Электрические увлажнители
Принцип действия электрических увлажнителей заключается
в том, что вода поступает в пористый материал (фитиль) и испаря-
ется за счет тепла, подводимого к фитилю при его обогреве элект-
рическим током. Электроувлажнитель (рис. 6.9) состоит из камеры
1, изготовляемой из алюминиевого сплава, корпуса 2, в котором
монтируется электри-
ческая спираль 5, слу-
жащая нагреватель-
ным элементом, кера-
мической плитки 6, ас-
бестового фитиля 7,
трубки 3 для подвода
воды в увлажнитель,
а также проводников
для соединения с источ-
ником электрической
энергии. Корпус 2 сое-
динен с воздухопрово-
дом 8, имеющим в дан-
Рис. 6.9. Электрический увлажнитель:
1—камера; 2—корпус; 3—трубка; 4—электропровод пита-
ния; 5—спираль электронагревательная; 6—плитка кера-
мическая; 7—фитиль; 3—воздухопровод
ном месте плоское се-
чение. Вода подводится по трубке 3 к фитилю 7, который подогре-
вается электроспиралью через промежуточную металлическую стен-
ку. Процесс взаимодействия воздуха с поверхностью увлажненного
фитиля определяется законами тепло- и массообмена между возду-
хом и свободной поверхностью жидкости.
Пусть в адиабатной кабине находится влажный воздух с
параметрами q и d\ и на каждые I кг массы сухой части воздуха в
кабину поступает 1 кг пара с теплосодержанием гд.
Баланс тепла при начальном и конечном теплосодержании воз-
духа ii и i2

(6- 14)
479
Баланс влаги
подробнее указанный про-
dj d-2 dtj ti c
Рис. 6.10. Диаграмма
процесса увлажнения
воздуха паром
Теплосодержание
d1/+1000=d2Z,	(6.15)
где d\ — начальное влагосодержание влажного воздуха, г/кг; ds—
конечное влагосодержание влажного воздуха, г/кг.
Исключая из этих уравнений I, получим
zn= looo .	(6.16)
d2 —<6
На диаграмме i—d этот процесс увлажнения изображается пря-
мой, проходящей через точку, характеризующую начальное состоя-
ние увлажняемого воздуха. Угол наклона этой прямой к прямой
i=const характеризуется угловым коэффициентом, численно рав-
ным in-
Рассмотрим
цесс увлажнения воздуха подмешиванием
водяного пара.
Пусть воздух с параметрами t, ср и р, на-
ходящийся в камере объемом V, увлажняет-
ся сухим насыщенным паром, масса которо-
го равна G и давление р. Определим конеч-
ные параметры увлажненного воздуха.
Масса сухого воздуха GCyx=QK где q —
плотность сухого воздуха.
Масса сухого воздуха, приходящаяся на
1 кг вводимого пара,
l=GcyjG.
юдимого' пара гп при давлении р находим
по таблицам насыщенного водяного пара.
Направление прямой процесса увлажнения на диаграмме i—d
определяется при помощи уравнения (6.16). На I—d диаграмме
(рис. 6.10) находим точку А с начальными параметрами dj и ij.
Затем задаемся произвольным приращением влагосодержания Ad,
т. е. d2'=dt+&d. Тогда Az=Adin/1000. От точки А откладываем
принятое приращение влагосодержания Ad и находим точку С пе-
ресечения прямых it — const и dz= const. От точки С вверх откла-
дываем вычисленое приращение теплосодержания Аг и получен-
ную точку D соединяем с точкой А. Таким образом, получаем пря-
мую AD процесса увлажнения. Угол наклона прямой процесса
немного больше, чем изотермы. Следовательно, при увлажнении
паром температура воздуха повышается мало, а теплосодержание
увлажняемого воздуха значительно возрастает.
Конечные параметры воздуха определятся следующим обра-
зом. Влагосодержание d2 получаем из соотношения
^2 — ^14
1000
I
На прямой AD находим точку Е, которая соответствует влаго-
содержанию d2. Остальные конечные параметры увлажненного
480
воздуха i2, t2 и tp2 берем из диаграммы. Чтобы выяснить, как пойдет
процесс увлажнения в области ф>100%, увеличим количество вво-
димого пара Ad кг. Так как теплосодержание вводимого пара не-
изменно, то процесс увлажнения идет по той же прямой AD. На
прямой AD находим точку Д’ с влагосодержанием dt, расположен-
ную ниже кривой насыщения ф=100%. Следовательно, влага бу-
дет конденсироваться, а теплосодержание влажного воздуха умень-
шаться на величину теплосодержания, уносимого сконденсировав-
шейся водой. Если пренебречь этим сравнительно небольшим
уменьшением теплосодержания, то действительное конечное состо-
яние увлажняемого воздуха будет характеризоваться точкой М, по-
лученной пересечением прямой t4=const, проходящей через точку
1\, и кривой ср= lOO'/o • Таким образом, процесс увлажнения паром
вначале происходит по прямой AD до точки насыщения N, а затем
по кривой ф= 100% до точки 7W.
Для увлажнения воздуха непосредственным подмешиванием
пара в увлажнительную камеру вводят трубку с отверстиями. Пар,
подводимый по этой трубке, поступает через отверстия в поток воз-
духа. быстро перемешивается с ним и образует однородную смесь.
Увлажнение воздуха подмешиванием пара значительно проще
и экономичнее других методов. Однако в системах кондициониро-
вания увлажнение воздуха паром применяется редко. Объясняется
это тем, что пар, получаемый в кипятильниках из недистиллиро-
ванной воды, имеет специфический неприятный запах. Недостатком
увлажнения воздуха ларом является также сложность регулирова-
ния количества подмешиваемого пара.
6.2.6.	Тепловой увлажнитель
Сухой горячий воздух поступает в эжектор 1 (рис. 6.11) через
входной патрубок 2, а через сопло 3— вода. В эжекторе вода с го-
рячим воздухом перемешивается, распыляется на мелкие капли и
частично испаряется, в результате чего происходит увлажнение
воздуха. Для установления режима работы эжектора предусмотре-
на его регулировка перемещением сопла 3 вдоль оси эжектора.
Испаряющиеся капли воды выносятся воздухом в выходной патру-
бок 4 и в соединительную трубу 5, где происходит доувлажнение
воздуха. Далее влажный воздух поступает во входной патрубок 6
и в циклон 7, где отделяются капли воды из воздуха. Капли воды
стекают в основание 8. Одновременно с этим в основание 8 через
канал подачи 15 поступает вода. Из основания 8 через штуцер 13
и соединительную трубу 12 вода попадает в сопло 3 эжектора 1.
Подача воды в основание 8 регулируется диафрагмой 14, поднима-
ющейся под действием поплавка 10 и перекрывающей этот канал
по мере наполнения основания 8 водой. Влажный воздух из цик-
лона 7 через выходной патрубок 9 поступает в кабину летательно-
го аппарата. Вода из основания 8 сливается через штуцер 11.
Основные технические данные следующие: расход воздуха
80+10 кг/ч, температура воздуха на входе 180_зоиС, абсолютное
16	505
481
давление воздуха на входе 0,09±0,005 МПа, температура воздуха
на выходе не более 45° С, расход воды при напоре 7,85... 14,7 кПа
МИ Входсиюы
Воздуха
Рис. 6.11. Тепловой увлаж-
нитель с эжектором:
1—эжектор; 2—патрубок вход-
ной; 3—сопло; 4—патрубок вы-
ходной; 5—труба; 6—патрубок
циклона входной; 7—циклон; 8—
основание; 9—патрубок циклона
выходной; 10—поплавок; 11—шту-
цер; 12—труба; 13—штуцер вы-
ходной; 14—диафрагма; 15—ка-
нал подачи воды
не более 5,1 кг/ч.
Во втором типе теплового увлажните-
ля (рис. 6 12) горячий воздух через пат-
рубок входа 1 идет в пароперегреватель
2 и одновременно в верхний трехходовой
подогревательный элемент генератора
пара 3, где отдает свое тепло через стен-
ки трубок испаряющейся жидкости, нахо-
дящейся между трубками, а затем посту-
пает через патрубок выхода 4 в трубо-
проводы кабины летательного аппарата.
Вода, получая тепло, испаряется. Пар,
предварительно пройдя через сетку 5 для
размельчения капелек жидкости, находя-
щихся в нем, поступает в пароперегрева-
тель 2, где, получая дополнительное теп-
ло, осушается, затем через штуцер выхода
перегретого пара 6 поступает в смеситель
(на рис. не показан). Для восполнения
необходимого количества испаряющейся
воды установлен регулятор уровня 7,
обеспечивающий постоянный уровень
жидкости в подогревательной секции.
Основные параметры теплового увлажни-
теля даны в табл. 6.1.
Рис. 6.12. Тепловой увлажнитель:
1—патрубок входа горячего воздуха; 2—пароперегреватель; 3—подогрева-
тельный элемент; 4—патрубок выхода горячего воздуха; 5—сетка; 6—шту-
цер выхода перегретого пара-. 7—регулятор уровня
482
6. 1. Основные параметры теплового увлажнителя
Параметры	Трубная полость	Межтрубная полость
Рабочая среда	Воздух	Вода
Рабочее давление, МПа	0,392	0,0245
Разрушающее давление, МПа	1,3	—
Температура рабочей среды на входе, °C	1300	5... 20
Фронтовая поверхность, дм2	0'553	—
Охлаждающая поверхность, м2	1,25	1,4.4
Число ходов	3	1
6.2.7. Оросительный увлажнитель
Оросительный увлажнитель представлен на рис. 6.13. От источ-
ника подачи воздуха через редуктор 20 и штуцера 10 и 11 во вспо-
могательные полости 8
и 9 все время поступа-
ет воздух определенно-
го давления, который
вытесняет воду к по-
поверхности трубчатых
испарительных элемен-
тов 18. Две полусфери-
ческие крышки 4 и 5,
разделенные гибкими
диафрагмами 6 и 7, об-
разуют вспомогатель-
ные полости 8 и 9 и ра-
бочие 13 и 14. В случае
повышения давления в
полостях 8 и 9 вступает
в работу клапан 17 и
поддерживает требуе-
мое давление. Вода из
Рис. 6.13. Оросительный увлажнитель:
7—регулятор; 2—диффузор; 3— вентилятор; 4, 5—крышки;
6, 7—диафрагмы; 8. 9—полости вспомогательные; 10, II—
штуцера; 12—трубопровод; 13, 14—полости рабочие; 15,
/6—краны; /7—клапан; 18—элемент испарительный; 75-
пространство межтрубное; 20—редуктор
пор испарительных
элементов 18 под дейст-
вием психрометриче-
ской разности темпера-
тур испаряется. Ско-
рость испарения воды автоматически увеличивается или уменьша-
ется по мере того, как уменьшается или увеличивается влажность
входящего воздуха, т. е. без применения автоматических устройств
происходит надежное увлажнение воздуха в кабине. В редуктор 20
и трубопровод 12 воздух поступает от системы кондиционирования
16*
483
летательного аппарата. По мере расходования воды полости 8 и 9
увеличиваются в объеме, а рабочие полости 13 и 14 пропорциональ-
но уменьшаются. При открытии кранов 15 и 16 вода из внутрен-
него рабочего объема увлажнителя сливается. Воздух из кабины
летательного аппарата засасывается вентилятором 3 и через диф-
фузор 2 подается в межтрубное пространство 19, которое образо-
вано трубчатыми металлокерамическими испарительными элемен-
тами 18. Через поры элементов 18 в воздушный поток постоянно
испаряется вода. Из трубной полости увлажненный воздух поступа-
ет в кабину.
Рассмотрим увлажнение воздуха испарением воды с открытой
поверхности. Вода с открытой поверхности испаряется в тех слу-
чаях, когда парциальное давление пара в пограничном слое над
этой поверхностью выше парциального давления пара в увлажня-
емом воздухе. Если температура воды выше температуры воздуха,
то увлажнение сопровождается возрастанием температуры и тепло-
содержания воздуха. Если температура воды выше температуры
адиабатного испарения (предела охлаждения), но ниже темпера-
туры воздуха, то в процессе увлажнения температура воздуха бу-
дет понижаться, а теплосодержание увеличиваться. Наконец, если
температура воды выше точки росы, но ниже предела охлаждения,
увлажнение сопровождается понижением и температуры, и тепло-
содержания воздуха. Очевидно, что если температура воды равна
температуре предела охлаждения, то увлажнение будет характери-
зоваться понижением температуры воздуха при практически неиз-
менной величине теплосодержания.
Количество воды, испаряющейся с открытой поверхности в еди-
ницу времени, пропорционально разности парциальных давлений
пара в пограничном слое и в объеме влажного воздуха, площади
поверхности испарения и скорости воздуха над ней.
Увлажнение воздуха разбрызгиванием воды в потоке воздуха
является частным случаем увлажнения путем испарения с откры-
той поверхности и применяется для увеличения поверхности ис-
парения.
Предположим, что в адиабатной кабине находится влажный
воздух с параметрами ib d\, фь Пусть вся впрыскиваемая в эту ка-
меру вода испарилась. Рассуждая так же, как и выше, при рассмот-
рении процесса увлажнения воздуха паром, получаем
или
h — ij _ гвд
d2 — di ~ 1000 ’
— Й ^вд
d2 — rfi —1000 ’
(6. 17)
(6. 18)
где 1Вд=сВд-/Вд — теплосодержание 1 кг впрыснутой воды, отне-
сенное к 1 кг воздуха. Следовательно, этот процесс увлажнения
характеризуется на диаграмме прямой (лучом увлажнения) с угло-
вым коэффициентом /Вд/1000.
484
Построение диаграммы (рис. 6.14) аналогично предыдущему
(см. рис. 6.10). Находим на диаграмме точку А с параметрами й,
c?i. Задаемся произвольной разностью влагосодержанпй Ad. На
прямой й = const откладываем от точки /1 разность Ad и получаем
таким образом точку С. Из уравнения (6.18) определяем величину
At и откладываем ее вверх от точки С до точки D. Соединяем точ-
ки А и D прямой, которая и представляет собой луч увлажнения.
На пересечении этого луча с кривой заданной относительной влаж-
ности воздуха (например, ф=90%) получим точку Е, определяю-
Рис. 6.14. Диаграмма процес-
са увлажнения воздуха раз-
брызгиванием воды
Рис. 6.15. Зависи-
мость отношения по-
верхности испарения
капель к первоначаль-
ной (/) от среднего
диаметра (d) обра-
зующихся капель при
распылении
щую окончательные параметры увлажненного воздуха i2, t/г- По
величине d2 определяем исходную массу сухого воздуха, приходя-
щегося на 1 кт впрыснутой воды:
1000
d2 — di
Так как теплосодержание воздуха в результате испарения воды
повышается незначительно, то направление луча увлажнения весь-
ма близко к направлению i= const. Поэтому в дальнейшем для
упрощения практических расчетов будем считать, что увлажнение
идет по прямой i=const; такой процесс называется процессом ади-
абатного насыщения.
Зависимость изменения суммарной поверхности испарения от
степени диспергирования воды при распыливании, т. е. от среднего
диаметра образующихся капель, приведена на рис. 6.15. Как вид-
но, возрастание поверхности иопарения может быть очень большим.
Очевидно, и интенсивность процесса испарения также резко воз-
растает с увеличением степени дисперсности воды.
Так как качеством распыливания воды определяется интенсив-
ность тепло- и массообмена между жидкостью и воздухом, ток рас
пылителям предъявляются следующие жесткие требования:
высокая степень дисперсности распыливания;
485
соблюдение определенной формы факела распыливания;
надежность работы;
малые затраты энергии;
простота конструкции и обслуживания.
Увлажнение воздуха путем испарения распыленной воды в его
потоке применяется в системах кондиционирования на летательных
аппаратах и в наземных установках.
Распыливание жидкой струи, вытекающей из сосуда через от-
верстие в пространство, заполненное газом, является результатом
сложного взаимодействия потока жидкости с окружающей газовой
средой При таком распыливании распадается не только собственно
струя, но и отдельные первичные капли жидкости.
Пространство, в котором распиливается жидкость, называемое
пространством распыливания, обычно состоит из трех зон: сохра-
нения, обмена и распада. В зоне сохранения вытекающая в газо-
вую среду струя представляет собой еще связанную массу жидко-
сти. В непосредственно прилегающей к ней зоне обмена начинается
массообмен струи и газа, а затем происходит собственно распыли-
ванис, представляющее собой переход поверхности жидкости из
статически неустойчивого состояния в устойчивое
Статически неустойчивая форма поверхности жидкости обычно
представляет собой пленку или нить. Статически устойчивая форма
является таким состоянием поверхности, когда ее свободная энер-
гия минимальна, т. е. когда капли приобретают форму шара опре-
деленного диаметра. При небольших скоростях истечения свобод-
ная струя на некотором расстоянии от форсунки начинает распа-
даться на капли, так как поверхностное натяжение делает цилинд-
рическую струю статически неустойчивой. Незначительные началь-
ные возмущения такой струи приводят к образованию волн с само-
произвольно увеличивающейся амплитудой (рис. 6.16), причем
процесс ускоряется вследствие дополнительных возмущений, соз-
даваемых относительным движением жидкости и газа.
