Турбонасосный агрегат жрд принцип работы. Экспериментальная отработка насосов и турбины ТНА

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.

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

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).

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/м 2 (100-120 кГ/мм 2 ). 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.

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.

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.

Несмотря на кажущиеся выгоды получения заготовок дисков турбин за одно целое с лопатками в реальных условиях иногда целесообразнее изготовлять лопатки отдельно с последующим соединением их с диском с помощью замков или сваркой.

Лопатка газовой турбины состоит из двух основных конструктивных элементов - пера и корневой части с замком. Перо-рабочий элемент лопатки, а корневая часть, или замок, служит для соединения пера с диском турбины. Перо лопатки имеет сложную форму, определяемую газодинамическим расчетом. Вогнутую сторону пера называют корытом, а выпуклую-спинкой. Профили корыта и спинки соединяются, образуя кромки пера: переднюю, или входную, кромку со стороны входа газа на лопатку и заднюю, или выходную, кромку. На практике широкое распространение получили три характерных типа лопаток газовых турбин ТНА:

лопатка, изготовленная отдельно и соединяемая с диском турбины сваркой или замком;

лопатки открытого типа, выполненные за одно целое с диском турбины;

лопатки, выполненные за одно целое с диском турбины, соединенные сверху бандажным кольцом.

У каждого из этих типов лопаток свои достоинства и недостатки как эксплуатационного, так и технологического характера.

Лопатки первого типа изготовляются отдельно от диска и могут быть выполнены более точно и с лучшей чистотой поверхности, чем лопатки остальных типов.

На каждую турбину идет большое количество лопаток, что позволяет даже при мелкосерийном производстве ТНА организовать поточное изготовление лопаток с применением специального оборудования и высокопроизводительной оснастки. Однако необходимость крепления отдельно выполненных лопаток к диску с помощью замков усложняет технологический процесс и утяжеляет диск турбины. Этот недостаток в значительной мере устраняется при соединении лопаток с диском сваркой.

Лопатки второго типа наиболее рациональны конструктивно, так как не требуют крепления. Однако такие лопатки нельзя изготовить обычной механической обработкой. Для выбирания металла между лопатками приходится применять электроэрозионный, ультразвуковой или другие методы, по производительности значительно уступающие обычной механической обработке. Кроме того, изготовление такого типа лопаток требует весьма точного соблюдения технологического процесса, так как наличие одной забракованной лопатки ведет к браку всего диска турбины. Лопатки второго и третьего типа не могут быть выполнены из металла или сплава, отличного от металла диска (так как составляют с диском одно целое), что не всегда рационально, а иногда даже недопустимо.

Лопатки третьего типа так же рациональны с конструктивной точки зрения, как и лопатки второго типа. Наличие бандажа, выполненного за одно целое с лопатками, даже улучшает их характеристики, но технология изготовления таких лопаток не позволяет получить точные геометрические размеры профиля лопаток. Отливка по выплавляемым моделям дает значительные погрешности, а обработка закрытых профилей лопаток затруднена.

Технологический процесс изготовления каждого из трех типов лопаток имеет свои особенности. Большое влияние на технологический процесс оказывает также материал лопаток.

Лопатки газовых турбин работают в тяжелых условиях-при высокой температуре и высоких напряжениях от центробежных сил. Материал лопаток должен обладать хорошей жаропрочностью и вместе с тем удовлетворительно обрабатываться резанием и давлением. Материал для литых лопаток должен обладать высокими литейными свойствами. Материал приварных лопаток должен хорошо свариваться с материалом диска. Для изготовления лопаток турбины применяются следующие стали и сплавы: 1Х18Н9Т, ЗОХГСА, ЭИ69, ВЛ7-20 и другие.

Для кратковременной работы при не очень высоких температурах могут применяться сплавы на алюминиевой основе типа АК4.

Корпусные детали турбонасосных агрегатов можно разделить на следующие основные группы:

Корпусы насосов.

Корпусы турбин.

