Система подачи компонентов топлива

8.1. Турбонасосная система (ТНС) подачи компонентов топлива

Турбонасосная система состоит из следующих подсистем.

1. Турбонасосный агрегат (ТНА), предназначенный для увеличения давления и подачи компонентов топлива в камеру ЖРД и газогенератор. Ос­новными элементами ТНА является турбина, развивающая мощность при по­даче на нее высокотемпературного газа, и насосы, преобразовывающие мощ­ность турбины в напор компонентов топлива.

2. Система повышения давления на входе в насосы состоит из системы предварительного наддува баков, который осуществляется, как правило, с по­мощью инертных газов или из системы предвключенных насосов.

3. Система запуска турбины. Запуск турбины осуществляется с помо­щью твердотопливного газогенератора, как правило, работающего кратковре­менно только в момент запуска ЖРДУ.

4. Система питания турбины. Питание турбины высокотемпературным газом осуществляется с помощью жидкостного газогенератора, работающего на основном или вспомогательном компоненте топлива, или путем подачи на лопатки турбины одного из компонентов, газифицированного в зарубашечном пространстве.

5. Система выброса генераторного газа. Для ЖРД работающих по схе­ме «жидкость-жидкость» с выбросом генераторного газа в окружающую среду, система отвода включает в себя выхлопной патрубок турбины, заканчиваю­щийся расширяющимся соплом, плоскость среза, которого обычно совпадает с плоскостью среза основных сопел камеры ЖРД.

Для ЖРД, работающих по схеме «жидкость - газ» или «газ-газ», сис­тема отвода генераторного газа включает газовод (толстостенный патрубок), соединяющий выхлопной коллектор турбины с головкой камеры ЖРД.

8.2. Компоновочные схемы ТНА

ТНА подразделяются на одновальные и многовальные. В одновальных ТНА турбина и насосы располагаются на одном валу. Преимуществом ТНА, выполненных по такой схеме, является простота конструкции и малый вес. В качестве недостатка необходимо отметить, что только один из насосов (как правило, насос окислителя) работает при оптимальном числе оборотов. При этом насос горючего эксплуатируется при пониженных значениях КПД.

Различают следующие компоновочные схемы ТНА, рис.57.

При трехвальной схеме ТНА числа оборотов насосов и турбины неза­висимы друг от друга и могут выбираться из условий оптимальности работы насосов. Однако, наличие редукторов, работающих в сложных условиях (высо­кие значения/Окружной скорости, сложность обеспечения эффективной систе­мы смазки и охлаждения), в некоторых случаях сводит к минимуму выигрыш от повышения значений КПД насосов.

Рис.57

Компоновочные схемы ТНА

Наибольшее распространение в ЖРДУ получили одновальные схемы ТНА.

8.3. Устройство центробежного насоса

В ТНА ЖРД обычно в качестве основных применяются центробежные насосы. Основными достоинствами, определяющими преимущественное ис­пользование этих видов насосов в ЖРД, являются:

- обеспечение высоких давлений подачи и производительности при
малых габаритах и массе;

- возможность работы на агрессивных и низкокипящих компо­нентах;

- возможность работы с большим числом оборотов и удобство ис­пользования турбины для их привода.

На рис.58 показана схема одноступенчатого центробежного насоса. Жидкость по входному патрубку 1 подается на вращающееся колесо (крыльчатку) 2. В колесе насоса жидкость движется по каналу, образован­ному стенками колеса и лопатками 3. Усилие, действующее со стороны ло­паток колеса на жидкость, заставляет ее двигаться так, что запас энергии в единице массы жидкости увеличивается. При этом происходит прирост как потенциальной энергии (статического давления), так и кинетической энер­гии жидкости.

Рис.58

Схема центробежного насоса:

1 — входной патрубок; 2 — колесо насоса (крыльчатка); 3 — лопатки;

4 — диффузор; 5 — лопатки диффузора; 6 — сборник или улитка; 7 — переднее уплотнение;

8 — подшипник вала; 9 — уплотнение подшипника

На выходе из колеса жидкость поступает в диффузор 4, где уменьшает­ся ее абсолютная скорость и дополнительно возрастает давление. Простейший

дифузор состоит из гладких дисков, составляющих его стенки, и называется безлопаточным. Лопаточный диффузор имеет неподвижные лопатки 5 (на рис.58 показаны пунктиром), которые способствуют более быстрому гашению скорости потока. Пройдя диффузор, жидкость поступает в спиральный канал (улитку) б, назначение которого состоит в том, чтобы собирать жидкость, вы-ооящую из колеса, а также уменьшать ее скорость. По нагнетающему патруб-ц жидкость подается в сеть.