По мере увеличения давления и соответственно скорости исте-
чения из форсунки турбулизация струп увеличивается и длитель-
ность существования статически неустойчивой струи уменьшается,
так как возникает радиальная составляющая скорости. Зависи-
мость длины струи от степени турбулентности (числа Re) при раз-
ных давлениях на выходе из сопла (pi>p2>pn) приведена на рис.
6.17. Длина сплошной части струи вначале растет, достигая макси-
мума, а затем с увеличением скорости истечения начинает умень-
шаться при Re ~ 4000, т. е. когда течение становится турбулентным.
Распад струи жидкости на капли, как и распад одиночных ка-
пель в факеле струи, происходит в результате взаимодействия сил
инерции, поверхностных сил, сил вязкости и аэродинамических.
При большой турбулентности струи преобладают поверхностные
силы и силы инерции. Турбулизация струп увеличивается, если при
выходе ей придается вращательное движение; на этом принципе
сконструировано большинство механических форсунок.
486
Тепло- и массообмен при испарении капель. Процесс испарения
капель существенно отличается от испарения жидкости с плоской
поверхности. Примем следующие упрощающие допущения для ана-
лиза этого испарения: капли шарообразны и неподвижны по отно-
шению к воздушной среде, характеризующейся равномерными рас-
пределениями температуры и давления; у поверхности капли пар
насыщен; парциальное давление пара ничтожно мало по сравнению
Рис. 6.16. Волновой характер
струп, вытекающей из фор-
сунки:
6—толщина струи: /—расстояние от
среза сопла
Рис. 6.17. Зависимость
длины струи (I) от сте-
пени ее турбулентности
с давлением воздуха; процесс испарения идет диффузией пара в
окружающую среду. Уравнение диффузии (в сферических коорди-
натах)
dvaldx=a'd2 (ыг)/дг2,
(6. 19)
где го — 'концентрация пара на расстоянии г от центра капли; а' —
коэффициент диффузии, отнесенный к разности концентраций; т —
время.
Для стационарного процесса испарения (да/дт=0)
д2(о>г)/дг2=0.
Интегрируя это выражение, получаем
<й = А/Г -ф В,
(6.20)
где А и В — константы интегрирования. Полагая г=оо, получим
5=сооо- При г=г0 (го — радиус капли) Д = Го(сд,—<о«>), где cos —
концентрация насыщенного пара.
Дифференцируя (6.20), получаем
дл[дг=—Air2,
(6.21)
т. е. градиент концентрации паров обратно пропорционален квад-
рату расстояния от центра капли.
487
Определим массу пара, продиффундировавшего за единицу вре-
мени через поверхность капли, т. е- массу жидкости, испраряюшей-
ся с поверхности капли за единицу времени
q' = — 4лг\а'дмдг,	(6.22)
q'—4nr0a'(<»s — «>„).	(6.23)
Заменив в этом выражении разность концентраций через раз-
ность парциальных давлений по уравнению состояния, получим
q'=4nrqa'(ps — p^y-KRT),	(6. 24)
где ц— молекулярная масса.
В частном случае, когда	q'=4nroa'as, или
q'=4Hroa'psy,/ (RT).
Таким образом, количество испаряющейся жидкости пропорци
онально не поверхности s, а радиусу г0 капли.
Капли в факеле струи нагреваются за весьма короткое время,
меньшее, чем период их торможения; поверхностный слой капли
почти мгновенно нагревается до температуры окружающей среды.
Процесс испарения протекает гораздо медленнее, и перенос пара
путем молекулярной диффузии является изохорно-изотермическим
процессом. Пусть на поверхности шара радиусом г0 температура
t=t0, а в бесконечности t=0. Температурное поле в неподвижной
среде относительно шара характеризуется законом
t=Ajr,	(6.25)
где Ап — постоянная.
Условие кондуктивного теплообмена на поверхности шара
a(/0)=-k(<W)r=ro,	(6.26)
где а — коэффициент теплоотдачи; А—-коэффициент теплопровод-
ности.
Учитывая выражение (6.25),
а=Х/г0.	(6.27)
Тогда предельное значение критерия Нуссельта
Nu = atZ0/X=2,	(6.28)
где d0=2r0.
По аналогии предельное значение диффузионного критерия
Nu'=a'cT0/ap=2,	(6.29)
где а' — коэффициент массообмена, отнесенный к разности парци-
альных давлений, кг/(ч-Н); ар'— коэффициент массопроводности
(диффузии), отнесенный к разности парциальных давлений,
кг-м/(ч -Н).
Масса испарившейся в единицу времени жидкости dGldx=
=a's(ps—p0).
488
Принимая ро=0,
dG'dx—a'F ps.	(6.30)
Если принять в первом приближении Nu=2 и подставить в послед-
нее уравнение значения G~Vq', a'~2ap'/d0, х=4лг02, V=nr034/3,
то после интегрирования
dl=do—kx,	(6.31)
где do и dt—соответственно диаметр капли в начальный момент
времени (т=0) и через промежуток времени т; k — величина, про-
порциональная скорости уменьшения поверхности капли и харак-
теризующая скорость испарения капли; /s=8aJ/ps/Q/, где р' — плот-
ность жидкости.
Время полного испарения капли определяется условием dt =0
Xo=dolk=daQ'l?>upps.	(6.32)
Время частичного испарения, характеризуемого величиной Q,
где Q— степень испарения в долях первоначального объема х—
=то[1-(1-£22/3)].
6.3.	РАСЧЕТ УВЛАЖНИТЕЛЕЙ
Расчет увлажнителей воздуха сводится к определению коли-
чества воды, необходимой для обеспечения заданной влажности
воздуха в кабине, и характеристик элементов конструкции увлаж-
нителя, которые организуют испарение воды и смешение пара с
воздухом.
Определим влагосодержание воздуха в кабине экипажа
rfK = rfa-|-£Zy-|-4Zn,	(6.33)
где da — влагосодержание атмосферного воздуха, подаваемого в
систему наддува кабины; dy — количество влаги, вносимое в систе-
му увлажнительными установками; dn — количество влаги, выделя-
емое экипажем и пассажирами. Пренебрегая разностью плотностей
сухого и увлажненного воздуха,
4= О.^ТаРа-н ,	(g 34)
В — Pa.rtf а
где Ра.н—давление насыщенных паров в атмосферном воздухе;
(ра — влажность атмосферного воздуха;
dy—GxlGn,
где G®— расход воды в кабине; GB— расход сухого воздуха,
d^ng;/GB,	(6.35)
где п— количество людей в кабине; gi— масса водяного пара, вы-
деляемого одним человеком.
Отсюда
0,622?^,,. +	кг/кг.	(6.36)
В Ра.н^а ^в
489
С другой стороны
d  0,622укрк н
Рк — Дк.нУк
(6.37)
где рк.н —давление насыщенных паров воздуха в кабине.
Приравнивая правые части уравнений (6.36) и (6.37), получим
зависимость, которая позволяет определить количество воды Gm,
необходимое для увлажнения воздуха в кабине до заданной влаж-
ности фк. Далее расчеты проводятся с использованием i—d диаграм-
мы. Необходимо иметь в виду, что если вода вводится в воздух не-
посредственно (например форсуночными, испарительными, центро-
Рис. 6.18. Диаграмма i—d, харак-
теризующая насыщение (ср) воз-
духа парами воды (прямая АС).
А — начальное состояние возду-
ха с начальной температурой во-
ды
Рис. 6.19. Диаграмма i—d, ха-
рактеризующая увлажнение сухо-
го воздуха влажным воздухом
(прямая АВ)
бежными увлажнителями) и температура ее при соприкосновении
выше точки росы, то процессы увлажнения могут сопровождаться
охлаждением или нагреванием воздуха в зависимости от темпера-
туры воды.
Граничный (переходный) тонкий слой между водой и воздухом
состоит из. молекул воды и воздуха. В результате их перемешива-
ния в этом тонком слое образуется насыщенный парами воды воз-
дух, состояние которого характеризуется в I—d диаграмме кривой
насыщения <р=1 (рис. 6.18). Поэтому тепло-влагообмен между
воздухом и водой можно рассматривать в i—d диаграмме как про-
цесс смешения воздуха данного состояния с насыщенным воздухом
при температуре поверхности воды. Сам процесс смешения изобра-
зится прямой А—С.
При увлажнении сухого воздуха влажным воздухом используют
процесс смешения, который на i—d диаграмме характеризуется
прямой АВ (рис 6.19).
490
Если смешать 1 кг воздуха состояния A (i, d) с п кг воздуха
состояния В (i2, d2), то состояние смеси будет характеризоваться
точкой С (I см, d см), лежащей на прямой АВ. Точка С делит пря-
мую АВ на части, обратно пропорциональные массе сухого воздуха
каждой из составных частей.
Таким образом, зная расход воды для увлажнения и параметры
увлажняемого воздуха, далее проводятся функциональные расчеты
элементов конструкции увлажнителей, исходя из принятой схемы.
Такими конструктивными элементами могут быть: эжекторы,
сепараторы, регуляторы уровня, вентиляторы, испарители, пароге-
нераторы, форсунки, теплообменники, компрессоры, электронагре-
ватели, средства автоматизации процесса увлажнения.
Глава 7
СМЕСИТЕЛИ И РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ СРЕДЫ
7.1.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ СМЕСИТЕЛЕЙ
К числу основных элементов систем кондиционирования возду-
ха следует отнести газовые смесители, предназначенные для сме-
шения холодного газа с горячим и подачи этой смеси заданной
температуры потребителю.
Газовые смесители по конструктивному исполнению можно раз-
делить на четыре группы.
1.	Заслоночные — в которых перекрывным устройством являет-
ся плоская заслонка с ответной неподвижной сопрягающейся по-
верхностью.
2.	Сферические — в которых перекрывным устройством являет-
ся сферическая поверхность с ответным неподвижным сопрягаю-
щимся седлом.
3.	Золотниковые — в которых перекрывным устройством являет-
ся золотник, сопрягающийся с ответной поверхностью неподвижно-
го цилиндра.
4.	Клапанные — в которых перекрывным устройством является
клапан, сопрягающийся с ответным неподвижным седлом.
Рассмотрим характерные представители перечисленных групп
смесителей.
7.2.	ЗАСЛОНОЧНЫЕ СМЕСИТЕЛИ
На рис. 7.1 представлен смеситель. Основным достоинством сме-
сителя с плоской шиберной заслонкой (рис. 7.1) является простота
конструкции и обеспечение подачи специально заданного или про-
порционального расхода воздуха.
Корпус смесителя состоит из секций 1 и 2. Секция 1 имеет вход-
ные каналы 3 и 4, а секция 2— выходной канал 5. Между секция-
ми 1 и 2 закреплена металлическая перфорированная пластина 6,
по которой перемещается заслонка 7, сделанная из графита (или
другого самосмазывающегося материала). Заслонка 7 с помощью
рамки 8 соединена с валом 9 привода 10. На заслонке 7 имеются
поперечные прорези, которые совпадают частично или полностью
492
с отверстиями в перфорированной пластине 6, и регулируют рас
ход воздуха. Требуемый расход определяется числом и площадью
прорезей в неподвижной пластине 6
и в подвижной заслонке 7.
Заслоночный смеситель (рис.
7. 2) тоже состоит из двух секций 1
и 2, соединенных между собой
шпильками 3. Смеситель содержит
заслонки 4 и 5, пластинчатую пру-
жину 6, рычаги 7, вал 8 привода,
входные патрубки 9 и 10, выходной
патрубок И, отверстия 12 и 13, ша-
ровую опору, установленную в глу-
хом отверстии 15.
Установкой в определенном по-
ложении заслонок можно регулиро-
вать температуру потока воздуха в
выходном патрубке 11. Шаровая
опора 14, предусмотренная на конце
рычага 7 и размещенная в глухом
отверстии 15 заслонки 4, способст-
вует самоустановке заслонки. Для
предварительного прижатия засло-
нок поставлены пластинчатые пру-
жины 6. Положения заслонок регу-
Рис. 7.1. Смеситель с плоской
шиберной заслонкой:
1, 2—секции; 3, 4—каналы входа га-
за; 5—канал выхода газа; 6—плас-
тина; 7—заслонка; 8—рамка; 9—вал;
10—привод
лируются валом привода 8, с кото-
рым заслонки связаны рычагами. Особенностью конструкции дан-
ного смесителя является введение самоустанавливающихся засло-
нок при помощи шаровых опор на конах рычагов, установленных
Рис. 7.2. Смеситель заслоночный:
1, 2—секции; 3—шпилька; 4, 5—заслонки; 6—пружина; 7—рычаг: 8—вал приво-
да; 9, 10—патрубки входа газа; //—патрубок выхода газа; 12, 13—отверстия:
14—опора шаровая: 15—отверстие глухое
в глухих отверстиях заслонок. Такая конструкция смесителя по-
зволяет ликвидировать перетечки рабочей среды из одного полно-
493
стью закрытого входного канала в другой полностью открытый
входной канал.
Заслоночные смесители обладают относительно высокой эффек-
тивностью, хорошими гидравлическими характеристиками и деше-
вые в изготовлении. Однако эти смесители имеют сравнительно
большие габариты и .массу. Следовательно, при разработке анало-
гичных смесителей основное внимание должно быть обращено на
устранение этих недостатков.
7.3.	СФЕРИЧЕСКИЕ СМЕСИТЕЛИ
Конструкция смесителя (рис. 7.3) выполнена с самоуплотнением
сферической поверхности относительно трубопроводов ввода возду-
ха. Смеситель состоит из сферического корпуса 1 с патрубками 2
и 3 ввода горячего и холодного воздуха и 4 отвода смешанного
газового потока. В корпусе 1 установлен сферический перекрыва-
Рис. 7.3. Смеситель со сферической заслонкой:
/—корпус; 2, 3—патрубки входа газа; 4—патрубок выхода газа; 5—перекрыватель
(заслонка) сферический; 6, 7—отверстия входа горячего и холодного газа; 8—от-
верстие выхода смешанного газа: 9—цилиндр опорный; 10— цилиндр направляю-
щий; 11—элемент кольцевой; 12—цружина; 13—ребра; 14—фзл
тель 5, имеющий отверстия 6 и 7 для входа соответственно горяче-
го и холодного воздуха и 8— для выхода смешанного воздушного
потока. Выводной патрубок 4 выступает во внутреннюю полость
корпуса 1, что обеспечивает предельный упор для сферического
перекрывателя 5. Каждый из вводных патрубков 2 и 3 имеет уплот-
нительный цилиндр 9 со сферическим опорным концом, направля-
ющий цилиндр 10, выполненный за одно целое с корпусом 1, коль-
цевой элемент 11, имеющий U-образную форму в поперечном сече-
нии, и пружину сжатия 12.
В уплотнительных цилиндрах 9 имеются конические ребра 13,
которые расположены так, чтобы ребра с наименьшими отверстия-
ми находились ближе к сферическому перекрывателю 5. Назначе-
ние ребер 13 заключается в перемещении уплотнительных цилинд-
494
ров 9 к сферическому перекрывателю 5 в зависимости от давления
газа, что позволяет предотвратить перетекание газа между пере
крывателем 5 и патрубками 2 и 3 ввода горячего и холодного воз-
духа.
Назначение пружин 12 заключается в том, чтобы придать боль-
шую эластичность этой конструкции, компенсировать небольшие
отклонения, которые могут возникнуть на наружной поверхности
перекрывателя 5 и ослабить биение между уплотнительным ци-
линдром 9 и перекрывателем 5.
Рис. 7.4. Смеситель сферический:
1—корпус; 2, 3 и 4—фланцы; 5, 6 и 7—камеры.- 8, 9—перекрыватели сфери-
ческие; 10—кулачок; 11—вал; 12—привод; 13, 14—пружины
Достоинства рассматриваемого смесителя перед другими за-
ключаются в том, что его можно использовать для широкого диа-
пазона давлений газа; обеспечивается надежное уплотнение, прак-
тически отсутствуют перетоки; вращением вала 14 с перекрывате-
лем 5 вокруг своей оси можно перекрыть одновременно оба
вводные патрубка в случае аварийной ситуации.
Одна из конструкций класса сферических смесителей (рис. 7.4)
имеет корпус 1, фланцы 2 и 3 для соединения с ними трубопрово-
дов, подводящих холодный и горячий газ, и фланец 4 для трубо-
провода, отводящего смешанный газовый поток. Внутренняя по-
лость корпуса разделена на камеры 5, 6, и 7. В камерах 5 и 6
установлены сферические перекрыватели 8 и 9, управляемые про-
филированным кулачком 10, закрепленным на валу 11 привода 12.
Перекрыватели 8 и 9 к ответным посадочным поверхностям прижи-
маются пружинами 13 и 14 соответственно.
В зависимости от температуры смешанного потока на выходе из
фланца 4 профилированный кулачок 10 воздействует на перекрыва-
тели 8 и 9, которые увеличивают или уменьшают проходные сече-
ния ввода холодного и горячего газа.
Сферические смесители по своей компактности, габаритам и
массе являются перспективными, но технологические трудности
изготовления сферических деталей с высокой чистотой поверхности
495
и соблюдением требуемой точной геометрической формы ограничи-
вают в данное время использование смесителей этого типа в широ-
ких масштабах.