Выхлопные патрубки и коллекторы.

Рис.78 Корпусные детали ТНА Большинство корпусных деталей ТНА, рис.78, имеет сложную форму, образованную криволинейными, плоскими и цилиндрическими поверхностями. Криволинейные поверхности, образующие улитки, полости, выемки, не подвергаются механической обработке, но зачищаются для удаления неровностей поверхности. Некоторые из таких поверхностей обозначены буквой Я.

Для установки подшипников, уплотнений и других деталей, примыкающих к валам турбин и насосов, в корпусах делаются расточки, выточки, посадочные пояски. Эти посадочные места механически обрабатываются с высокой точностью-по 2 или 1 -му классу. Взаимное биение посадочных поверхностей допускается в пределах 0,03-0,05 мм, а непараллельность торцев - 0,03-0,08 мм. С такой же высокой точностью обрабатываются места стыков корпусных деталей друг с другом по плоскостям разъема П. Особенно жесткие требования к посадочным и стыковочным местам предъявляются в конструкциях ТНА, имеющих общий вал турбины и насосов.

Сочетание в одной детали необработанных поверхностей, имеющих относительно грубые допуски, с поверхностями, обработанными с высокой точностью, - одна из характерных особенностей корпусных деталей.

Материал для корпусов выбирается исходя из условий их работы, возможно минимального веса и технологичности конструкции. Корпусы насосов изготовляют чаще всего из алюминиевых литейных сплавов типа АЛ4, обладающих высокими литейными свойствами при достаточной прочности.

Корпусы турбин также предпочтительно изготовлять из сплавов типа АЛ4, если это допускается по температурным условиям. При высокой температуре газов корпусы турбин изготовляют из жаропрочных нержавеющих сталей типа 1Х18Н9Т. Корпусы насосов для перекачивания агрессивных жидкостей изготовляют из титановых сплавов, обладающих высокой коррозионной стойкостью. Иногда по условиям минимального веса и конструктивным соображениям корпусные детали изготовляются штамповкой из листа с последующей сваркой. Для сварных штампованных корпусов применяют сплавы ЭИ606, ЭИ654, сталь 1Х18Н9Т и другие.

Сварные корпусы из листовых материалов, как правило, дешевле и легче литых, поэтому они находят широкое применение.

Сварной корпус турбины:

1-фланец; 2 - коллектор; 3-кольцо

На рис.79 показан пример изготовления сварного корпуса турбины с выхлопным коллектором.

Корпус расчленен на три элементарные детали. Средняя часть - коллектор 2 изготовляется штамповкой из тонкого листа, а фланец 1 и посадочное кольцо 3 получены токарной обработкой. Элементарные детали соединены двумя кольцевыми сварными швами С. Сварка ведется в специальном приспособлении, детали поворачиваются сварочным манипулятором.

Рис.74

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

8.11. Турбина ТНА

Рис.75

Конструкция турбины ТНА

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

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

Рис.76

Характерные типы валов

Рис.77

Конструкция дисков турбин ТНА

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.

лопатка, изготовленная отдельно и соединяемая с диском турбины сваркой или замком;
лопатки открытого типа, выполненные за одно целое с диском турбины;
лопатки, выполненные за одно целое с диском турбины, соединенные сверху бандажным кольцом.

Корпусные детали турбонасосных агрегатов можно разделить на следующие основные группы:

Корпусы насосов.
Корпусы турбин.
Выхлопные патрубки и коллекторы.
Крышки.

Рис.78

Корпусные детали ТНА

Большинство корпусных деталей ТНА, рис.78, имеет сложную форму, образованную криволинейными, плоскими и цилиндрическими поверхностями. Криволинейные поверхности, образующие улитки, полости, выемки, не подвергаются механической обработке, но зачищаются для удаления неровностей поверхности. Некоторые из таких поверхностей обозначены буквой Я.

Рис.79

Сварной корпус турбины:

1-фланец; 2 - коллектор; 3-кольцо

На рис.79 показан пример изготовления сварного корпуса турбины с выхлопным коллектором.