Чтобы уменьшить перетекание жидкости из полости высокого дав­шая (диффузора, улитки) в область низкого давления, в насосе делаются уп-лотнения 7.

Рис.59

' Схемы центробежных насосов:

а —с осевым входом; б—со спиральным входом; в—с двухсторонним входом; г —многоступенчатый насос

Центробежные насосы выполняют с осевым, спиральным и двойным входом, одно-и многоступенчатые. Выбор осевого или спирального входа (рис.59, а,б)определяется в первую очередь условиями компоновки ТНА и дви­гательной установки. Двойной вход (рис.59, в) выполняют при больших расхо­дах для уменьшения скорости на входе и тем самым для улучшения антикави-тационных свойств насоса. Многоступенчатые насосы (рис.59, г) применяют при необходимости получения особенно больших напоров.

Обычно корпуса насосов выполняются литьем из высокопрочных алюминиевых сплавов, а в случае высоких давлений - из стали. Количество профилированных лопаток крыльчатки составляет не более 8, а их толщина лежит в диапазоне 2 ч- 5 мм.

8.4. Крыльчатки насосов

Различают крыльчатки, открытого и закрытого типов, рис.60 (а, б).

Открытая крыльчатка используется в насосах с малым расходом и дав­лением компонента. Для крыльчатки такого типа характерны значительные потери, обусловленные перетеканием компонента из области повышенного давления (на выходе из насоса) в область пониженного (на входе в насос). Крыльчатка состоит из диска 1 и выполненных на нем лопаток 2.

В закрытых крыльчатках на торцевых поверхностях лопаток устанав­ливается крышка 3., которая может быть выполнена за единое целое с крыль­чаткой. В крыльчатках такого типа потери на перетекание компонента значи-

тельно меньше, чем в открытых крыльчатках. Обычно крыльчатки изготавли­вают литьем. Число профилированных лопаток, как правило не превышает 8, а их толщина менее 5мм. Крыльчатки, представленные на рис.60, относятся к крыльчаткам с односторонним подводом компонента.

Для снижения расхода компонента через лопаточный канал крыльчат­ки (с целью исключения возникновения процесса кавитации) используются крыльчатки с двухсторонним подводом компонента, рис.61.

 

Рис.60

Односторонние крыльчатки: а- открытого типа; б - закрытого типа

Рис.61

Двухсторонняя крыльчатка

8.5. Уплотнения крыльчаток

С целью снижения перетечек жидкости в крыльчатках насосов уста­навливаются уплотнения следующих типов: щелевые, лабиринтные и плавающие, рис.62 а,б,в, соответственно.

Принцип работы щелевых уплотнений основан на обеспечении высо­кого гидравлического сопротивления кольцевой щели между графитовым вкладышем, установленным в корпусе насоса, и проточкой, выполненной во входном сечении диска. Конструкция данного уплотнения допускает до 15% перетечек от объема перекачиваемой жидкости, в то время как лабиринтное, рис.62 б, и плавающее (набор фторопластовых и алюминиевых шайб, установ­ленных во входном сечении крыльчатки), рис.62 в, - до 10 % и 5 %, соответ­ственно.

а)                           б)                        в)

Рис.62

Уплотнения крыльчаток: а - щелевое; б - лабиринтное; в - плавающее

8.6. Основные параметры насосов 1.Объемная производительность насоса, V, м³ / с

где:

 - массовый секундный расход жидкости, кг/с; - плотность рабочего тела на входе в крыльчатку, м³ / кг.

Относительная скорость движения жидкости в насосе, а, следователь­но, V и пропорциональны частоте вращения крыльчатки:

2. Действительный напор насоса, Н_д, Дж/кг.

Действительный напор насоса характеризует приращение энергии, приобретенное 1 кг жидкости, прошедшей через насос.