7.4.	ЗОЛОТНИКОВЫЕ СМЕСИТЕЛИ
Золотниковые смесители сравнительно мало применяются в сис-
темах кондиционирования. Смеситель (рис. 7.5) состоит из корпу-
са 1, крышки 2, золотника 3, рычага 4, предназначенного для уста-
новки золотника 3 в требуемое положение. В корпусе 1 имеются
четыре патрубка 5, 6, 7 и 8. Патрубки 5 и 6 служат для соединения
с ними трубопроводов, подводящих холодный и горячий газы, а
патрубки 7 и 8— для вывода смешанного потока. В золотнике 5
Рис. 7.5. Смеситель золотниковый:
1—корпус: 2—крышка; 3—золотник; 4—рычаг; 5, б, 7 и 8—патрубки; 9, 10—вырезы;
//—стенка разделительная
сделаны фигурные вырезы 9 и 10, которые образуют разделитель-
ную стенку 11 и значительно уменьшают гидравлическое сопротив-
ление. Фигурными вырезами 9 и 10 регулируют соответственно
величины проходных сечении патрубков 5 и 6.
.Многоходовой смеситель (рис. 7.6) имеет золотник, который
выполнен в виде двух вставленных одна в другую поворотных ко-
нических пробок. В корпусе 1 крана вставлены впритирку к нему
и одна к другой две поворотные пробки, из которых внутренняя
2 — цельная с поперечным каналом 3 в ней, а наружная 4 — в виде
золотника с двумя окнами 5 и 6 в нем. Обе пробки при посредстве
шайбы 7 и нарезного хвостовика 8 у внутренней пробки подтягива-
ются гайками 9. На верхнем торце пробки 4 снаружи корпуса
укреплен выступ в виде кривошипа со вставленной на его конце
вращающейся рукояткой 11. Выступ 12, в котором сделан продоль-
ный прорез, составляет одно целое с этой рукояткой. Верхняя часть
внутренней пробки 2 снабжена также радиальным выступом 13,
имеющим на конце штифт 14, входящий в прорез выступа 12.
В корпусе крана, в плоскости канала и окон в пробках сделаны
три радиальных канала 15, 16 и 17, ведущие к трубопроводам.
496
Газы, притекающие через открытые отверстия каналов 15 и 16,
смешиваются в заданной пропорции и через окна и канал 5—3—3
в пробках проходят в канал 17 в корпусе, ведущий к потребителю.
Поворачивая обе пробки 2 и 4 выступом 10 при помощи рукоятки
11 в ту или другую сторону, не изменяя взаимного положения,
Рис. 7.6. Смеситель золотниковый многоходовой:
1—корпус; 2—пробка внутренняя^ 3—канал в пробке; 4—пробка наружная, 5, 6—каналы в
пробке 4; 7—шайба, 8—хвостовик; $—гайка; 10, 12 и 13—выступы; 11—рукоятка; 14—
штифт; 15, 16 и 17—каналы
можно уменьшать площадь отверстия для притока одного газа,
увеличивая отверстие для другого, и таким образом изменять их
пропорцию в смешанном потоке смеси или совсем прекратить при-
ток одного из газов. Вращением же самой рукоятки 11 при неиз-
менном положении выступа 10 можно с помощью выступов 12 и 13
поворачивать одну пробку 2 и, изменяя положение ее канала 3 от-
носительно окна 6, регулировать количество выпускаемого в канал
17 смешанного потока.
7.5.	КЛАПАННЫЕ СМЕСИТЕЛИ
Клапанный смеситель (рис. 7.7) имеет корпус 1 с патрубками 2
и 3, в которые подводится горячий и холодный потоки газа, и пат-
рубок 4 для отвода смешанного газа, шатун 5 с клапанами 6 и 7,
установленный на валу 8 привода 5, закрепленного на крышке 10.
Шатун 5 в месте соединения с клапанами 6 и 7 имеет шаровые
опоры 11 и 12. Клапаны 6' и 7 имеют буртики 13 и 14 с глухими
отверстиями 15 и 16, равновеликими по диаметру шаровым опорам
11 и 12, а по глубине равными 0,65—0,8 диаметра опоры. Буртики
13 и 14 развальцованы на шаровых опорах 11 и 12 со стороны ша-
туна 5. Клапаны 6 и 7 самоустанавливаются на перекрываемых
поверхностях патрубков 2 и 3 благодаря шаровым опорам И и 12
и буртикам 13 и 14 и тем самым плотно закрывают каналы и не
допускают перетекания газа.
Клапанный смеситель с терморегулирующим элементом (рис.
7.8) имеет корпус 1 с патрубками 2 и 3 ввода соответственно горя-
чего и холодного газа и 4 вывода смешанного потока. К корпусу 1,
в его верхней части, винтами 5, 6 и 7 прикреплен биметаллический
термочувствительный элемент 8. Свободный конец элемента 8 име-
ет отогнутые концы 9 и 10, предназначенные для перекрытия про-
497
ходного сечения патрубка 3 входа холодного газа. На некотором
расстоянии от свободного конца элемента 8 установлен дисковый
клапан 11 для регулирования расхода через входной патрубок 2
горячего газа.
Рис .7.7. Смеситель клапанный:
1—корпус; 2, 3—патрубки входа горячего и холодного газа; 4—патрубок вы
хода смешанного газа: 5—шатун; 6, 7—клапаны; 8— вал; 9—привод; 10—
крышка; 11, 12—опоры; 13, 14—буртики; 15, 16—отверстия глухие в бурти-
ках 13 и 14
Свооодный конец элемента 8 перемещается в зависимости от
расширения или сжатия изогнутого участка и особенно верхнего
участка, который расположен рядом с выходом смешанного потока
газа через патрубок 4. Перемещение свободного конца элемента 8
эффективно регулирует расход горячего и холодного газа через
Рис. 7.8 Смеситель клапанный с термо
регулирующим элементом:
1—корпус; 2, 3—патрубки входа горячего и хо-
лодного газа: 4—патрубок выхода смешанного
газа; 5, 6, и 7—винты; 8—элемент термочувст-
вительный; 9, 10—концы элемента 8 отогну-
тые; 11—клапан дисковый
патрубки 2 п 3, поддерживая
постоянную заданную темпе-
ратуру выходного смешанного
потока из патрубка 4.
Смесители, предназначен-
ные для жидкости, по конст-
руктивным признакам и по ме-
тоду: расчета мало чем отлича-
ются от вышерассмотренных.
Как для газовых, так и
жидкостных смесителей вряд
ли возможно дать однознач-
ное предпочтение какому-ли-
бо одному типу смесителя.
Для конкретного случая один
тип смесителя, например, зо-
лотниковый, может оказаться
предпочтительнее, тогда как в
Другом случае, для удовлетворения других технических требова-
ний он будет малопригодным.
Дальнейшее развитие смесителей идет по пути применения но-
вых материалов, совершенствования технологии изготовления их и
разработки вариантов конструктивных схем, основанных на изло-
женных выше способах смешения.
498
7.6.	РАСЧЕТ СМЕСИТЕЛЕЙ
При конструировании смесителей очень важно найти оптималь-
ную форму и размеры регулируемых проходных сечений для горя-
чего и холодного газа. Эти сечения, входные и выходные каналы
должны обеспечить минимальные гидривлические сопротивления и
изменение температуры смешанного потока по заданному закону.
В рассмотренных выше конструкциях смесителей клапаны регули-
руют подачу двух сред, т. е. горячего и холодного газа, одновре-
менно. Оба клапана соединены
между собой жестко; при полно-
стью открытом положении одного
клапана второй находится в за-
крытом состоянии. Смешиваемые
газы поступают через седла кла-
панов в расположенную между
ними камеру, откуда смешанный
поток через выходной патрубок
направляется к потребителю. Вза-
имное влияние входящих через
седла потоков гоячего и холодно-
го газа незначительно. Расход
газа через смеситель равен сумме
расходов, протекающих через
каждое седло клапана
G=G1 + G2.	(7.1)
Если проходные площади пол-
Рис. 7.9. Зависи-
мость расхода G
смесителя от пере-
мещения х клапа-
нов с равновели-
кими отверстиями
f седел:
7—для клапана	2—
для клапана 2
Рис. 7 10. За-
висимость рас-
хода G смеси-
теля от переме-
щения х клапа-
нов с неравно-
великими от-
верстиями / се-
дел
ностью открытых седел равны
между собой и имеет место ли-
нейная зависимость расхода через клапан от всего хода, то общая
пропускная способность смесителя остается постоянной на всем про-
тяжении хода клапанов (рис. 7.9), в противном случае пропускная
способность смесителя изменяется с ходом клапанов (рис. 7.10).
При смешении газов, имеющих разную температуру, количество
тепла, потерянного горячим газом с понижением температуры его
до /см, равно количеству тепла, приобретенному холодным газом с
повышением температуры его до /см,
(7.2)
При смешении одинаковых газов их теплоемкости можно при-
нимать равными
G?  /1 — /см	gi
G1	/см   /2
Из (7.1) и (7.3) следует
G,=G	G2=O(1—.	(7.4)
/1-/2	\	/1-/2 /
499
При расчете смесителя задаются законом изменения температу-
ры 4-и в зависимости от перемещения х клапана. В большинстве
случаев применим линейный закон изменения температуры смеси
при перемещении клапана t=f(x). В этом случае температура сме-
шанного потока
4ч=k= -1 ~ >	(7.5)
х0
где х— полное перемещение клапана от полностью закрытого до
полностью открытого положений.
В этом случае зависимости (7.4) принимают вид
G}=Gx/x0, G2=G(l-x/x0).	(7.6)
Для определения площади открытого седла
у ____	f ___^2______
кХ 5,04р.* 1 ДР161 ’	*2	5,04ркТ Др2е2
Коэффициент расхода
Н*=^=-.--71.о,282 . 7m=/m/Fy,	(4 8)
V т)
где fm — площадь максимального проходного сечения клапана;
Fy — условная площадь сечения камеры смешения.
Значение цт соответствует коэффициенту расхода при fK=fm,
т. е. при наибольшем открытии седла, и принимается постоянным
для всего перемещения клапана.
Гидравлический расчет смесителя в общем можно производить
по следующей схеме.
Перемещение клапана х разбивается на п частей. Для каждого
положения клапана определяется значение 4м, расход через первое
седло О] и площади открытых сечений первого седла По дан-
ным Д1 определяются размеры седла. Вычисляются значения рас-
ходов через второе седло G2=G—Gi, площади открытых сечений
второго седла /*2 и по ним находят размеры седла. При определе-
нии и приближенно принимаем
ДА==А — Р и —Р-	(7-9)
7.7.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЕЙ
Распределители потока газа или жидкости широко применяют-
ся в системах кондиционирования воздуха летательных аппаратов
и относятся к основным элементам систем. Распределители пред-
назначены для разделения основного потока среды на несколько
потоков, используемых для независимых потребителей.
Распределители по конструктивному исполнению можно разде-
лить на такие же группы, на какие разделены смесители.
По схеме действия распределители можно разделить на три
группы:
500
1.	Шаговые, предназначенные для последовательного или изби-
рательного распределения потока по различным независимым пот-
ребителям.
2.	Реверсивные, обеспечивающие распределение потока с изме-
нением его направления.
3.	Регуляторы, обеспечивающие наряду с распределением по-
тока регулирование его расхода.
В мировой практике исчисляются сотнями различные конструк-
ции распределительных устройств. При конструировании распреде-
лителей особое внимание уделяется на недопущение или уменьше-
ние утечек и паразитных перетоков из одной полости в другую,
обеспечение минимальных: гидравлического сопротивления потока,
расхода энергии на привод всего устройства, массы и размеров рас-
пределителя. В поисках решений, удовлетворяющих этим требова-
ниям, появилось множество разных заслоночных, сферических, зо-
лотниковых и клапанных перекрывных и распределительных кон-
струкций.
Рассмотрим характерные распределительные устройства.
7.8.	РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ ШАГОВЫЕ
Заслоночный распределитель, который может применяться для
распределения газов или жидкостей (рис. 7.11), в корпусе 1 имеет
входное отверстие 2 и выходные отверстия 3 и 4 с вертикальными
Рис. 7.11. Распределитель шаговый заслоночного типа воз-
вратно-поступательного действия:
1—корпус; 2—отверстие входное; 3, 4—отверстия выходные; 5, 6—отвер-
стия; 7—пластина; 8—рычаг: 9—шпилька; 10—паз
каналами. Рабочим органом является пластина 7 (заслонка), ко-
торая под действием рычага 8 может перемещаться влево или
вправо. Пластина 7 имеет два паза, соединяющие в левом положе-
нии отверстия 3 и 5 и отверстия 2 и 4. В правом положении плас-
тины отверстие 4 соединяется с верхним отверстием 6, а отверстие
3 с отверстием 2. Движение рычага 8, сидящего на шпильке 9, огра-
ничено пазом 10.
501
Принцип действия описанного шагового распределителя рас-
пространяется и на конструкцию распределителя (рис. 7.12), где
пластина имеет продольные пазы, которые расположены по окруж-
ности, а сама пластина поворачивается вокруг своей оси. Здесь
входные и выходные отверстия сообщаются при вращении пласти-
ны с продольными пазами.
Шаговый распределитель с шарообразным устройством (рис.
7.13), обеспечивающим попеременное перекрытие выходных отвер-
стий, состоит из крышки 7, втулки 2, в которой при помощи махо-
вика 3 или любого другого приводного устройства вращается
шпиндель 4.
Рис. 7.12. Распределитель засло-
ночный вращательного действия
Рис. 7.13. Распределитель шаговый с
шарообразным перекрывным устройст-
вом:
1—крышка; 2—втулка; 3—маховик; 4—шпин-
дель; 5—сальник; 6—гайка; 7—пластина; 8—
шарик; 9—стакан; 10, 11 и 12—трубы
Уплотнение шпинделя обеспечивается сальником 5. Втулка 2
удерживается в крышке 1 накидной гайкой 6. В шпинделе крепится
один конец упругой пластины 7, связанной с шариком 8, являю-
щимся запорным органом. Распределитель имеет стакан 9, к кото-
рому приварены подлежащие перекрытию трубы 10, 11 и 12. Лю-
бая из этих труб может служить для входа среды, а остальные для
выхода ее из распределителя. При вращении маховика 3 вместе с
ним вращается шпиндель 4 с упругой пластинкой 7, несущей шарик
8, который попеременно может перекрывать отверстия труб 10, 11
и 12. Шарик 8 может быть установлен в нейтральное положение,
в этом случае все три отверстия будут открыты.
Золотниковый распределитель с электромагнитным управлени-
ем движения золотников (рис. 7.14) включает в себя корпус 1 с от-
верстиями 2, 3, 4, 5, 6 и цилиндры 7, 8, 9, 10, в которых находятся
управляющие поршни И и 12 и золотники 13 и 14, связанные што-
ками 15. Жидкость входит через отверстия 2, 3 и каналы 16, 17, 18,
действует на поршни 77 и 12, перемещая их вместе с золотниками
13 и 14. Затем жидкость проходит через отверстия в золотнике в
отверстие 4. При включении питания электромагнита 20 толкатель
21 прижмет шарик 22 к нижнему седлу 23 и жидкость из канала
502
16 не будет поступать в каналы 17 и 18, а жидкость, которая была
в цилиндрах 7 и 8, пройдет в канал 19. Поршни под давлением
жидкости поднимутся вверх, отверстия 2 и 4 перекроются, а от-
верстие 6 соединится с отверстием 4, отверстие 3 —с отверстием 5.
Проход от отверстия 6 к отверстию 5 перекроется. Электромагнит-
ное управление распределителем более экономично в сравнении с
другими методами управления.
На рис. 7. 15 приведен шаговый
распределитель с конусообразной
формой распределительного органа
и трапецеидальной формой отвер-
стий, вследствие чего гидравличе-
ское сопротивление у данного рас-
пределителя значительно уменьше-
но. Распределитель состоит из кор-
пуса 1, крышки 2, также имеющей
форму конуса, и расположенного
между ними распределительного
диска 3, плотно прилегающего к
внутренней поверхности корпуса,
имеющего радиально расположен-
ные выпускные отверстия 4 (рис.
7.15). Оси отверстий образуют угол
ф. В крышке имеется впускное от-
верстие 5. Корпус и крышка жестко
соединены между собой. Конусный
диск 3 имеет хвостовик 6, проходя-
щий через центральное отверстие в
верхней части корпуса и соединен-
ный с приводным механизмом. Диск
3 выполнен с радиально располо-
Рис. 7.14. Распределитель шаго-
вый золотниковый:
1—корпус; 2, 3, 4, 5 и 6—отверстия: 7,
8, 9 и 10—цилиндры; 11, 12—поршни; 13,
14—золотники; 15—шток; 16, 1/, 18 и
19—каналы; 20—электромагнит: 21—тол-
катель; 22—шарик; 23—седло
женными перепускными отверстиями 7 трапецеидальной формы,
соседние оси симметрии которых образуют угол ф/2.