8.12. Классификация турбин

По различным признакам турбины разделяют на активные и реактивные, осевые, радиальные и тангенциальные, одноступенчатые и многоступенчатые. Кроме того, отличают турбины со ступенями скорости и ступенями давления, парциальные и непарциальные, одновальные и двухвальные.

Разделение на активные и реактивные турбины производится по способу распределения перепадов давления в ступени турбины.

В активных турбинах весь перепад давления, приходящийся на ступень, срабатывается в сопловом аппарате, а на рабочих лопатках колеса турбины перепад давлений отсутствует. В межлопаточном канале колеса поток поворачивается и на лопатки действует сила реакции. Таким образом, часть энергии газов передается ротору и абсолютная скорость газа уменьшается. Если пренебречь потерями, относительная скорость w остается неизменной, т. е. w 1 = w 2 -В реактивных турбинах перепад давления срабатывается в сопловом аппарате и на рабочих лопатках. Вследствие расширения газа на рабочих лопатках относительная скорость w возрастает, т. е. w 2 >wi, рис.80.

Рис.80

Элементарная схема и треугольники скоростей турбины:

а -активной; б-реактивной

Величина располагаемой работы L 0 , т. е. максимально возможной работы турбины без потерь, определяется адиабатическим перепадом тепла h ад (теплоперепадом) от параметров газа в заторможенном состоянии на входе в турбину (Рвх; Твх) до давления на выходе Рвых.:

Где: R, k - показатель адиабаты и газовая постоянная рабочего тела турбины, соответственно;

Твх и Рвх - заторможенные значения температуры и давления газа перед турбиной, соответственно; Рвых - давление газа за турбиной.

Отношение адиабатического перепада тепла, срабатываемого на рабочих лопатках, к полному перепаду тепла на ступени называется степенью реактивности:

Классификация турбин на осевые, радиальные и тангенциальные производится по направлению газового потока, рис.81.

Рис.81

Типы турбин:

Осевая; б -радиальная центростремительная; в -тангенциальная: 7-сопловый аппарат, 2-лопатки

Осевыми турбинами называются турбины, в которых направление потока в меридиональном сечении параллельно (или почти параллельно) оси турбины.

Радиальными называются турбины, в которых направление потока в меридиональном сечении перпендикулярно оси турбины. В зависимости от направления потока газа различают центростремительные (направление потока от периферии к центру) и центробежные (направление потока от центра к пе-

риферии) турбины. В некоторых случаях применение радиальной турбины упрощает компоновку ТНА

Тангенциальными называются турбины, в которых газ движется по окружности в плоскости, перпендикулярной к оси турбины, и за счет трения увлекает за собой лопатки турбины.

По числу ступеней различают одноступенчатые и многоступенчатые турбины, рис.82.

Рис.82

Многоступенчатые турбины:

а -со ступенями скорости; б- со ступенями давления;

В-с поворотом газа

В многоступенчатой турбине газ после выхода из лопаток колеса попадает в спрямляющий (сопловой) аппарат и снова поступает на колесо во второй ряд рабочих лопаток. Количество ступеней может равняться двум, трем и более. Применение многоступенчатых турбин позволяет использовать больший теплоперепад, хотя установка ступеней связана с дополнительными гидравлическими потерями, вследствие чего максимальное значение КПД многоступенчатой турбины меньше, чем КПД одноступенчатой. Применение более двух ступеней дает незначительный выигрыш в работе.

Различают многоступенчатые турбины со ступенями скорости и со ступенями давления. В первых - перепад давлений срабатывается в сопловом аппарате первой ступени и полученная кинетическая энергия постепенно используется на других ступенях. В турбине со ступенями давления в каждой ступени срабатывает определенный перепад давления. Турбины со ступенями скорости имеют меньший КПД, по сравнению с турбинами со ступенями давления, однако, при их применении:

Требуется меньшее количество ступеней для срабатывания задан
ного теплоперепада (при одинаковой окружной скорости)".