где:

Р вых. > Р вх. - давление на выходе и входе в крыльчатку, н/ м²;  - средняя плотность жидкости в крыльчатке насоса, м³ / кг;

Напор пропорционален произведению квадратов частоты вращения n и внешнего диаметра крыльчатки:

3.Давление на выходе из насоса, P_BblX, Па.

где:

 - давление в камере, Па;

 - перепад давления на форсунках, Па;
 -перепад давления, обеспечивающий преодоление гидравлического

сопротивления магистрали от насоса до камеры ЖРД, Па.

4.Число оборотов крыльчатки, n, об/мин.

где:

 - угловая скорость крыльчатки, 1/ с.

5.Полезная мощность насоса, N, Вт.

Полезная мощность насоса - мощность, переданная насосом жидкости, т.е. затраченная на создание действительного напора при заданной объемной производительности.

Полезная мощность насоса пропорциональна кубу числа оборотов крыльчатки

б.Коэффициент полезного действия насоса насоса, ,  %.

где:

 , , -объемный, гидравлический и механический коэффициенты

полезного действия (к.п.д.) насоса, соответственно.

где V ут. - объемная производительность насоса, обусловленная перетечками в нем.

Объемный КПД определяет количество жидкости, перетекающей из полости высокого давления обратно в полость низкого давления, и утечек жид­кости из полости высокого давления через уплотнения.

 - учитывает потери:

- на трение жидкости в каналах входного патрубка, крыльчатки, улит­ки, выходного диффузора, а также на трение в самой жидкости, обусловлен­ные ее вязкостью;

- на удар и срыв потока, обусловленные несовпадением геометриче­ского профиля лопатки и направлением вращения крыльчатки.

Потери на трение пропорциональны квадрату объемной производи­тельности V² или квадрату относительной скорости жидкости W².

Потери на удар минимальны при расчетном числе оборотов крыльчаг-ки.

 = 70 / 90 %

Произведение объемного и гидравлического к.п.д. носит название внутреннего к.п.д. насоса.

 - учитывает механические потери, связанные с трением жидкости о нерабочие поверхности крыльчатки, потери в подшипниках, уплотнениях и т.д.

 = 70 / 80 %

7. Потребная мощность насоса, N_H, Вт.

Потребная мощность насоса определяется экспериментально при его проливках, в процессе проведения которых находят объемную производитель­ность, значения давления на входе и выходе из насоса, число оборотов крыль­чатки и крутящий момент на валу.

8. Коэффициент быстроходности насоса, n_s.

Коэффициент быстроходности насоса - число оборотов этатонного на­соса, геометрически подобного натурному, с тем же гидравлическим и объемным к.п.д., но с напором в 1 Дж/кг и полезной мощностью в 1 Вт. В общем случае:

Величина n_s характеризует форму колеса насоса, рис.63. Дейст­вительно, при данном числе оборотов п большее значение п _s соответствует большим объемным производительностям V и меньшим напорам Я. Увеличе­ние же V и уменьшение Я приводит к увеличению проходного сечения канала

колеса (ширины) и к уменьшению выходного диаметра колеса D₂. Таким обра­зом, при больших значениях n_s канал колеса будет коротким и широким. С уменьшением n_s канал сужается, а отношение выходного и входного диаметров колеса (D₂ / D_I) увеличивается.

Насосы ЖРД, как правило, имеют относительно малые расходы объемные производительности V и большие напоры Н, т.е. малые значения n_s (обычно меньше 100).

Рис.63

Форма колеса насоса в зависимости от n_s: а - тихоходное колесо; б - нормальное колесо; в - быстроходное колесо

8.7. Характеристики насосов

Рассмотрим движение жидкости в проточной части центробежно­го насоса, рис.64.

Частицы жидкости, находящиеся в межлопаточном канале участвуют в двух движениях: в относительном (W- относительная скорость) и в перенос­ном (U- окружная скорость). В результате указанных движений частичка жид­кости перемещается в канале с абсолютной скоростью С, при этом U₂ > U₁.

С целью уменьшения потерь и создания наиболее благоприятных усло­вий течения жидкости по каналу крыльчатки рекомендуется принимать Wi = W₂, при условии U₂ > U₁.

Индексы "1" и "2" относятся к входному и выходному сечениям крыльчатки соответственно, рис.65.