Функционирование распределителя: распределительный диск 3
с включением приводного механизма проворачивается в одну или
другую сторону относительно корпуса. При этом перепускные от-
верстия диска совмещаются с выпускными отверстиями 4 корпуса,
благодаря чему источник питания сообщается с потребителями со-
1ласно одной из выбранных технологических схем. Распределитель
может работать в пространстве в любом положении. Такая конст-
рукция распределительного устройства позволила расширить об-
ласть применения известных устройств и обеспечить работу рас-
пределителя по технологической схеме (табл. 7.1), когда корпус и
распределительный диск имеют по три отверстия или по другой
технологической схеме (табл. 7.2), когда корпус имеет 12 отвер-
стий, а распределительный диск — 3 отверстия, или по иным техно-
логическим схемам, выбор которых в каждом конкретном случае
зависит от количества выпускных отверстий в корпусе и перепуск-
ных отверстий в распределительном диске. На рис. 7.15 показана
503
схема корпуса и распределительного диска одного из вариантов
распределителя с увеличенным количеством выпускных отверстии.
шаговым
6
Рис. 7.15. Распределитель
конусообразным перекрывным устрой-
ством:
Г—корпус; 2—крышка; 3—диск; 4—отверстие
выпускное; 5—отверстие впускное; 6—хвосто-
вик; 7—отверстие перепускное
7. 1. Технологическая схема
распределителя, в корпусе и диске
которого имеется по три отверстия
Положение распреде- лительного органа	Направление воздуха
I	К 1 потребителю
II	К 1 и 2 потребите- лям одновременно
III	к 2 потребителю
IV	К 2 и 3 потребите- лям одновременно
V	К 3 потребителю
VI	К 3 и 1 потребите- лям одновременно
7. 2. Технологическая схема
распределителя, в корпусе и диске
которого имеется по двенадцать
отверстий
Положение распреде- лительного органа	Направление воздуха
I	К 1 потребителю
л	К 1 и 2 потребите- лям одновременно
III	К 2 потребителю
IV	К 2 и 3 потребите- лям одновременно
V	К 3 потребителю
и	К n-му и 1 потреби- телю одновременно
7.9.	РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ РЕВЕРСИВНЫЕ
Распределители реверсивные прямого и обратного действия пред-
назначены для распределения потока среды к пневматическим, гид-
равлическим механизмам или другим устройствам, которые необ-
ходимо привести в движение или передать им силовое воздействие
и в случае необходимости отвести в предусмотренную емкость ис-
пользованную рабочую среду.
Распределитель реверсивный заслоночный (пластинчатый)
(рис. 7.16) может быть использован как для газообразной, так и
для жидкой среды. Распределитель состоит из корпуса 1, одной
504
неподвижной пластины 2 с внутренними каналами для соединения
с управляемыми органами и одной вращающейся распределитель-
ной пластины 5 с распределительными канавками, по которым под-
водится рабочая среда. Распределитель выполнен так, что с по-
мощью неподвижной пластины 2 и вращающейся распределитель
ной пластины 3 можно управлять несколькими рабочими органами,
соединенными с неподвижной пластиной 2, например, рабочими
поршнями. Вращающаяся распределительная пластина 3 может
либо в одном направлении поворачиваться и затем возвращаться

Рис. 7.16. Распределитель реверсивный заслоночный:
1—корпус; 2—пластина неподвижная; 3—пластина подвижная распределитель-
ная; 4—вал; 5—отверстие; 6—камера; 7, 8 и 9—каналы; 10, 11 и 12—отверстия;
13—паз; 14— пружина; 15—прорезь;	и V2—рабочие поршни; С> и С2— окруж-
ности
назад, либо постоянно вращаться в одном направлении так, что по
окончании рабочего цикла она опять вернется в начальное поло-
жение.
Рассмотрим случай, когда среда распределяется по меньшей
мере на два рабочих поршня (К, и Р2), с простым реверсировани-
ем, причем полный рабочий цикл включает прямой и обратный ход
распределительной пластины 3, которая прижимается к неподвиж-
ной пластине 2 пружиной 14. Пластина 2 укреплена между дета-
лями распределителя. Все устройство снабжено одним валом 4
для вращения распределительной пластины 3. Сжатый воздух или
другая среда подводится к камере 6 через отверстие 5. В непод-
вижной пластине 2 выполнены два ряда поперечных каналов, кото-
рые соединяют отверстия, расположенные по двум концентричес-
ким окружностям. Каналы 7 и 8 предназначены для попарного со-
единения входных и выходных трубопроводов, а каналы 9 служат
для выпуска отработанной газовой среды в атмосферу. Каналы 7
и 8 оканчиваются отверстиями 10 и 11, которые, в свою очередь,
соединены с рабочими поршнями. Каналы 9 с отверстиями 12 сое-
диняются с атмосферой. Конструкция распределителя выполнена
так, что каналы 7 и 8, соединенные с выходными отверстиями, сме-
щены по отношению один к другому по окружности Ci на 180°.
Каналы, соединяющие трубопроводы цилиндра, расположены та-
505
ким же образом, но смещены по отношению к предыдущим на 9(Г.
В тех же местах по окружности С2 размещены каналы 9. Распре-
делительная пластина 3, взаимодействующая с каналами 9, имеет
постоянно соединенную со сжатым воздухом прорезь 15. Ширина
прорези приблизительно соответствует
отверстиям каналов 7 и 8. Симметрич-
но этой прорези относительно оси име-
ется паз 13 такой ширины, что он сое-
диняет каналы 7 или 8 и 9. Разумеет-
ся, что вал 4 может приводиться в дви-
жение как вручную, так и электроме-
ханическим или иным приводом.
Распределитель реверсивный золот-
никовый многопозиционный, обеспечи-
вающий последовательное распределе-
ние жидкости для нескольких прием-
ников прямого и обратного действия
(рис. 7.17), состоит из корпуса 1, в ко-
тором имеются радиально расположен-
ные отверстия, соответствующие каж-
дому приемнику. Золотник 2, переме-
щающийся в осевом и круговом на-
правлениях, имеет два внутренних ка-
нала, параллельных оси, изолирован-
ных конструктивно один от другого.
Жидкость из емкости R при помощи
насоса Р подается в отверстие А и че-
Рис. 7.17. Распределитель ре-
версивный золотниковый мно-
гопозиционный:
1—корпус распределителя: 2—золот-
ник; 3—рычаг; R—емкость; Р—насос:
А, Би В—отверстия; V— гидроци-
линдр; Ci и С%—верхняя и ниж-
няя часть гидроцнлиндра
рез кольцевую проточку между золот-
ником и корпусом сливается в емкость
R. Это положение распределителя яв-
ляется нейтральным. При поднятии
рычага 3 и вместе с ним золотника
жидкость через левый канал в золот-
нике 2 и отверстие в нем поступит в
отверстие Б и в верхнюю часть Сх гид-
роцилиндра. Поршень гидроцилиндра под давлением жидкости
перемещается вниз, вытесняет ее из нижней части канала гидро-
цилиндра, а оттуда через отверстие В и правый канал золотника
она поступает в резервуар. При нажатии рычага вниз гидроцилиндр
будет двигаться в обратном направлении. Число гидроцилиндров и
подобных рабочих механизмов соответствует числу пар отверстий,
расположенных симметрично в корпусе. В данной конструкции рас-
пределителя положение поршня в гидроцилиндре может быть в лю-
бой момент времени зафиксировано. Для этого достаточно переве-
сти рычаг 3 распределителя в нейтральное положение.
7.10.	РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ — РЕГУЛЯТОРЫ РАСХОДА СРЕДЫ
Распределители-регуляторы кроме распределения среды также
и регулируют ее расход. Такой распределитель (рис. 7.18), в кото-
505
Рис. 7.18. Распредели-
т&пь-регулятор среды:
1—корпус: 2—поршень: 3, 4—
канавки, 5, 6, 7 и 8—отвер-
стия
ром регулирование расхода среды обеспечивается золотниковым
устройством, имеющим переменное проходное сечение, состоит из
корпуса 1 с отверстиями. Внутри корпуса помещен поршень 2, име-
ющий в середине кольцевую канавку 3 длиной 1/4 окружности и
кольцевую канавку 4 с переменным проходным сечением. Левая
кольцевая канавка соединена пазом со средней канавкой, а пра-
вая — пазом с другой средней канавкой. В положении, показанном
на рис. 7.18, отверстие 5 сообщается с от-
верстием 6, а отвепстие 7 -—-с отверстием
8. При повороте Поршня против часовой
стрелки на 1/4 оборота отверстие 5 будет
соединено с отверстием 6, а отверстие 7 — с
отверстием 8. При продолжении вращения
поршня достигается такое положение, ког-
да отверстие 5 через каналы в золотнике
может быть сообщено с отверстием 7, а от-
верстие 6 с отверстием 8.
Переменное проходное сечение фигурной
канавки позволяет регулировать расход
среды.
Многопозицпонный распределитель
(рис. 7.19) обеспечивает распределение сре-
ды по нескольким приемникам, имеющим
различные гидравлические сопротивления и
требующим в отдельных случаях регулиро-
вания расхода среды. В корпусе 1 установ-
лен конический золотник 2, прижимаемый
пружиной 3. Между корпусом 1 и крышкой
4 имеется резиновое уплотнение 5. На
крышке 4 имеется потенциометр, состоящий
из подковы 6 и ползуна 7. Кран вращается
от электропривода с редуктором 8.
На рис. 7.19,2 изображены окна корпуса
ют трапецеидальную форму. На рис. 7.19, 3...4 показан конический
рабочий орган, состоящий из вала 14 и корпуса 13, в котором име-
ются три окна 12. Взаимное расположение окон на корпусе и на
рабочем органе определяет порядок работы распределителя. Рабо-
чая среда от источника распределяется к потребителям через вы-
ходы I и II (штуцера 9 и 9а), максимальный расход ее через выход
II в три раза меньше, чем через выход I; расход при регулирова-
нии перераспределяется по установленным режимам. Для каждого
конкретного случая возможны различные варианты регулирования
расходов среды: вход закрыт; открыт выход I, выход II закрыт;
открыт выход II, выход I закрыт; открыты оба выхода, причем при
регулировке расхода среды возможны следующие варианты:
при уменьшении угла поворота золотника увеличиваются или
уменьшаются расходы на оба выхода;
при изменении угла поворота золотника расход через один вы-
ход увеличивается, а через другой — уменьшается или наоборот.
1. Окна выхода II име-
507
На рис. 7.19, 5... 8 представлены варианты работы распредели-
теля. Зная гидравлические сопротивления потребителей, можно ус-
тановить зависимость расхода среды от условного проходного
сечения трубопровода. Зная законы изменения расходов при регу-
лировке, выбираем сечение выходных окон. Сечение входного окна
Рис. 7.19. Распределитель-регулятор многопозицион-
ный:
1—корпус; 2—золотник; 3—пружина; 4—крышка; 5—уплотнитель:
6—подкова; 7—ползун; 8—электропривод с редуктором; 9, 9а—
штуцера выхода; 10, //—окна в корпусе 1; /2—окна; /3—корпус
подвижной конический; 14—вал; 5а—86—возможное взаимное
расположение окон при работе распределителя
берется таким, чтобы обеспечить максимальный расход среды для
двух выходов. Зависимость расхода от угла поворота золотника
показана на рис. 7.20. Полный рабочий цикл совершается за угол
поворота в 360°. На участке а—б распределитель закрыт. Взаим-
ное расположение окон на этом участке показано на рис. 7.19, 5а.
На участке б—в (см. рис. 7.20) открывается выходное окно 1 и
увеличивается расход среды до 9 л/мин (см. рис. 7.19,56). На
участке в—г (см. рис. 7.20) изменяется расход среды через выход
I от 9 л/мин до 0; в точке г выход I закрывается и на участке г—д
508
оба выхода закрыты (см. рис 7.19,6а) На участках д—е и д—м
открываются оба выхода (см. рис. 7.19,66) и расход среды изменя-
ется от 0 до 9 л/мин. Положение окон на этом участке показано на
рис. 7.19,7а. Положение окон на участке е—ж показано на рис.
7.19,76; на участке ж—з оба выхода закрыты. На участке з—и
открывается окно выхода II и расход среды изменяется от 0 до
Вход Открыт ВхоО
закрыт ВыхрО! заир
Открыты ВхоВ Открыт
ВыхвВыМ заир. ВыхаВП
JJxuil
закрыт
Полный, раоочий ци кл
Рис. 7.20. Зависимость расхода среды от угла по-
ворота золотника
3 л/мин. Положение окон, соответствующее точке и, показано на
рис. 7.19,Sa. На участке и—к уменьшается расход среды через вы-
ход II (см. рис. 7.19, 86). На участке к—л оба выхода закрыты.
В последнее десятилетие наблюдается быстрое развитие и со-
вершенствование распределителей как для жидкой, так и для газо-
вой среды, представители которых рассмотрены в данной главе.
Зти распределители заметно вытесняют распределители, в которых
используются соленоидные клапаны, поскольку последние уступают
первым по удельному расходу энергии, массе, габаритам, надеж-
ности в работе и т. д.
7.11.	РАСЧЕТ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЕЙ
Особо важное значение при конструировании распределителей
придается обеспечению высокой надежности, максимального срока
работы, минимальной массы и габаритов, выбору наиболее эконо-
мичного привода распределителя.
При конструировании распределителей (например, см. рис. 7.15,
7.19 и др.) необходимо стремиться обеспечить .минимальную пере-
мычку между отверстиями распределительного диска и точное сов-
мещение этих отверстий диска с отверстием отводящего канала.
В этом случае обеспечивается минимальная масса и габариты рас-
пределителя. Точное совмещение указанных отверстий возможно
при наличии точной фиксации положения распределительного дис-
ка после каждого поворота его на требуемый шаг. Фиксировать
можно различными способами, например, с помощью захватных
509
устройств, датчика фиксации угла поворота, системы регулирова-
ния, использующей характер и величину статических тормозящих
моментов и т. д.
В качестве датчика может быть использован концевой выключа-
тель. Сигнал с датчика может быть подан на тормозную электро-
муфту или на выключение электродвигателя привода с введением,
для уменьшения выбега двигателя, какого-либо способа электри-
ческого торможения и остановки.
Более эффективным для поворота распределительного диска
является использование шаговых двигателей, позволяющих созда-
вать простые системы управления без датчиков обратной связи и
элементов сравнения. Погрешность обработки команды шаговых
двигателей незначительна и зависит, в основном, от точности изго-
товления полюсов статора и ротора. Например, при шаге 1,5° ошиб-
ка поворота не превышает КУ. Для облегчения выполнения условий
точности остановки целесообразно использовать электропривод,
обеспечивающий частоту вращения распределительного диска
Ир.д=0,5 об/мин. При этом следует выбирать электродвигатель с
небольшой частотой вращения, чтобы избежать нерационального
увеличения габаритов и массы редуктора распределителя.
Особенностью, которая затрудняет выбор электродвигателя и
его эксплуатацию, является переменная нагрузка, а также слож-
ность и неточность ее расчета. Это связано с тем, что основную сос-
тавляющую нагрузки — силу трения — трудно учесть, так как она
меняется под влиянием многих факторов. Нагрузка непостоянна
даже в течение одного цикла работы распределителя из-за измене-
ния давления и температуры среды в подающем канале, состояния
трущихся поверхностей и т. д.
Неточность остановки распределительного диска зависит от по-
грешности установки датчика фиксации электропривода, изменения
тормозного момента привода и момента нагрузки и колебаний на-
пряжения и частоты питающей сети и т. д.
Суммарный угол выбега двигателя от момента срабатывания
датчика остановки
'ps==?i_b<P2_Fc?3>	(7. 10)
где epi—угол погрешности установки датчика фиксации; <р2— угол
поворота вала электродвигателя за время срабатывания электро-
аппаратуры (реле, контакторы и др.) для торможения двигателя:
фз — угол пробега вала двигателя в процессе торможения.
Углы tp2 и <р3 можно определить по следующим уравнениям.
Угол <р2 зависит от изменения скорости вращения вала двигате-
ля и погрешностей срабатывания электроаппаратуры
?2 = «Л2я/60 = лп-Х/30,	(7.11)
где пв — частота вращения распределительного диска, об/мин; t3—
время срабатывания электроаппаратуры, с.
510
Для реле время срабатывания колеблется в пределах 0,005...
...0,015 с. При пв=1300 об/мин угол поворота вала двигателя за
время ta (p2—i,3 рад. Угол поворота распределительного диска
ф2р д= 1,3/2600=0,0005 рад «0,03°.
Угол ф3 определяется из уравнения движения привода
Жд - Мс=J^/dt,	(7. 12)
где Мд — момент, развиваемый движущими силами, Нм; 2ИС— мо-
мент сопротивления, Нм; 7Пр — момент инерции всех движущихся
частей, приведенный к валу электродвигателя, кг-м2; со — угловая
скорость, рад/с.
Для режима торможения
7Ид=0, а 7ИС=7ИТР4-Л1Т>
где Л1тр — момент трения, Нм; Мт — тормозной момент двигате-
ля, Нм.
Тогда уравнение движения (7.12) примет вид
с/(л/с//= —7ИС/Тпр.	(7.13)
Отсюда определяем частоту вращения
Мс .
0)=®вр— —
•’пр
и время торможения
^ор=Л1Р“врЖ-	(7-14)
Угол поворота вала в процессе торможения определяется урав-
нением dtp=adt. Интегрируя, получаем
Г / AIqC \	, Л'1С ,2 г 2 д л
<Рз=\ I^bp' - j di—o^pt^p — ZTOp=Jnp<oBp/^Tic
J \	пр /	np
0
= Jlip(?w./30)2/(2<).	(7.15)
Суммарный угол выбега (7.10) при подаче сигнала торможения
<?я=?1 +	("«/W-	(7- 16)
Максимальное отклонение от заданного положения Дсртак
(рис. 7.21)
^тах-+'тах~	(7-17)
По уравнению (7.17) определяется перемычка Ьп между сосед-
ними отверстиями распределителя, причем />п>гДТтат//г, где г —
расстояние отверстия от оси; k — передаточное число.
511
Если учесть отклонение некоторых параметров от их номиналь-
ного значения nB=nB.H±An, /Э=/Э.Н±А/ и т. д., то получим прибли-
женную формулу
A'fmax—-^вл/э.н/ЗО (	4“ . I “И
\ ^в.н ^э.н /
пр (Яв.н^ЗО)2 /	Дл, 1 А/Пр [ дд4
2А1с.н	\	/2В «^np.nj -^с.н
(7. 18)
где МСл — номинальный момент сопротивления, Нм.
Согласно этой зависимости погрешность остановки будет тем
меньше, чем больше величина 7Ис.н- Следовательно, можно умень-
Рис. 7.21. Схема отклонения Д<р остановки двигателя от
начала его торможения:
Фга1п» ^ср’ ^тах~соответственно минимальный, средний и макси-
мальный угол отклонения от заданного положения; Д<ртах—макси-
мальное отклонение от заданного положения; 6П—перемычка
между отверстиями, расположенными рядом; 1—начало торможе-
ния; 2—проходное сечение канала распределительного диска; 3—
приемные каналы корпуса делителя
шить ошибку фиксации угла поворота распределительного диска,
если использовать какой-либо из способов торможения электродви-
гателя.
Существует несколько способов электрического торможения: ди-
намическое, противовключение, конденсаторное, двухтоковое.
В электроприводах механизмов, требующих точной остановки,
часто применяется способ динамического торможения, который
конструктивно проще и позволяет контролировать окончание тор-
можения при помощи реле времени или реле напряжения. Хотя
динамическое торможение протекает менее интенсивно, чем дру-
ги виды электрического торможения, для многих промышленных
механизмов этот способ является наиболее целесообразным. При
динамическом торможении обмотки статора отключаются от сети
трехфазного переменного тока и подключаются к источнику посто-
янного тока. Продолжающий вращаться ротор будет пересекать
магнитные силовые линии образовавшегося неподвижного магнит-
ного поля. Возникающий в роторе ток, взаимодействуя с этим по-
512
лем, создает тормозной момент. Выполнить практически схему ди-
намического торможения довольно просто, если применить полупро-
водниковые управляемые вентили (рис. 7.22). В каждую линию
питающей сети встречно-параллельно включены, как это видно из
схемы, два управляемых вентиля. Когда все
вентили открыты, обмотка статора питается трех-
фазным током. Для перевода двигателя в режим
динамического торможения достаточно прекра-
тить протекание тока через четыре вентиля, на-
пример, закрыть вентили 2, 3, 5 и 6, оставив
открытыми 1 и 4.
Схемы динамического торможения бывают:
несимметричные, в которых токи статорных
обмоток неодинаковы по величине и направле-
нию. Здесь тормозящее поле создается в основном
первой гармоникой суммарной намагничивающей
силы, а вторые и третьи гармоники увеличивают
тормозной момент до 15%;
симметричные, где токи в обмотках статора
равны по величине и совпадают по направлению.
Основное тормозное поле создается третьими
гармониками суммарной намагничивающей силы,
Рис. 7.22. Схема
полупроводнико-
вых управляемых
вентилей 1 ... 6,
применяемых при
динамическом тор-
можении электро-
двигателей Д
а влияние первых гармоник взаимно уравновеши-
вается.
Из анализа экспериментальных характеристик несимметричных
и симметричных схем динамического торможения следует, что для
многих типов двигателей более предпочтительным в части исполь-
зования при торможении распределительного диска является не-
Рпс. 7.23. Зависимость тормозного момента Л1Т от числа оборотов п
электродвигателя при а — несимметричной и б — симметричной схе-
мах динамического торможения
симметричная схема, обеспечивающая значительные тормозные
моменты при очень малых значениях угловых скоростей (рис. 7.23).
Механическая характеристика динамического торможения асин-
17	505
513
хронного электродвигателя с короткозамкнутым ротором (рис.
7.24)	может быть приближенно выражена формулой
/И.г
2Мм
•S, SM + SM/S
S=n/nc,
(7. 19)
Рис. 7.24. Зависимость двига-
тельного (Л1, /) и тормозного
(—М, 2) моментов режима ра-
боты асинхронного электро-
двигателя от числа оборотов
где AfM— максимальный тормозной момент, Нм; SM — критическое
скольжение, при котором тормозной момент равен Мм; S — сколь-
жение; пс — частота вращения ротора; п — синхронная частота
вращения ротора.
Для поворота распределительного диска применяется асинхрон-
ный электродвигатель с короткозамкнутым ротором, питающийся
от сети переменного тока, например,
со следующими техническими харак-
теристиками: напряжение 220 В, мощ-
ность по выходному валу Р = 9 Вт, час-
тота вращения пд.н= 1300 об/мин, крат-
ность максимального момента Мм/Л4н =
= 2,9, кратность пускового момента
Л4П/Л4Н=2,9, момент на валу двигателя
Л1Н—0,0618 Нм.
Тормозной момент двигателя Л4Т
при динамическом способе торможе-
ния, подсчитанный по формуле (7.19)
равен около 0,155 Нм. Момент инерции
распределительного диска диаметром
ПО мм при массе 0,14 кг не превосхо-
дит 0,0216 кг/м2. Момент сопротивле-
ния Л1с.п движению распределительного диска при избыточном
давлении среды в трубопроводной сети 0.196 МПа и коэффициенте
трения между распределительным диском и фторопластовым по-
крытием корпуса-делителя /т = 0,4, приведенный к валу двигателя,
может быть определен по уравнению
<.„=<// = ^Д-/8 ,	(7.20)
где Р — сила, прижимающая распределительный диск к корпусу-
делителю, Н; D — диаметр распределительного диска, м; i — пере-
даточное число от двигателя к рабочему механизму, г=Пд.н/ир.д=
= 2600; Мс.п~ 0,0157 Нм.
Момент инерции двигателя 7дв=0,167 кг-м2 значительно пре-
восходит приведенные моменты инерции распределительного диска
и вращающихся масс редуктора.
Коэффициент полезного действия четырехступенчатой передачи
при одной червячной паре с учетом потерь в подшипниках цГед~0,5.
С учетом всех рассмотренных величин суммарное значение мо-
мента сопротивления равно
Л4С2~0,204 Нм.
Угол выбега двигателя при подаче сигнала на выключение,
подсчитанный по уравнению (7.15), равен (₽выб.дв~0,77-103 рад,
514
т. е. угол выбега распределительного диска фр.д«с₽выб.двЛ’=0,28 =
— 16°. Погрешность остановки распределительного диска при пово-
роте на угол 16°, вычисленная по формуле (7.18) при максималь-
ном 10%-ном отклонении параметров от номинального их значения,
составляет ± (3,5... 4)с.
Первые два слагаемых выражения (7.16) являются результатом
технологических погрешностей и постоянных времени электромаг-
нитных реле. Эти погрешности можно свести к минимуму тщатель-
ной установкой датчиков фиксации и подбором реле с минималь-
ным временем срабатывания либо введением в схему специальных
устройств, устраняющих влияние разброса времени срабатывания
реле, что позволит точно определить угол выбега за время t3.
Наиболее значительным является третий член выражения (7.16)
7прПвр	^ЦР/гвр	41тр
т 1140(Mr + AfTp) 1140Л1™ i М,.р \
(7-21)
где	8 = /И.гр//Ит.
Тормозной момент значительно превосходит статический мо-
мент, поэтому можно принять
<Рз^У11р/гв2р₽/(114ОЖтр),	(7.22)
т. е. выбег двигателя при использовании динамического торможе-
ния значительно уменьшается.
Значение выбега электродвигателя определяется его парамет-
рами. Общая зависимость времени остановки двигателя от его
электрических параметров для электродвигателя постоянного тока
может быть получена из следующей системы дифференциальных
уравнений. Уравнение моментов
(OD2/375)(dnAB.H/dZ)=7ИД - <,
где GD2 — маховый момент; пдв.Е— число оборотов двигателя.
Уравнение электрического равновесия в цепи якоря имеет вид
u=e-YiaR+L^ ,	(7.23)
где и — напряжение питания цепи якоря двигателя, В; е~ противо-
электродвижущая сила, В; L — индуктивность цепи якоря, Гн; R—
активное сопротивление якоря, Ом; 1Я—-сила тока в цепи якоря, А.
Из этих двух дифференциальных уравнений получаем
rf2nBP dnBp ________________1
Л2	dt В₽ СеФ
w —/Ис
сеФ/ ’
(7.24)
17*
515
Тм— механическая постоянная времени, с; Тя — электротехничес-
кая постоянная времени, с; Ф — магнитный поток одного полюса,
Мкс; 0,1045 См; См=Л4/ф/я-
Решение уравнения (7.24) имеет вид
«вр = «-вр.0 +
где пВр.о — скорость двигателя перед выключением; А} и Лд— по-
стоянные интегрирования,
Рис. 7.25. К расчету распре-
делителей с трапецеидальными
1 н круглыми 2 проходными
сечениями каналов
зависящие от начальных условий; щ и
аг — корни характеристического урав-
нения.
В зависимости от соотношения па-
раметров переходный процесс двига-
теля может быть апериодическим или
колебательным.
При использовании двигателя в
приводе распределителя торможение
должно происходить по апериодическо-
му закону, т. е. справедливо неравен-
ство 7’м^47’е или
/?0£>2/375СмСеФ2 > 4L/R.	(7. 25)
Данная зависимость предполагает,
что момент сопротивления является
линейной функцией времени. Дальней-
шее аналитическое исследование край-
не усложняется либо оказывается не-
возможным, если Л4с(0—нелиней-
ная функция. Приведенный метод ана-
лиза и расчета показывает, что уменьшения массы и габаритов
распределителя можно добиться повышением точности остановки
подвижного элемента.
Выполнение каналов в корпусе и распределительном диске в ви-
де трапеции также позволяет уменьшить массу и габариты распре-
делителя. В подтверждение этого приведем сравнительную оценку
распределителей с трапецеидальными проходными сечениями ка-
налов и распределителей с круглыми сечениями каналов (рис.
7.25).
7.12. ПРИМЕР РАСЧЕТА РАСПРЕДЕЛИТЕЛЯ
Оценку произведем для распределителей на 12 каналов с диаметром 25 мм
и трапецеидальных с такой же площадью.
Общая ориентировочная масса распределителя без привода с трапецеидаль-
ными отверстиями
G = л£)2Н).А/4 = 354 г,	(7. 26)
где DH — условный наружный диаметр распределителя, равный 0,12 м; Н —
осредненная высота распределителя, 0,06 м; р — плотность металла, 2600 кг/м3-
А — коэффициент заполнения металлом подсчитываемого объема, равный 0,2.
Общая ориентировочная масса распределителя без привода с круглыми от-
верстиями, подсчитанная по формуле (7.26), G=0,554 кг при £>н=0,15 м,/7=0,06 м,
р = 2600 кг/м3 и 4=0,2.
516
Определим необходимый крутящий момент для поворота диска в распреде-
лителе с трапецеидальными отверстиями.
Площадь трения распределительного диска
л (£), - df) я m2 _ rf2)
S =-------— ----— + —------------- + 12S' = 41 -10-4 М2,
4	4
где Dj=0,12 м — наружный диаметр внешнего обода; dj=0,105 м — внутрен-
ний диаметр внешнего обода; £1=0,05 м — наружный диаметр внутреннего обо-
да; d=0,045 м — внутренний диаметр внутреннего обода; S'=0,8-10~4 м2—
площадь перемычки между отверстиями.
Приблизительная масса распределительного диска в сборе с валом
Ор.д = [л£>^8/4 + (£1^ — </))лЛ/4 + As| Qai + ^2/рстл/4 = 0,226 кг,
где 6=0,003 м — толщина диска; /г=0,017 м — высота наружного обода диска;
dB=0,006 м — средний диаметр приводного вала; /=0,05 м — длина приводного
вала; рД1=2600 кг/м®—плотность алюминия; рОт=7850 кг/м8—плотность
стали.
Принимаем коэффициент трения покоя алюминия по бронзе, смоченной водой,
,1=0,26.
Удельное давление на опорную поверхность распределительного диска от
массы диска ?'=бр.д/5р.л=0,00054 МПа; удельное давление с учетом давления
среды над диском р=0,0196 МПа;
л£>? I
q — q' + р —-— / 5р.д =0,0544 МПа.
Радиус трения
=	=0,09 м,
где /?=12 см — наружный радиус диска; г=6,5 см — внутренний радиус диска.
Окружная скорость поворота диска для условия перекрывания отверстия
следующего канала в течение 10 с. Следовательно, полный оборот диска проис-
ходит за время /=120 с, т. е. п=0,5 об/мин. Тогда окружная скорость v=
=лпу/30=0,00007 м/с.
Удельный момент трения m=,uj(/=0,00109 Нм/м2.
Крутящий момент для проворачивания распределительного диска М—
= /иХр.д=4,41 Нм.
Мощность электропривода, необходимая для проворачивания диска, N' =
=0,1 «44=0,004 Нм/с=0,004 Вт. Учитывая момент трогания, принимаем десяти-
кратный запас мощности, т. е. М=0,04 Вт.
Определим необходимый крутящий момент для поворота диска в распреде-
лителе с круглыми отверстиями.
Площадь трения распределительного диска 5Р.Я=(£)2—£>j2)n/4+(d2—di2) X
Хя/4=68,7-10 4 м2, где £>=0,15 м — наружный диаметр внешнего обода диска;
£)1=0,12 м — внутренний диаметр внешнего обода диска; d=0,035 м — наруж-
ный диаметр отверстия распределительного диска; d^O.025 м — внутренний
диаметр отверстия распределительного диска.
Приблизительная масса распределительного диска в сборе с валом
GM = [л£>2&/4 + (£>2 - £>2)лЛ/4 + (d2 _ rf2)nft/4] еА1 + dB/Ccl«/4 = 0,451 кг,
где й=1,7 см — высота буртика диска.
Удельное давление на опорную поверхность распределительного диска с уче-
том давления среды над диском р=0,0196 МПа
<Эр. к	itD2 р]\
q = -у— + —= 0,049 МПа.
Sp.n	Ор.д
517
Удельный момент трения дг=рэд=0,00167 Нм/м2, где </=0,13 м — радиус
трения; р=0,26 — коэффициент трения.
Крутящий момент для проворачивания распределительного диска Л1кр =
=т5р.д=11,5 Нм.
Мощность электропривода при проворачивании диска М/=0,1пМ"=0,01 Вт.
С учетом момента трогания принимаем десятикратный запас мощности, т. е.
M=10Mz=0,l Вт.
Все данные, полученные при расчете сведены в табл. 7.3.
7. 3. Сводные данные сравнительного расчета распределителей
с трапецеидальными и круглыми отверстиями
Наименование	Ориенти- ровочная масса, кг	Площадь трения распре- делите- льного диска, 104 М2	Ориенти- ровочная масса диска, кг	Удельное давление на опор- ную по- верхно- сть, МПа	Крутящий момент трога- ния, Нм	Мощ- ность привода, Вт
Распределитель с трапецеидальны- ми отверстиями	0,354	41	0,226	0,0545	4,41	0,04
Распределитель с круглыми отвер- стиями	0,554	68,7	0,451	0,0511	11,5	0,1
Как следует из полученного сравнительного расчета двух распределителей,
предпочтение следует отдать распределителям с трапецеидальными отверстиями.
Гидравлическое сопротивление, которое меньше у круглых отверстий, чем у тра-
пецеидальных, не меняет указанной оценки распределителей, так как эта разница
составляет 0,2 ... 0,5%. Следовательно, при разработке новых распределителей,
необходимо предусматривать трапецеидальные отверстия.
Глава 8
ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛИ
8.1. НАЗНАЧЕНИЕ ИЗМЕРИТЕЛЬНЫХ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ
Непрерывный рост скорости, грузоподъемности, высоты и даль-
ности полета летательных аппаратов привели к созданию сложных
систем кондиционирования, призванных обеспечить комфортные
условия для пребывания и работы человека в полете, а также для
нормальной работы различного оборудования. Любая система на
самолете требует контроля и управления ее работой. Для уменьше-
ния количества приборов визуального и ручного управления систе-
мами, в том числе и системой кондиционирования, управление ими
автоматизируют. На пульты экипажа выводят, в основном, аварий-
ную сигнализацию и приборы, необходимые для вмешательства
человека в управление системой при выходе ее параметров за до-
пустимые пределы отклонений от нормального режима работы.