Рис.64

Изменение параметров по тракту центробежного насоса

Согласно формуле Эйлера, напор насоса с бесконечным числом лопа­ток может быть определен по следующей зависимости:

где: G₂,u - проекция абсолютной скорости на выходе из крыльчатки на окруж­ную скорость (окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из крыльчатки).

В насосе с бесконечным числом лопаток любая струйка жидкости, пе­ремещающаяся от входа в колесо к спиральной камере, имеет одинаковые па­раметры. При конечном числе лопаток это условие нарушается. Со стороны лопатки, оказывающей силовое воздействие на жидкость, давление будет больше, рис.66,а. Такая неравномерность полей давлений связана с неравно­мерностью полей скоростей, рис.66,6. Относительная скорость будет больше на стороне лопатки, не оказывающей давление на жидкость.

Указанные распределения параметров вызывают изменения характера скорости жидкости в межлопаточном канале, т.е. приводят к появлению цирку­ляционных течений и к некоторому отклонению потока на выходе в сторону противоположную вращению, что определяет снижение напора, создаваемого насосом.

Рис.65

Треугольники скоростей на входе и на выходе из

крыльчатки центробежного насоса

Потери на циркуляцию оцениваются коэффициентом потерь насоса n_Л, который характеризует снижение напора, за счет конечного числа лопаток.

Теоретический напор насоса с конечным числом лопаток определяется из соотношения:

 

 

 

Для центробежного насоса:

где: D_1,CP- средний диаметр лопатки крыльчатки на входе; - угол наклона лопатки крыльчатки на выходе.

а)

Б)

Рис.66

Неравномерности полей давления, скорости и пульсации в межлопаточном канале крыльчатки

Объемная производительность насоса может быть определена по сле­дующей зависимости:

где: b₂ - ширина выходного сечения крыльчатки.

Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе из крыльчатки С_2,г определяется из выражения:

Теоретический напор насоса при бесконечном числе лопаток, с учетом, рис.67, что:

равен:

Рис.67

Треугольник скоростей на выходе из центробежного насоса

Напорная характеристика насоса представляет зависимость напо­ра от объемной производительности при постоянном числе оборотов крыльчат­ки, рис.68.

Рис.68

Напорная характеристика насоса с бесконечным числом лопаток крыльчатки

116

В центробежных насосах меньше , т.к. при увеличе-

нии наблюдается существенный рост гидравлического сопротивле-

ния жидкости в межлопаточном канале.

Поток жидкости при движении от входного сечения насоса до выхода аз диффузора испытывает неоднократные повороты, проходит сужения и рас-ширения канала, обтекает входные кромки лопаток и т.п. Во всех этих случаях теряется энергия на преодоление местного сопротивления, кроме того, всегда существуют потери на трение жидкости о стенки. Эти суммарные потери энер­гии в процессе течения жидкости через насос составляют гидравлические поте­ри.

Зависимость гидравлических потерь в насосе от объемной производи­тельности очень сложна: минимальные гидравлические потери имеют место при расчетном режиме течения жидкости, т.е. при расчетном значении объем­ной производительности насоса. Действительная напорная характеристика на­соса Нд= f (V) представляет собой параболу, рис.69.

Рис.69

Напорные характеристики центробежного насоса

8.8. Кавитация

Кавитация - процесс образования пузырьков пара в тех зонах жидко­сти, в которых статическое давление меньше давления насыщенного пара,

завершающийся заполнением этих пузырьков жидкостью при их попадании в зону повышенного давления. Это явление наблюдается при чрезмерно больших скоростях жидкости (числах оборотов крыльчатки - n).

При высоких скоростях движения потока статическое давление может стать меньше давления насыщенных паров P_s и тогда происходит закипание

жидкости, т. е. возникает кавитация.

В колесе центробежного насоса в отношении кавитации наиболее опасным является сечение входа жидкости на лопатки колеса, где полное дав­ление жидкости минимально (насос еще не сообщил жидкости энергии), а аб­солютная и относительная скорости потока велики.

Высокие относительные скорости жидкости на входе в лопатку спо­собствуют образованию полостей пониженного давления с задней стороны ло­патки, рис.70, т.е. способствуют возникновению кавитации. Кроме того, нерав­номерное поле абсолютных скоростей при подходе к лопатке вызывает допол­нительное падение давления в струйках, где скорость будет больше средней.