Информация о работе агрегатов и систем образуется при помощи
измерительных преобразователей, значительное место среди кото-
рых занимают легкие и компактные электрические и электронные
устройства. В системах кондиционирования информацию о пара-
метрах воздуха образуют первичные измерительные преобразова-
тели— датчики давления, расхода, температуры и т. д. Обработку
информации, получаемой от первичных преобразователей, и пре-
вращение ее в сигналы, приемлемые для контроля и регулирования,
осуществляют вторичные измерительные преобразователи. Ниже
рассмотрены некоторые типы вторичных электронных преобразова-
телей, которые в качестве сигнализаторов и блоков управления
используются для контроля и регулирования температуры, давле-
ния и расхода в системах кондиционирования.
8.2. ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛИ ТЕМПЕРАТУРЫ
Из большого количества первичных измерительных преобразо-
вателей температуры в системах кондиционирования преимущест-
венное применение нашел термометр сопротивления, работа кото-
рого основана на свойстве металлов изменять электрическое со-
противление в зависимости от температуры. Вторичные преобразо-
ватели, предназначенные для работы с термометром сопротивления,
519
осуществляют функциональное преобразование сопротивления в
напряжение и далее в электрический сигнал, с параметрами, необ-
ходимыми для управления исполнительными механизмами системы
кондиционирования и контроля за ее работой. Для такого преобра-
зования обычно используется мостовая схема в сочетании с различ-
ными усилителями.
Рассмотрим структуру и принципы реализации сигнализаторов
и блоков управления. Общая структура измерительного преобра-
зователя с термометром сопротивления показана на рис. 8.1.
Термометр сопротивления 1, осуществляющий преобразование
R=f(f), подключен к измерительному мосту 2, который преобра-
Рис. 8.1. Структурная схема блока управления:
I—термометр сопротивления; 2—измерительный мост; 3—усили-
тель; 4—оконечный усилитель; 5—формирователь
зует изменение сопротивления термометра в напряжение U\ —
==f(АД), усиливаемое усилителем 3 до П3=Л'у7/1 (Л’у —коэф-
фициент усиления усилителя). Напряжение U3 с выхода усилителя
используется для формирования управляющего воздействия при
•помощи оконечного усилителя мощности 4 и формирователя 5.
Характер управляющего воздействия Дз=/?(АДт), где т — время,
определяемое требованиями системы регулирования. В зависимо-
сти от вида и величины выходного управляющего воздействия фор-
мирователь образует напряжение, которое в противофазе вводится
в измерительный мост (часть U3 или U3" в зависимости от разба-
ланса измерительного моста). Напряжение на термометре сопро-
тивления при реализации рассмотренной схемы составляет 0,5 ...
... 1,0 В. Приращение сопротивления медных и платиновых термо-
метров сопротивления составляет 0,4%/° С. (Термисторные термо-
метры сопротивления имеют ограниченное применение в авиацион-
ной технике из-за низкой стабильности и плохой воспроизводимо-
сти характеристик). Поэтому для Д/=1°С можно получить от тер-
мометра сопротивления напряжение 2 ...4 мВ. Это напряжение не-
обходимо усилить до уровня, обеспечивающего устойчивую рабо-
ту оконечного усилителя мощности, равного 2 ...5 В. Следовательно,
коэффициент усиления напряжения должен быть равен 500 ... 2000
и должен допускать регулировку. Оконечный усилитель мощности
доводит сигнал до уровня, обеспечивающего управление исполни-
тельными механизмами, рабочее напряжение которых 27+2,7 В,
рабочий ток от десятых долей ампера до десятков ампер.
Формирователи вида выходного напряжения выполняются по
время-импульсной схеме, суть работы которой состоит в том, что
520
конденсатор постоянной емкости заряжается напряжением U3 (или
другим, связанным с Us напряжением) до тех пор, пока напряже-
ние U5 скомпенсирует напряжение, вызвавшее появление напряже-
ния Us. После достижения компенсации конденсатор разряжается
до тех пор, пока вновь напряжение Us не достигнет уровня, доста-
точного для управления формирователем. Очевидно, что время раз-
ряда (равное обычно времени управления механизмом) и время
заряда конденсатора постоянной емкости в таком формирователе
пропорциональны величине исходного отклонения сопротивления
Рис. 8.2. Схема регулятора температуры
термометра от значения, соответствующего равновесию измери-
тельного моста. В зависимости от знака разбаланса моста меняется
знак или фаза напряжения С/з(Нз' или U3") и соответственно знак
или фаза напряжения U$. По рассмотренной выше схеме реализу-
ются сложные измерительные преобразователи температуры — бло-
ки управления, которые в системах кондиционирования входят в
состав регуляторов температуры. Если из схемы (см. рис. 8.1) ис-
ключить формирователь напряжения и допустить, что напряжение
Us не разделяется на U3 и U3", то получим схему простого фазо-
чувствительного измерительного преобразователя — сигнализатора
температуры, который в некоторых случаях выполняет роль двух-
позиционного регулятора — ограничителя температуры.
Принцип работы схемы автоматического регулятора температу-
ры (рис. 8.2) основан на контроле величины активного сопротивле-
ния датчика температуры, включенного в одно из плеч измеритель-
ного моста. Мост питается выпрямленным напряжением от генера-
тора, преобразующего постоянный ток бортовой сети в переменный.
Если температура в месте установки датчика равна заданной, то
величина сопротивления датчика равна номинальной и на выходе
моста сигнал разбаланса отсутствует. При отклонении температуры
от заданной изменяется величина сопротивления датчика и на вы-
ходе измерительного моста появляется сигнал разбаланса. Сигнал
521
разбаланса — напряжение постоянного тока — поступает на вход
модулятора, который преобразует этот сигнал в напряжение пере-
менного тока. Напряжение переменного тока с выхода модулятора
подается на вход усилителя переменного тока, где усиливается до
необходимой величины. Усиленный сигнал разбаланса поступает на
вход фазочувствительного усилителя, где анализируется знак от-
клонения температуры. Фазочувствительный усилитель в зависимо-
сти от знака отклонения температуры от заданной выдает через
контакты выходных реле сигнал на соответствующую цепь ревер-
сивного двигателя исполнительного механизма, который открывает
или закрывает заслонку в трубопроводе, изменяя тепловой баланс
в системе кондиционирования. Перемещение заслонки происходит
до тех пор, пока температура в месте установки датчика вновь не
достигнет заданного значения, при этом сопротивление датчика
снова будет иметь номинальную величину. На выходе измеритель-
ного моста сигнал разбаланса исчезает и контакты выходного реле
размыкаются. Для стабилизации процесса регулирования темпера-
туры в схему управления введен импульсный каскад, который
обеспечивает импульсную подачу сигнала на исполнительный ме-
ханизм, что позволяет предупредить забросы и автоколебания в си-
стеме терморегулирования.
На рис. 8.3 показана принципиальная электрическая схема бло-
ка. Датчик температуры включен в одно из плеч измерительного
моста, составленного из резисторов Rl, R2, R3. Величина сопро-
тивления R3 подобрана в зависимости от регулируемой температу-
ры. Питание моста осуществляется выпрямленным напряжением
с обмотки 6 трансформатора Тр1 через диоды Д11, Д12. Генератор
прямоугольного напряжения выполнен на транзисторах T9, 'ПО по
схеме с общим эмиттером. Делитель R25, R27 служит для создания
начального смещения на базы транзисторов. Конденсатор С1 и ре-
зисторы R24 служат для ограничения выброса напряжения на кол-
лекторных транзисторах T9, ПО. Сигнал разбаланса — напряжение
постоянного тока —поступает с выхода моста через резистор R29
на вход модулятора, выполненного на интегральном прерывателе
Т8, который преобразует этот сигнал в напряжение переменного
тока. Это напряжение с выхода модулятора через цепочку R4, С2
подается на вход усилителя, выполненного на транзисторах Tl, Т2,
ТЗ и Т4. Усилитель связан отрицательной обратной связью по пе-
ременному и постоянному току. Отрицательная обратная связь по
постоянному току обеспечивает температурную стабилизацию ре-
жимов транзисторов. Постоянное напряжение отрицательной об-
ратной связи подается с коллектора транзистора Т4 на базу тран-
зистора П через резисторы R14, R5. Обратная связь по переменно-
му току стабилизирует коэффициент усиления по переменно-
му току. Переменное напряжение отрицательной обратной связи
подается с коллектора транзистора Т4 на делитель напряжения
R14, R16 и далее через резистор R5 на базу транзистора Т1. Кон-
денсатор СЮ практически не представляет сопротивления для пе-
ременного тока и служит для разделения цепей обратной связи по
522
переменному и постоянному току. Резистор R16 выполнен из меди,
что обеспечивает термостабилизацию блока управления. Зона не-
чувствительности регулятора установлена подбором величины ре-
зистора R16. Усиленное напряжение разбаланса подается на фазо-
Рис. 8.3. Принципиальная электрическая схема блока управления
чувствительный каскад, состоящий из фазового транзистора Т5 и
усилителей постоянного тока, составленных на транзисторах Тб и
Т7. Усилители запираются положительным напряжением, поступа-
ющим с однополупериодных выпрямителей, состоящих из диодов
Д7, Д8 и конденсаторов С13, С14, С15, С16 В общую цепь выпря-
мителей включен переход эмиттер — коллектор фазового транзис-
тора Т5. В зависимости от разности фаз напряжения, запирающе-
523
го транзистор 75, и напряжения обмотки W5, запирающее напря-
жение одного из выпрямителей не подается на базу одного из
транзисторов Тб или Т7, который откроется, при этом сработает
реле Р1 или Р2. При срабатывании реле Р1 или Р2 контакты 7, 6
реле замыкаются и напряжение питания подается на одну из обмо-
ток реверсивного электродвигателя исполнительного механизма.
Одновременно с контактами 7, 6 указанного реле замыкаются кон-
такты 4, 5 и одна из цепочек
Рис. 8.4. Конструкция блока управ-
ления:
1—шасси; 2—платы с радиодеталями; 3—ко-
жух-. 4—планка; 5—штепсельный разъем;
6—потенциометр; 7—лапка; 8—винты
импульсного каскада, состоя-
щего из резисторов R9, R10 и
конденсаторов С4, С5, подклю-
чается к обмотке W4.
Конденсатор С4 или С5 за-
ряжается напряжением, проти-
воположным по знаку напря-
жению разбаланса. С течением
времени суммарное напряже-
ние на входе моста станет рав-
ным напряжению отпускания
реле, при котором реле обесто-
чится, контакты 4, 5 и 6, 7 ре-
ле разомкнутся, подача напря-
жения на цепочку импульсного
каскада и на исполнительный
механизм прекратится. Конден-
сатор начнет разряжаться и на
вход модулятора поступит на-
пряжение со знаком, противо-
положным знаку напряжения
разбаланса Процесс будет продолжаться до тех пор, пока темпера-
тура в трубопроводе или кабине объекта не станет равной заданно-
му значению. Конструкция блока управления показана на рис. 8. 4.
Основной несущей частью блока является шасси 1, на котором с
помощью уголков и винтов крепятся четыре платы 2 с радиодета-
лями, штепсельный разъем 5, потенциометр 6. При монтаже про-
вода укладываются жгутом на планке 4, которая стягивает платы
с радиодеталями. К шасси 1 приварены лапки 7 для крепления бло-
ка на объекте. Блок закрывается кожухом 3, который крепится к
шасси 1 восьмью винтами 8.
8 3 ОСНОВНЫЕ РАСЧЕТНЫЕ СООТНОШЕНИЯ
ФАЗОЧУВСТВИТЕЛЬНОГО БЛОКА УПРАВЛЕНИЯ
Разбаланс моста Rl, R2, R3, Rn (датчика) определяется исхо-
дя из того, что входное сопротивление усилителя блока столь ве-
лико, что мост можно считать разомкнутым по измерительной ди-
агонали. В этом случае приращение напряжения постоянного тока,
эквивалентное приращению температуры на 1°С, будет равно
Д<7=---А/?,
Рд + Pl
524
где А/?—соответствующее приращение сопротивления термометра.
Напряжение на выходе усилителя и соответственно коэффициент
усиления усилителя определяются из следующих соображений.
При отсутствии напряжения на выходе усилителя фазочувстви-
тельный транзистор Т5 открыт током смещения через резистор R15.
Напряжение Uc на базах силовых транзисторов Тб, Т7 определяет-
ся соотношением напряжений делителя R18, R19, R20 для транзис-
тора Тб и R23, R19, R20 для транзистора Т7
/7с^/75/4-(/75/4+/7„)--^9-+/?2°	,
#18 + #19 + #20
где U5 — полное напряжение на обмотке К5; L7n — напряжение по-
лупериода; знак t/( на базах силовых транзисторов выбирается по-
ложительный, чтобы транзисторы были заперты.
При определенной величине переменного напряжения на базе
фазочувствительного транзистора, которое выбирается меньше 1 В,
ок в один из полупериодов должен запереться так, чтобы напряже-
ние на базе соответствующего силового транзистора стало отрица-
тельным. а ток базы был достаточным для включения реле. Пола-
гая ток срабатывания реле равным /ср, коэффициент усиления по
току силового транзистора Вс, получим ток его базы:
-^б.С	^ер/^С'
Тогда ток коллекторной цепи фазочувствительного транзистора /ф
в запирающей полупериод будет
/ф=2^п-/б.е/?18)//?18.
Напряжение на выходе усилителя (7Вых в первом приближении
определяется как разность падения напряжения на резисторе R19
при открытом фазочувствительном транзисторе и при закрытом
транзисторе, когда через него течет ток /<],:
вь,х= — I ( — +	1--------—----------/<ь] Rw
2 Ц 2 т п,/#18 + #19 4” #20 J
Коэффициент усиления усилителя /\у определяется как Ку=
= ИВых/(0,1АП), где- коэффициент 0,1 учитывает модуляцию пос-
тоянного напряжения и входное сопротивление усилителя. Обычно
величина Ку лежит в пределах 500... 2000 и регулируется
глубиной отрицательной обратной связи усилителя при помощи
резисторов R14, R16, R5, R4.
Связь настроечного Д’ун с резисторами обратной связи в первом
приближении имеет вид
#5
•и,_, /?14
У #16	#4 + #29?2
525
На основе общих соотношений проведем примерный поверочный расчет
Исходные данные.
1/п=30 В;
Я1 = Я2 = 400 Ом;
14=15+15=30 В;
/?з=/?д~60 Ом;
1/м=4,5 В;
/ср — 50 мА;
/?6= 10 кОм;
/?19 = 1'00 Ом;
Вс =25;
Bi4= 15 кОм;
/?2о = 5Ю Ом;
ДВ=0,225X0,4
(0,4° С — половина
зоны нечувстви-
тельности) ;
/?4= 1,5 кОм;
Bi6 = 75 Ом;
В1з = 6,8 кОм;
/?29=51Ю Ом.
Приращение напряжения иа измерительной диагонали моста
----0,225-0,4 = 9-1СГ4 В.
60 + 400
Запирающее напряжение на базе силового транзистора
—12Р.+_510------= 7,5-3,1=4,4 В.
6800 + 100 + 510
Ток базы силовых транзисторов
/6.с = 50- Ю-з/25 = 2- 10-ЗА.
Ток фазочувствительного транзистора в запирающий полупериод
30 — 2-10-3.6,8- 103
• 2 = 4,8 мА.
30
4
/ф —
6,8-103
Выходное напряжение усилителя
’30
— +30
2	.
47 ВЫХ - 2
6800 + 100 + 510
Необходимый коэффициент усиления
65-Ю-з
-4,8-Ю-з -100 = 0,065В.
Ку =
650.
0,1-0,9-Ю-з
Настроечный коэффициент усиления
15-103	104
75	1500 + 250 ““120°-

Следовательно, усилитель блока управления имеет достаточный запас по К^
для обеспечения нормальной работы изделия.
Описанный выше измерительный преобразователь построен по
фазочувствительной схеме, потребляющей значительную мощность.
Для авиационных приборов важное значение имеет не только мас-
са прибора, но и потребляемая мощность. Условию экономичности
в значительной степени отвечают автогенераторные измерительные
преобразователи, которые образуют выходную информацию на гра-
нице устойчивости. Это осуществляется в результате охвата усили-
теля обратной связью, глубина и знак которой зависят от измеря-
емой величины. Их экономичность обусловлена, во-первых, отсутст-
вием отдельного источника переменного тока, необходимого для
фазочувствптельного преобразователя, во-вторых, отсутствием
ограничения снизу на напряжение питания моста, от которого по-
ложение границы устойчивости не зависит.
526
Схема автогенераторного измерительного преобразователя
представлена на рис. 8.5. Ее отличие от схемы, изображенной на
рис. 8.1, состоит в том, что измерительный мост не образует напря-
жение разбаланса, а, будучи включен в цепь обратной связи уси-
лителя 3, влияет на устойчивость измерительной системы. При
появлении автоколебаний их мощность усиливается до необходи-
мой оконечным усилителем 4. На этом принципе разрабатываются
автогенераторные сигнализаторы температуры, один из которых
рассмотрен ниже. Блоки управления на основе измерительного
Рис. 8.5. Схема автогенераторного измерительного пре-
образователя
автогенераторного преобразователя пока не вышли из стадии экс-
перимента из-за относительной сложности создания нелинейных
параметрических обратных связей и поэтому не рассматриваются.