Рис.70

Область пониженного давления при обтекании лопаток насоса

Кавитация нарушает нормальную работу насоса по двум причинам.

Во-первых, вследствие того, что часть объема, подаваемого насо­сом, оказывается заполненной парами жидкости, происходит падение напо­ра и уменьшение расхода подаваемой жидкости.

Во-вторых, при попадании жидкости, имеющей в своей массе паровые мешки, в область более высоких давлений пар конденсируется и заполнение объема паровых мешков жидкостью происходит с большой скоростью (до 1500—1800 м/сек), что приводит к явлению гидравлического удара в момент заполнения объема. Совокупность направленных гидравлических ударов в фо­кус полусферы паровых объемов, находящихся на поверхности лопаток, при­водит к эрозионному разрушению металла.

Различают режимы частичной и полной кавитаций. При режиме час­тичной кавитации, образовавшиеся пузырьки пара успевают «захлопнуться» во входном сечении крыльчатки. Так как кавитационная эрозия развивается по­степенно, то ввиду малой продолжительности работы насосов ЖРД указанный режим работы не опасен. Однако кавитация в межлопаточной полости насосов ЖРД (режим полной кавитации) недопустима из-за падения напора и умень­шения объемной производительности.

Изменение напора при возникновении кавитации характеризуется так называемыми кавитационными характеристиками.

Различают срывные характеристики, рис.71, а, 6, т. е. зависимость на­пора Н от давления на входе Р_вх (или величины Рвх — P_s), и кавитационные характеристики, выражающие зависимость предельного давления на вхо­де Р_{вх кав}, ниже которого начинается кавитация, от числа оборотов п и объем­ной производительности V, рис.71 в. Срывные характеристики получают по результатам испытания насосов при заданных объемной производительности и числе оборотов.

Рис.71

Кавитационные характеристики: а,б — срывные характеристики; в — кавитационная характеристика

Рвх.кав = f (n. У)

Предельное давление на входе Р_{вх кав}, ниже которого начинается кави­тация, определяется как давление, при котором падение напора составляет 2— 3%. На основании серии проведенных испытаний строят кавитационные харак­теристики Р_вх.кав. = f (n,V), рис.71, в. Кавитационные свойства насоса надежно устанавливаются только опытным путем.

Наименьшее давление при входе на лопатки Р_{т in} может быть опре­делено как разность статического давления на входе в колесо Р_вх и величины

дополнительного падения давления вследствие образования зон пони-

женного давления и неравномерности абсолютных скоростей, т. е.

Условие безкавитационной работы:

или

Величина (Р_вх— P_s) характеризует напор, который еще может быть

использован для увеличения скорости потока без возникновения кавитации и называется кавитационным запасом.

При прочих равных условиях увеличение числа оборотов насоса п и

объемной производительности V приводит к увеличению относительной и аб­солютной скорости потока, а, следовательно, и к увеличению опасности воз­никновения кавитации. С ростом п и V кавитация на лопатках возникает при меньших давлениях на входе.

При расчете насосов одной из основных задач является определение максимально допустимого по условиям кавитации числа оборотов насоса при заданных значениях давления на входе и объемной производительности. Исхо­дя из условия безкавитационной работы

 

и проведя анализ величины составляющих получим расчетную формулу

для определения максимально допустимого числа оборотов насоса (формула С. С. Руднева):

где:  С - антикавитационный коэффициент насоса;

Н_вх - напор на входе в крыльчатку насоса;

Нs - напор, соответствующий условиям образования насыщенных паров жидкости.

Для обычных насосов С =800—1100. Для колес с высокими антикави-тационными свойствами, имеющих особые формы и лопатки специального профиля, С может достигать 2000—2200. При применении осевых или шнеко-вых преднасосов, что является одной из основных мер предотвращения ка­витации, величина С увеличивается до 3000—3100. Имеются данные, что с по­мощью преднасосов удается повысить С до значений 3500—4000.

Кавитация может быть предотвращена также наддувом баков до 2—6 ата (= 0,2 / 0,6 МПа ), что обеспечивает повышение давления на входе в насос, или применением крыльчаток с двухсторонним подводом жидкости.

Антикавитационные свойства насосов зависят от их конструктивных решений (количества и длины лопаток, угла атаки и т.д.), а также от термоди­намических свойств подаваемого компонента.