Усилитель автогенераторного сигнализатора температуры (рис.
8 6) выполнен на транзисторах Tl, Т2, ТЗ, Т4; транзистор Т1 слу-
жит для согласования измерительного моста с усилителем на
транзисторах Т2, ТЗ, Т4. Измерительный мост, образованный со-
противлениями Rl, R2, R3 и датчиком температуры, включен в цепь
коллектора транзистора Т4. Одна из вершин измерительной диаго-
нали включена непосредственно на базу транзистора Т1 и обеспе-
чивает стабилизацию рабочей точки усилителя. Другая вершина
через конденсатор С2 подключена к эмиттеру транзистора Т1. Если
сопротивление датчика меньше заданного, то усилитель через изме-
рительный мост будет охвачен положительной обратной связью и
возникнет дисбаланс. Переменное напряжение с выходного тран-
зистора Т4 автогенератора через цепь R9, С5 и детектор на диодах
Д2 и ДЗ запирает транзистор Т5, который был нормально открыт
смещением сопротивления через сопротивление R10. При этом от-
сутствует отпирающее напряжение на базе транзистора Тб и реле
р] обесточено. Если сопротивление датчика будет выше заданного,
обратная связь через мост станет отрицательной, автоколебаний не
527
будет. Транзисторы Т5 и Тб откроются и реле сработает. Для
подавления самовозбуждения усилителя на высокой частоте при
большой отрицательной обратной связи введен конденсатор Св.
Конструкция сигнализатора показана на рис. 8.7.
Смещение настройки бСм сигнализатора, понимаемое как раз-
ность сопротивления, при котором образуется измерительная ин-
Рис. 8.6. Принципиальная электрическая схема сигнализатора температуры
формация, и сопротивления, сооответствующего равновесию (ба-
лансу) измерительного моста, вычисляется по формуле
M'+t)
где Rc — активное сопротивление конденсатора С2; Rn— сопротив-
ление датчика при балансе моста; R3 — сопротивление эмиттерной
цепи транзистора Tl; Ra— сопротивление смещения транзистора
по постоянному току; Т2 — постоянная времени апериодического
звена мостовых цепей, которая определяется как
Г2^(/?э+^+/?с)С1,
Ту — выбирается из условия
7’у<^0,57'2; Ту—CARy^T^TAKT2KT:^
528
где Рт2, ртз, Рт4 — динамические коэффициенты усиления по току
транзисторов Т2, ТЗ, Т4; Кт2, Ктз—коэффициенты использования
входных цепей транзисторов Т2, Т3\
Ry^R*n+R^n,
Rh —сопротивление базовой цепи транзистора Т4-, Rn —сопро-
тивление эмиттерной цепи транзистора Т4. Частота автоколебаний
вычисляется по формуле
где
1 КуКк + 1
‘ (2л)2	Т^Т2 ’
Rk	, /?н^/?д+100 Ом.
К   R1
R	R5	+ #1 + #2 + ^15
Рис. 8.7. Конструкция сигнализатора
температуры
Поверочный расчет. Для примера примем
Яс =5 Ом;
#2=1 кОм;
KTg=0,45;
Ртз=30;
Яд «100 Ом;
#5=33 кОм;
Ктз='0,7;
Кт4=0,7;
С1 = 20 мкФ;
Ян = 600 Ом
#у=400 Ом;
#1=#15=100 Ом;
С3=0,0.068 мкФ;
Рт2=Рт4='2О;
Яэ='165 Ом.
Определим коэффициент усиления КУ=Рт2ртзрт4Кт2КтзКт4—20-30.20.0,45Х
X 0,7-0,7=2650.
Определим величину Л’я:
100
* 33-103 1200 + 100 + 103+ 100
600
= 0,76- 10-3,
Определим постоянные времени Ту, Т2:
Ту = 0,0068-400.20-30-0,45-0,7-10-6 = 5,2-10-4 с,
Т2 = 20- 10-6(165 + ЮО + 5) = 5,4-Ю-з с.
Определим частоту автоколебаний f:
1	/ 2650.0,76-10-3 +1
f =----- I /------------------------ 166 Гц.
2л 5,2.10-4.5,4-Ю-з
529
Определим смещение настройки 6СМ:
/	5 \ 100	/ 5,2-10--4	W165	\ 2
8см “Д1 + юо/зз. юз+ (<5>4. ю-з + 1J\Ю0 + 7 2650
= 3,2-10-з + 2,2-10-з = 5,4-10-з или 0,54%.
8.4. ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЙ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЬ РАСХОДА
На рис. 8.8 представлена структурная схема измерительного
преобразователя—вычислителя, входящего в систему измерения и
регулирования массовой подачи воздуха.
Измерительный преобразователь, построенный на основе кусоч-
но-линейной аппроксимации, содержит четыре функциональных
преобразователя (4, 5, 6, 7). Функциональный преобразователь 4
Рис. 8.8. Структурная схема измерительного преобра-
зователя для расходомера газа
преобразует напряжение t/дрДатчика 1 перепада давления Др в
пропорциональное напряжение U, и представляет собой масштаб-
ный усилитель с постоянным коэффициентом передачи, равным ми-
нус единице. Выходное напряжение 7т функционального преобра-
зователя 4 связано следующей зависимостью с входным напряже-
нием U Цр
СЛ = /КМ = -(^Р-^).
где Uo— напряжение смещения.
Функциональный преобразователь 5 преобразует напряжение
Up датчика 2 давления р в пропорциональное напряжение U2 и
представляет собой масштабный усилитель с переменным коэффи-
циентом передачи, зависящим от величины сопротивления Rt дат-
чика 3 температуры Т. Зависимость выходного напряжения U2
функционального преобразователя 5 от входного напряжения Up и
величины сопротивления Rt выражается следующей формулой:
U2 = f (Up, Rt) = -(Up - Uo) RK/Rt,
где Rto — величина сопротивления датчика температуры при Т=7\
Функциональный преобразователь 6 преобразует напряжения
Ut и U2 в пропорциональное напряжение U3 и представляет собой
кусочно-линейный аппроксиматор, который воспроизводит функ-
530
цию /, отрезками прямых 2 (рис. 8.9). Зависимость выходного на-
пряжения 173 от входных Ui и U2 выражается следующей фор-
мулой:
Л]
где К\ — коэффициент пропорциональности.
Функциональный преобразователь 7 представляет собой усили-
тель напряжения с коэффициентом усиления, равным минус
Рис. 8.9. Функция (>,=/(6'2):
1—заданная функция вида V ЩС/2 = const; 2—
аппроксимирующие отрезки прямых
что можно выразить следующей формулой:
^вых=-^1^3-
Подставляя значения U\, U2, U3, из приведенных выше формул
получим зависимость выходного напряжения [7ВЫх измерительного
преобразователя от напряжений б/др, Up, поступающих с датчиков
давления р и перепада давлений Др, и от величины сопротивления
датчика температуры:
f (Up-U0)(UAp-U0)
^вых — I/	n	*\to‘
г
На рис. 8.10 представлена принципиальная электрическая схе-
ма прибора вычисления расхода воздуха, построенного на основе
измерительного преобразователя.
Входное напряжение Up от датчика давления поступает через
контакт 2 разъема Ш1 прибора и через резистор R13 на вход опе-
рационного усилителя ИС-2, выполненного на интегральной микро-
схеме. Через контакты 1, 4 разъема Ш1 в цепь обратной связи опе-
531
R26
Ш R29
—CZH=3—
R31
Рис. 8.10. Принципиальная электрическая схема прибора вы-
числения расхода воздуха, построенного на основе измеритель-
ного преобразователя

532
533
рационного усилителя ИС-1, образованную резисторами R20...R23
и конденсатором СЗ, введено сопротивление Rt датчика темпера-
туры. С делителя, выполненного на резисторах R3, R7, RIO, R12,
через резистор R11 на вход операционного усилителя ИС-2 посту-
пает напряжение смещения Uo. Коэффициент передачи операцион-
ного усилителя ИС-2 равен
Кис KqR-21 (Rzl + #2з)/(^?21 + R22 + Ria)
RisRt
Элементы R14, R17, R19, C2, C4, C6, C8, СЮ, C12 служат для
обеспечения требуемого режима работы операционного усилителя
ИС-2. Входное напряжение lhpc датчика перепада давлений посту-
пает через контакт 3 разъема Ш1 прибора и через резистор R8 на
вход операционного усилителя ИС-1, выполненного на интеграль-
ной микросхеме. С делителя, выполненного на резисторах Rl, R2,
R5, R6 через резистор R4 на вход операционного усилителя ИС-1
поступает напряжение смещения UQ. Коэффициент передачи опера-
ционного усилителя ИС-1 равен
у^ис_ =	^15 + RzsRmRRzs + R24)
С’1	Rs
Элементы R9, R16, R18, Cl, СЗ, С4, С5, С9, СИ служат для
обеспечения требуемого режима работы операционного усилителя
ИС К С выходов 5 операционных усилителей ИС-1 и ИС-2 напря-
жение поступает на вход 9 операционного усилителя ИС-3 через
аппроксиматор, выполненный на резисторах R26...R54, R69, R75...
...R81, диодах Д1...Д8, конденсаторах С19..С21, диодных матри-
цах ИС-8, ИС-9 и обмотках 13, 14 и 15, 16 трансформатора Тр1,
который является входной цепью операционного усилителя ИС-3-
Проводимость входной цепи (аппроксиматора) изменяется вслед-
ствие изменения проводимости входящих в аппроксиматор диодов
ДЗ... Д8, проводимость которых в свою очередь изменяется от из-
менения разности входных напряжений, так что выходное напряже-
ние операционного усилителя ИС-3 равно
Элементы R73, R77, С24... С29 служат для обеспечения требуе-
мого режима работы операционного усилителя ИС-3. Транзистор
Т1 служит для согласования операционного усилителя ИС-3 с на-
грузкой.
Выходное напряжение, определяемое выражением
^ВЫХ К
Г (ЦР-иоииЛр-ио)
V Rt
поступает с эмиттера транзистора Т1 на контакт 5 разъема Ш1
прибора
Питание прибора осуществляется от сети переменного тока с
амплитудой 115 В и частотой 400 Гц, поступающего через контак-
534
ты 6, 10 разъема Ш1 на обмотки 1, 3 трансформатора Tpl. С вы-
ходных обмоток 5, 10 трансформатора Tpl переменное напряже-
ние поступает на диодные матрицы ИС-6, ИС-7, где происходит
выпрямление, затем на сглаживающие фильтры R65, СП и R60,
С18 и стабилизаторы, выполненные на микросхемах ИС-4, ИС-5.
Транзисторы Т2, ТЗ являются усилителями мощности стабилизато-
ров. Элементы С13...С16, R56..R66, R85 служат для обеспечения
требуемого режима работы стабилизаторов ИС-4, ИС-5.
8.5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИЗМЕРИТЕЛЬНОГО ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЯ
Исходные данные:
— диапазон изменения входных напряжений ОLp =1 ... 8 В, Up — \ . .. 8 В;
—	погрешность преобразования (квадратный корень из произведения вход-
ных напряжений) |6i| <1%;
—	изменение выходного напряжения СБых=1 ... 8 В.
Как видно из рис. 8.9, погрешность реализации функции 1 зависит от длины
аппроксимирующего отрезка 2, а число отрезков аппроксимации 2 при одинако-
вой погрешности на каждом отрезке зависит от диапазона изменения входных
напряжений Ut и С2. В принципиальной схеме (рис. 8.10) длина аппроксимирую-
щего отрезка зависит от разности опорных напряжений соседних диодов, при ко-
торых происходит изменение их проводимости,
а величина опорных напряжений зависит от вели-
чины входных сигналов Д,, Д2 и величин сопро-
тивлений резисторов, входящих в диодно-рези-
сторные цепи. Диодно-резисторные цепи аппрок-
симатора имеют Т-образный вид, число п диодно-
резисторных цепей по каждому входу определяет-
ся по формуле
^ртах	( 1 + /8/100 \
Ддтш	V 1 - Г 8/100 )
/1 + > W
К \ 1 - > 8/100 )
где t/р шах—максимальное напряжение на вхо-
де аппроксиматора; Up mm — минимальное напря-
жение на входе аппроксиматора; б — погрешность
аппроксиматора (заданная).
п =
lg8-2 1g
1 +/0,01
1 — j-'oToi
41g
1 + /0.01
1 — I ОДЛ
Рис, 8.11. Схема входной
цепи аппроксиматора
На рис. 8.11 изображена входная цепь аппроксиматора, где показана двой-
ная нумерация резисторов: одна по схеме рис 8.10, другая с двойным индексом
(для простоты написания расчетной формулы).
Определим величины сопротивлений резисторов, входящих в диодно-резис-
торные цепи:
/ — / — ь	^2‘ ~ ^21 =
 {x+b)(b‘-b-l+
---------b~i+xRoc-.
b{b -1)
Я0.С »
535
где Ro.c — сопротивление в цепи обратной связи, /?о.с=(1,2 ... 4,3) 103 Ом;
Ь — коэффициент, характеризующий длину аппроксимирующего отрезка,
/1 + V 6/юо V
о ~ \1---’ П — число диодно-резисторных цепей по каждому входу;
6 — погрешность аппроксиматора (заданная): i — индекс сопротивления, меня-
ется от 1 до л;
#о = #'о = #26 = #50 =15,38 кОм;
— #ц — #26 + #29 = /?47 + /?48 = 6,25 кОм;
А? 12 = /?12 = ^31 = /?4з = 19,32 кОм;
/?1з = /?1з =	+ /?зб = #зэ + /?4о = 34,27 кОм;
#21 = #21 — #27 + /?зо = #45 + #51 = 17,84 кОм;
#22 = #22 == #34 = #46 = 13,2 кОм,
#23 = #23 = #37 + #38 — #41 + #42 = 9,8 кОм.
Все приведенные выше формулы для расчета аппроксиматора выведены из
равенств коэффициентов передачи аппроксиматора (см. рис. 8.11) по каждому
входу коэффициентам пропорциональности прямых, аппроксимирующих заданную
функциональную зависимость (см. рис. 8.9).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Воронин Г. И. Системы кондиционирования воздуха на летательных аппа-
ратах.— М.: Машиностроение, 1973. — 443 с.
2.	Воронин Г, И. Авиационные бензообогреватели.—М.: Редиздат аэрофло-
та, 1956.—352 с.
3.	Воронин Г. И., Дубровский Е. В. Эффективные теплообменники.—М.:
Машиностроение, 1973.—96 с.
4.	Верба М. И. Теория сушки.—М.: МЭИ, 1960.—170 с.
5.	Кэйс В. М., Лондон А. Л. Компактные теплообменники.—М.: Энергия,
1967,—224 с.
6.	Кутателадзе С. С., Боришанский В. М. Справочник по теплопередаче.—
М.: Госэнергоиздат, 1958.—414 с.
7.	Меркулов А. П. Вихревой эффект и его применение в технике.—М.: Ма-
шиностроение, 1969.—184 с.
8.	Низкотемпературные тепловые трубы для летательных аппаратов/[Воро-
нин В. Г., Ревякин А. В., Сасни В. Я., Тарасов В. С.].—М.: Машиностроение,
1976,—200 с.
9.	Рац И. И. Конструкции, исследования и расчет пластинчато-ребристых
теплообменных аппаратов.—ЦИНТИМАШ, 1962.—100 с.
10.	Электрические системы зажигания, обогрева и освещения самолетов/[Ку-
лебакин В. С., Синдеев И. М., Давидов П. Д.,Федоров Б. Ф.].—М.: Оборонгиз,
I960.—372 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие...................................................... 3
Введение ............................................................. 5
Глава 1. Теплообменные аппараты..................................11
1.1.	Классификация теплообменных аппаратов	и	требования	к	ним	11
1.2.	Воздухо-воздушные радиаторы	..................13
1.2.1.	Конструкции воздухо-воздушных	радиаторов	....	13
1.2.2.	Расчет воздухо-воздушных радиаторов .	.	.	27
1.3.	Воздухо-жидкостные радиаторы............................... 68
1.3.1.	Конструкции воздухо-жидкостных радиаторов	...	68
1.3.2.	Расчет воздухо-жидкостных радиаторов....................70
1.4.	Испарительные теплообменники ....	.72
1.4.1.	Конструкции испарительных теплообменников	.	.72
1.4.2.	Расчет испарительных теплообменников....................79
1.5.	Расчет радиаторов со смоченной поверхностью теплообмена	84
1.6.	Расчет радиаторов в случае осаждения льда на поверхности
теплообмена......................................................89
1.7.	Жидкостно-жидкостные радиаторы..............................91
1.8.	Радиационные теплообменники	 94
1.8.1.	Схемы и характеристики..................................94
1.8.2.	Расчет радиационных теплообменников.....................99
Глава 2. Тепловые, вихревые и пульсационные трубы....................104
Тепловые трубы
2.1.	Краткие сведения о тепловых трубах, их применение и класси-
фикации ........................................................104
2.2.	Схемы и конструкции нерегулируемых тепловых труб	107
2.3.	Схемы и конструкции регулируемых тепловых труб ....	113
2.3.1.	Регулирование температуры путем изменения внешнего тер-
мосопротивления ............................................. 114
2.3.2.	Регулирование температуры путем изменения термосопро-
тивления фитиля .	.	.	....................115
2.3.3.	Регулирование температуры путем использования неконден-
сирующегося газа .	.	........................116
2.3.4.	Регулирование температуры в тепловой трубе, работающей
по принципу диода............................................ 120
2.4.	Конструкции фитилей тепловых труб ....	.	.	121
2.4.1.	Сетчатые фитили....................................... 121
2.4.2.	Конструкционные фитили.................................123
538
Стр.