8.9. Предвключенные насосы

Предвключенные насосы обеспечивают увеличение давления жидкости на входе в основной центробежный насос. Они бывают струйные и шнековые (бустерные).

Работа струйного преднасоса основана на процессе инжекции, т.е.
увеличении давления на входе в основной центробежный насос путем
подпитки поступающего потока жидкости более высоконапорной струей,
отбираемой от выхода центробежного насоса, рис.72.  '

Рис.72

Схема струйного преднасоса: /—сопло; 2~ входная магистраль центробежного насоса

Повышение давления во входном сечении центробежного насоса опре­деляется энергией струи, вытекающей из центрального сопла. Достоинство струйных насосов в их конструктивной простоте и отсутствии вращающихся частей. Однако коэффициент полезного действия этих насосов невысок и для обеспечения существенного повышения давления в магистрали они требуют на привод большого расхода высоконапорной струи. Струйные насосы пока не нашли применения в ЖРД в качестве основных насосов, хотя в последнее вре­мя рассматривается возможность их использования.

Шнековый преднасос - это осевой насос, состоящий из 2^х - 3^х винто­вых лопаток трапециидального сечения, рис.73.

 

Рис. 73

Шнековый преднасос

Шнековый преднасос не только повышает давление жидкости, но и создает закрутку потока, уменьшающую относительную скорость движения жидкости на входе. Напорность шнека составляет 3—20% от общего напора центробежного насоса.

Такой насос обладает повышенными антикавитационными свойствами по сравнению с центробежными насосами. Это достигается за счет того, что:

- разница давления на рабочих и нерабочих поверхностях шнека существенно ниже, чем у лопаток центро­бежных насосов;

- осевой подвод жидкости уменьшает возможность появления про­цесса кавитации у верхних кромок шнека.

8.10. Зависимость мощности и к.п.д. насоса от его объёмной производительности

С увеличением объемной производительности насоса наблюдается рост мощности насоса, рис.74, а:

Коэффициент полезного действия насоса определяется по формуле:

При увеличении объемной производительности объемный к.п.д. г|_об также увеличивается, т.к. доля утечек по отношению к расходу жидкости, пе­рекачиваемой насосом, уменьшается, рис.74, б.

Гидравлический к.п.д. с ростом объемной производительности

уменьшается, т.к. увеличивается скорость жидкости, а значит потери на трение и удар, рис.74, б.

С увеличением объемной производительности насоса доля механиче­ских потерь, по сравнению с увеличением мощности уменьшается, следова­тельно, растет, рис.74, б.

 

Рис.74

Зависимость мощности и к.п.д. насоса от его объёмной производительности.

8.11. Турбина ТНА

Одним из основных элементов ТНА является газовая турбина. В тур­бине потенциальная энергия продуктов сгорания из газогенератора или паров охладителя преобразуется в механическую работу турбины. Турбина предна­значена для приведение во вращение насосов ТНА. Турбина состоит из сопло­вого аппарата 1, рабочего колеса 2 с двумя рядами рабочих лопаток 3 и 4, на­правляющего аппарата 5 и корпуса турбины 6 с выходным патрубком 7, рис.75.

Первая ступень турбины представляет совокупность соплового аппара­та 1 и лопаток рабочего колеса 3, вторая образована неподвижными лопатками направляющего аппарата 5 и вторым рядом рабочих лопаток 4.

Преобразование энтальпии газового потока в механическую энергию вращения вала осуществляется в два этапа: энтальпии газового потока - в ки­нетическую энергию струи (в сопловом аппарате); кинетической энергии струи - в механическую энергию вращения вала (на рабочем колесе).

Рис.75

Конструкция турбины ТНА

Валы турбонасосных агрегатов (ТНА) работают при высоких нагрузках и больших числах оборотов. Для облегчения веса их делают полыми. Наи­большие знакопеременные напряжения в металле вала возникают на его на­ружной поверхности. При этом всякого вида резкие переходы, следы от режу­щего инструмента и другие дефекты поверхности являются концентраторами напряжений. В этих местах при работе могут образоваться трещины, что при­ведет к поломке вала. Поэтому особое внимание уделяется чистоте отделки поверхности вала с введением в некоторых случаях упрочняющих операций. Отделке подвергаются не только места под подшипники, уплотнения, посадки, но и все другие участки вала, не сопрягаемые с другими деталями.

Большие числа оборотов (10000—20000 об/мин и более) заставляют конструктора назначать очень жесткие допуски на соосность шеек и посадоч­ных мест, точность расположения осевого отверстия, разностенность и другие размеры. Малейшие геометрические погрешности приводят к неравномерному распредзелению вращающихся масс металла, что вызывает вибрации и тряску ТНА.

На рис.76 изображено два наиболее характерных типа валов: с флан­цем (а) и без фланца (б).

Наиболее ответственные валы изготовляются из высококачественной легированной стали с пределом прочности после соответствующей термиче­ской обработки 1000—1200 Мн/м² (100—120 кГ/мм²). Применяются стали 2X13, 18ХНВА, 40ХНМА, 12ХНЗА и некоторые другие.

Для менее ответственных валов используются стали типа 38ХА или сталь 45.

Диски турбин ТНА работают при больших числах оборотов, вследст­вие чего в металле возникают высокие напряжения от действия центробежных сил. Кроме того, возникают температурные напряжения от неравномерности нагрева металла диска.

б!

Рис.76

Характерные типы валов

Диски турбин изготовляют из высоколегированных сталей и сплавов, обладающих высокой прочностью и жаростойкостью: стали ЭИ415, ЭИ481, ЭИ395, Х18Н9Т, сплавы ЭИ437Б, ЭИ617 (ХН70ВМТЮ) и другие.

Форма дисков определяется из условия равнопрочности, т. е. примерно равной нагруженности металла во всех сечениях диска.

На рис.77 изображено несколько характерных конструкций дисков турбин. Диск состоит из ступицы для соединения с валом, обода для крепления лопаток и средней части, соединяющей ступицу с ободом. Нагрузка от центро­бежных сил возрастает по мере приближения к ступице, что вызывает необхо­димость выполнять среднюю часть с постепенным утолщением к ступице. Профили А и Б средней части получаются сложными, что затрудняет обработку диска. Хотя торцовые поверхности А и Б не сопрягаются с другими деталями, они должны быть выполнены точно, с высокой чистотой поверхности. Все де­фекты механической обработки в виде рисок (следов от резца) или переходов являются концентраторами напряжений и понижают механическую прочность диска. Очень большое значение имеет равномерное распределение массы ме­талла по диску.

Даже небольшие односторонние утолщения приводят к неравномерно­сти распределения массы, что ведет к неуравновешенности. При быстром вращении неуравновешенных дисков появляются недопустимые вибрации тур-

бины, которые могут привести к аварии. Поэтому при конструировании дисков задаются жесткие допуски на все размеры дисков.

Рис.77

Конструкция дисков турбин ТНА

Особенно высокие требования по точности обработки предъявляются к сопрягаемым размерам — посадочному отверстию в ступице или посадочным пояскам и к пазам для крепления лопаток. Посадочные пояски и отверстия в ступице обычно выполняются по 2-му классу точности. Допуски на размеры паза для крепления лопаток— 0,01—0,03 мм. Допускаемое биение наружных поверхностей посадочных мест — 0,03—0,06 мм.

Передача крутящего момента от диска к валу осуществляется болтами или штифтами, вставляемыми в отверстия Г (см. рис.77,а) или шлицами Е (см. рис.77, б). Иногда вал вытачивается заодно с фланцем, а диск турбины прива­ривается к фланцу вала, как это изображено на рис.77, в. При такой конструк­ции диска достигается экономия дорогостоящих жаропрочных сплавов, так как вал изготовляется из более дешевых сталей.

При конструировании дисков турбин очень большое внимание уделя­ется рациональному способу крепления лопаток с учетом конструктивной прочности и технологичности конструкции.

Наибольшая конструктивная прочность при минимальном весе диска достигается в том случае, когда лопатки выполнены за одно целое с диском. У таких дисков обод получается наиболее легким. Однако технология их из­готовления сложна и сопряженна с большой затратой труда. Кроме того, каче­ство обработки профиля лопаток выше, если лопатки изготовляются отдельно от ротора. Повышенная шероховатость или несоответствие профиля лопатки расчетному снижает коэффициент полезного действия турбины. Все эти факто­ры подробно анализируются и в каждой конкретной конструкции ТНА на­ходится наиболее рациональное решение.