2.4.3.	Комбинированные фитили................................. 128
2.4.4.	Артерии ...	.	.	129
2.4.5.	Совместимость материалов и рабочих тел	.131
2.5.	Расчет тепловой трубы...................................... 133
2.5.1	Гидродинамический перенос массы потока...................134
2.5.2.	Термодинамический перенос потока тепла	.	135
2.5.3.	Краткий метод расчета тепловой трубы	...	136
2.5.4.	Пример расчета тепловой трубы .	.	.	.	140
2.5.5.	Дальнейшее развитие тепловых труб ...	142
Вихревые трубы
2.6.	Общие сведения о вихревых трубах............................143
2.7.	Схемы и конструкции вихревых труб.......................... 144
2.7.1.	Вихревые трубы — температурные разделители	144
2.7.2.	Вихревые трубы — вакуум-насосы	.............155
2.7.3.	Вихревые трубы — разделители фаз	...	156
2.7.4.	Вихревые трубы — измерители и пневмоавтоматы	.	.	.	156
2.8.	Влияние основных параметров на эффективность работы вихре-
вой трубы ....	.....	158
2.8.1.	Влияние давления газа на эффективность............159
2.8.2.	Влияние температуры газа на эффективность .	.	.	.	159
2.8.3.	Влияние давления перед дросселем иа эффективность	160
2.8.4.	Влияние влажности сжатого газа на эффективность	.	.	160
2.8.5.	Влияние диаметра отверстия диафрагмы на эффективность	161
2.8.6.	Влияние размеров трубы на эффективность .	.	161
2.8.7.	Влияние схемы и конструкции трубы на эффективность .	.	162
2.8.8.	Энергетическая оценка эффекта разделения газа в вихревой
трубе................................ ....	163
2.9.	Расчет вихревых труб .	.	.	.	.....	164
2.9.1.	Метод расчета адиабатной вихревой трубы ...	164
2.9.2.	Примеры расчета вихревой трубы .	...	167
2.9.3.	Метод расчета неадиабатной вихревой трубы	171
2.9.4.	Метод расчета вихревого вакуум-насоса .	172
2.9.5.	Метод расчета вихревой трубы-сепаратора	174
Пульсационные трубы
2.10.	Краткие сведения и принцип действия пульсационной трубы 176
2.11.	Метод расчета пульсационной трубы .	.	180
Глава 3. Турбохолодильники...................................183
3.1.	Краткие сведения о развитии турбохолодильников	....	183
3.2.	Требования, предъявляемые к турбохблодильникам, и класси-
фикация ........................................................187
3.2.1.	Требования	................187
3.2.2.	Классификация	 188
3.3.	Турбохолодильник с радиальной центростремительной турбиной
и диагональным компрессором .	.	.	 190
3.4.	Турбохолодильиик с осевой турбиной	и	осевым	компрессором	202
3.5.	Турбохолодильник реактивный одноступенчатый быстроходный с
поддувом, радиально-осевыми турбиной и компрессором .	.	204
3.6.	Турбохолодильник без тормоза.............................. 206
3.7.	Универсальный автоматизированный турбохолодильиик	208
3.8.	Турбохолодильник с воздушными опорами.......................209
3.9.	Расчет радиального турбохолодильника........................210
3.9.1.	Газодинамический расчет радиального центростремительного
холодильного колеса ......................................... 210
3.9.2.	Газодинамический расчет осевого вентилятора ....	226
3.9.3.	Определение частоты вращения турбохолодильнпка при не-
стационарном режиме работы....................................243
539
Стр.
3.9.4.	Определение осевых усилий, действующих на ротор .	.	243
3.9.5.	Определение расхода воздуха на охлаждение подшипников	250
3.9.6.	Расчет па прочность холодильной турбины .	.	.	.	250
3.9.7.	Расчет лопатки холодильного колеса иа изгиб	257
3.9.8.	Расчет на прочность диска осевого вентилятора ....	257
3.9.9.	Определение частоты собственных колебаний лопатки вен-
тилятора	....	262
3.9.10.	Расчет постановки лопатки вентилятора .	....	265
3.9.11.	Расчет допустимой неуравновешенности ротора турбохоло-
дильника ..................................................... 265
3.9.12.	Определение критической частоты вращения ротора .	265
3.10.	Расчет осевого двухступенчатого турбохолодильника .	.	.	270
3.10.1.	Газодинамический расчет одновенечного двухступенчатого
холодильного колеса............................................270
3.10.2.	Расчет на прочность диска и бандажа холодильного осе-
вого колеса ...	.	.................295
3.11.	Расчет радиально-осевого турбохолодильника .....	303
3.11.1.	Газодинамический расчет радиально-осевой турбины .	303
3.11.2.	Газодинамический расчет центробежного компрессора .	.	316
3.11.3.	Профилирование колеса компрессора......................316
3.11.4.	Определение осевых усилий на ротор турбохолодильиика	343
3.11.5.	Расчет на прочность диска холодильного колеса .	.	.	346
3.11.6.	Расчет реакций опор ротора............................ 349
3.11.7.	Определение допустимой неуравновешенности ротора .	352
3.11.8.	Расчет радиальных нагрузок на подшипники ....	352
3.11.9.	Расчет подшипников на долговечность....................355
3.11.10.	Расчет критической частоты вращения ротора радиально-
осевого турбохолодильника	.	  355
Глава 4.	Генераторы тепла........................................... 363
4.1.	Краткие сведения о развитии генераторов тепла и их класси-
фикация .........................................................363
4.2.	Требования, предъявляемые к генераторам тепла и нейтраль-
ного газа....................................... .	...	365
4.3.	Схемы и конструкции генераторов тепла ......................367
4.4.	Камера сгорания с теплообменником	.	.	370
4.5.	Горелки .....	.................385
4.5.1.	Кинетические горелки	...	386
4.5.2.	Диффузионные горелки .................................. 391
4.6.	Устройства подачи топлива	,	.....................395
4.6.1.	Подогреватель топлива ,	.	.	.	....	395
4.6.2.	Коробка топливная	.................................396
4.6.3.	Фильтр топливный....................................... 396
4.6.4.	Регулятор давления топлива..............................398
4.6.5.	Клапан перекрывной	топливный............................401
4.6.6.	Жиклер .	.	...	404
4.7.	Устройства зажигания	.............. 405
4.7.1.	Пневмореле .	.	.................405
4.7.2.	Насос топливный .	.	.	.	.................407
4.7.3.	Способы зажигания топлива	.............408
4.7.4.	Калильное зажигание.....................................409
4.7.5.	Искровое высоковольтное зажигание	.	.	.	411
4.7.6.	Электромагнитный прерыватель	.....	414
4.7.7.	Механический прерыватель .	.	.................415
4.7.8.	Преимущества и недостатки высоковольтных систем зажи-
гания .	............................................416
4.7.9.	Разрядное низковольтное зажигание.......................416
4.7.10.	Низковольтное зажигание с разрядом по поверхности по-
лупроводника свечи	.	.	..............417
4.7.11.	Низковольтное зажигание с эрозийной свечой .	.	.418
540
Стр.
4.8.	Устройства подачи и регулирования параметров воздуха .	420
4.8.1.	Вентилятор генератора тепла.............................420
4.8.2.	Термовключатели и термовьжлючатели	....	421
4.8.3.	Биметаллические термовключатели	.	....	421
4.8.4.	Биметаллические термовыключатели	.	....	422
4.8.5.	Пружинные термовключатели	..................422
4.8.6.	Пружинные термовыключатели	.	.	...	424
4.8.7.	Блок управления регулятора температуры..................424
4.8.8.	Датчик температуры воздуха кабины .	.....	425
4.8.9.	Датчики температуры воздуха генератора тепла .	.	426
4.8.10.	Задатчик температуры воздуха...........................427
4.9.	Расчет генератора тепла .	..........................430
Глава 5. Генераторы нейтрального газа.................................434
5.1.	Схема и конструкция генератора	нейтрального газа .	.	.	434
5.2.	Камера сгорания с теплообменником	439
5.3.	Топливовоздушный блок.......................................445
5.4.	Регулятор избыточного давления воздуха	....	455
5.5.	Пневмоклапан .	.	.	..................456
5.6.	Электроклапан переключения..................................457
5.7.	Перепускной ^клапан	.	...	458
5.8.	Перекрывной клапан ......	460
5.9.	Термореле / .	.	.	.	.	.	......................461
5.10.	Перекрывмое устройство .	.	.	462
5.11.	Блок управления	.	.	.	462
5.12.	Конденсатор	.	464
5.13.	Влагоотделитель	.	.	......................465
5.14.	Осушитель..................................................466
Глава 6. Увлажнители воздуха..........................................470
6.1.	Назначение увлажнителей воздуха и требования к ним .	470
6.2.	Схемы и конструкции увлажнителей .	...	.	.	.	471
6.2.1.	Форсуночные увлажнители .	.	.	.1 . ^-''7 .	472
6.2.2.	Пневматические и механические форсунки .	.	473
6.2.3.	Барботажные увлажнители .	.	..................476
6.2.4.	Центробежные увлажнители................................477
6.2.5.	Электрические .увлажнители..............................479
6.2.6.	Тепловой увлажнитель	  481
6.2.7.	Оросительный увлажнитель .	..................483
6.3.	Расчет увлажнителей	.	.	..............489
Глава 7. Смесители и распределители среды.............................492
7.1.	Назначение и классификация	смесителей.............. 492
7.2.	Заслоночные смесители.......................................492
7.3.	Сферические смесители .	.	.	.....	494
7.4.	Золотниковые смесители	..................496
7.5.	Клапанные смесители	 497
7.6.	Расчет смесителей .	  499
7.7.	Назначение и классификация	распределителей............500
7.8.	Распределители шаговые .	..................501
7.9.	Распределители реверсивные..................................504
7.10.	Распределители — регуляторы расхода среды..................506
7.11.	Расчет распределителей .	.....	509
7.12.	Пример расчета распределителя .............................516
Глава 8. Измерительные преобразователи................................519
8.1.	Назначение измерительных преобразователей	519
8.2.	Измерительные преобразователи температуры...................519
8.3.	Основные расчетные соотношения фазочувствительного блока
управления......................................................524
8.4.	Измерительный преобразователь расхода......................530
8.5.	Проверочный расчет измерительного преобразователя	535
Список литературы...................................................  537
ИБ № 2030
Григорий Иванович Воронин
КОНСТРУИРОВАНИЕ МАШИН И АГРЕГАТОВ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
Редакторы издательства В. И. Рыбакова и Д. Я. Чернис
Переплет художника Е. В. Бекетова
Художественный редактор В. В. Лебедев
Технические редакторы В. И. Орешкина и И. Н. Скотникова
Корректор Е. П. Карнаух
Сдано в набор 21.04.78	Подписано в печать 4.08.78	Т—09679
Формат 60Х90*/1в	Бумага типографская № 2	Гарнитура литературная
Печать высокая Усл. печ. л. 34,0	Уч.-изд. л. 34,15	Цеиа 1 р. 50 к.
Тираж 4900 экз.	Заказ 505.
Издательство «Машиностроение», 107885 Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3.
Московская типография № 8 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
Хохловский пер., 7.
В ИЗДАТЕЛЬСТВЕ «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
В 1979 году ВЫЙДУТ КНИГИ:
Белянин П. Н. Производство широкофюзеляжных само-
летов. — 20 л., ил. — В пер.: 1 р. 40 к.
В современном мировом авиастроении производство широ-
кофюзеляжных самолетов заняло ведущие позиции, поэтому
вопросы технологии производства именно этих самолетов ста-
ли весьма актуальными в самолетном производстве.
В книге дан технологический анализ конструкций широко-
фюзеляжных самолетов советского (Ан-22, Ил-86) и амери-
канского (Боинг-747, Дуглас ДС-10 и Локхид-1011 «Трис-
тар») производства, описаны технологические процессы и
оборудование для производства этих самолетов (изготовление
заготовок, механическая и термическая обработка, сборка уз-
лов, агрегатов и самолетов в целом).
Большое внимание в книге уделено процессам отделки,
контроля и испытаний широкофюзеляжных пассажирских са-
молетов.
Книга рассчитана на технологов и конструкторов самоле-
тостроительных предприятий, на инженерно-технических ра-
ботников самолетостроения. Она может быть полезна студен-
там и аспирантам авиационных вузов.
Г а н и е в Р. Ф. Динамика систем твердых и упругих тел. —
15 л., ил. — В пер.: 95 к.
В книге изложены некоторые специфические динамические
свойства колебательных и вращательных движений систем
твердых, твердых деформируемых тел и тел с жидкостью, со-
вершающих управляемое движение в просртанстве (примени-
тельно к летательным аппаратам). Постановка и решение за-
дач, которые приведены в книге, прежде всего обусловлены
интенсивным развитием в последнее время авиации, ракетной
техники, космонавтики, приборостроения и машиностроения,
поэтому рассматриваемые управляемые системы тел в боль-
шинстве случаев являются динамическими моделями ряда тех-
нических объектов (ракет, спутников и вертолетов).
543
ИБ № 2030
Григорий Иванович Воронин
КОНСТРУИРОВАНИЕ МАШИН И АГРЕГАТОВ
СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ
Редакторы издательства В. И. Рыбакова и Д. Я. Чернис
Переплет художника Е. В. Бекетова
Художественный редактор В. В. Лебедев
Технические редакторы В. И. Орешкина и Н. Н. Скотникова Корректор Е. П. Карнаух
Сдано в набор 21.04.78	Подписано в печать 4.08.78	Т—09679
Формат 60X90’716	Бумага типографская № 2	Гарнитура литературная
Печать высокая	Усл. печ. л. 34,0	Уч.-изд. л. 34,15	Цена 1 р. 50 к.
Тираж 4900 экз.	Заказ 505.
Издательство «Машиностроение», 107885 Москва, Б-78. I-й Басманный пер., 3.
Московская типография № 8 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
Хохловский пер., 7.
Замеченные опечатки
Стр.	Строка	Напечатано	Должно быть	—
65 219	10 снизу № 63	[2(/<z+l...	• •. [2/Cc + 1 ...	r У
268 295 299 513 516	№ 21 14 сверху № 20 Рис. 7.23 Формула	ч 1С *0 о 2	• II ; Ss to • 1	2 cl Г о 1 s	3	0° •	—1	=	to	о :	:	к < я 	1	 • • cl« — 1710 • 106 • • • '-'2Kp ... = — Ur — ил н  M, 30 25 ... 5 0	1- 4- И ie
1	(7.26)	G = HIA '4	G ~	//p.4 '4	3-
Зак. 5Q5		1		n,
а
пе-
тостроптельных предприми^, ..и ....д	ра-
ботников самолетостроения. Она может быть полезна студен-
там и аспирантам авиационных вузов.
Г а н и е в Р. Ф. Динамика систем твердых и упругих тел. —
15 л., пл. — В пер.: 95 к.
В книге изложены некоторые специфические динамические
свойства колебательных и вращательных движений систем
твердых, твердых деформируемых тел и тел с жидкостью, со-
вершающих управляемое движение в просртанстве (примени-
тельно к летательным аппаратам). Постановка и решение за-
дач, которые приведены в книге, прежде всего обусловлены
интенсивным развитием в последнее время авиации, ракетной
техники, космонавтики, приборостроения и машиностроения,
поэтому рассматриваемые управляемые системы тел в боль-
шинстве случаев являются динамическими моделями ряда тех-
нических объектов (ракет, спутников и вертолетов).
543
Книга предназначена для инженеров, расчетчиков и науч-
ных работников авиационной и других отраслей машиностро-
ения.
Кудряшев Л. И., Меньших Н. Л. Приближенные ре-
шения нелинейных задач теплопроводности.-—16 л., ил.—
В пер.: 1 р. 20 к.
В книге приведены доведенные до конкретных расчетных
уравнений приближенные аналитические решения нелинейных
задач нестационарной теплопроводности вариационными и ин-
тегральными методами с использованием полной или частич-
ной линеаризации исходной системы уравнений, определяю-
щих задачу. Каждый раздел книги пояснен конкретными при-
мерами, наглядно иллюстрирующими предлагаемые методы.
Некоторые задачи для тел сложной формы приводятся в ли-
тературе впервые.
Книга предназначена для инженеров-механиков и тепло-
техников авиационной и других отраслей промышленности.