более существенно снижается температура газа, поступающего в последующие ступени;

значительно уменьшаются осевые силы.

В целом турбины со ступенями скорости проще и в сравнительно небольших ЖРД целесообразны. В двигателях больших тяг с выбросом генераторного газа в окружающую среду, когда эффективность ТНА играет существенную роль, возможно применение турбин со ступенями давления.

Разновидностью многоступенчатой турбины со ступенями скорости является турбина с поворотом подвода газа В этих турбинах газ из рабочих лопаток колеса поступает в поворотный канал, где изменяется направление потока, и повторно подводится к рабочему колесу. Такая турбина имеет большие потери, но зато рабочее колесо имеет один венец. Известно применение турбины с поворотом потока в ЖРД «Вальтер».

По степени использования проходного сечения соплового аппарата различают парциальные и непарциальные турбины Парциальными называются турбины, в которых сопловые каналы имеются только на части окружности. Отношение рабочей дуги соплового аппарата а р ко всей окружности называется степенью парциальности:

Парциальность вызывает дополнительные потери. В ряде случаев улучшение КПД турбины за счет увеличения и и за счет увеличена длины лопаток получается большим, чем падение его вследствие потерь на парциальность. Кроме того, при заданной температуре газа температура лопаток парциальной турбины ниже.

По числу валов различают одновальные и двухвальные турбины. Схема двухвальной турбины показана на рис.83.

Применение двухвальной турбины в ТНА ЖРД может оказаться целесообразным из-за значительной разницы в максимально допустимых числах оборотов насосов горючего и окислителя. Однако применение двухвальных турбин в ТНА может привести к усложнению запуска и регулирования двигателя, а также и усложняет конструкцию ТНА в целом.

Специфика условий работы турбины в ТНА и требования к ТНА, как важнейшему агрегату двигательной установки, определяют типы турбин, которые рационально использовать при различных схемах двигательных установок ЖРД. В ТНА жидкостных ракетных двигателей применяются главным образом осевые активные турбины. Эти турбины конструктивно проще и достаточно надежны в работе. Для ТНА жидкостных ракетных двигателей, работающих по открытой схеме (с выбросом генераторного газа в окружающую среду),

Рис.83

Двухвальная турбина

Характерно применение парциальных активных турбин. Дело в том, что при открытой схеме для уменьшения потерь компонентов на привод ТНА стремятся уменьшить расход рабочего тела на турбину (это достигается увеличением перепада давления на турбине= Рвх / Рвых = 15 - 60, за счет снижения давления за турбиной; однако, Рвых,min > 1,4 Рн). Вследствие малых расходов турбину целесообразно выполнять парциальной. Наличие же парциальности обусловливает применение активных турбин, так как в реактивных турбинах вследствие перепада давлений на лопатках колеса возникли бы большие потери из-за перетекания газа в области перед рабочими лопатками, где отсутствуют окна для подачи рабочего тела.

В ТНА двигателей открытых схем используют как одно-, так и двухступенчатые турбины, чаще со ступенями скорости.

В ТНА жидкостных ракетных двигателей с замкнутой схемой (с подводом генераторного газа в головку камеры ЖРД) в основном используются осевые одноступенчатые, низконапорные (п т = 1,15-1,8) турбины с большим расходом рабочего тела. Применение нескольких ступеней при этом нецелесообразно из-за малого срабатываемого теплоперепада. При замкнутой схеме наряду с активными турбинами могут использоваться и турбины с небольшой реактивностью. Из удобства компоновки при замкнутой схеме возможно применение радиальных турбин.

Турбины для первоначальной раскрутки ТНА, работающие от пиро-стартера, обычно выполняют осевыми, одноступенчатыми, парциальными.

8.13. Основные параметры турбины

1. Мощность турбины

Nt = Nh , o +N H . r +Nвсп. ,

Где: NHО, Nht , Nbc п. - мощности насосов окислителя, горючего и вспомогатель-ныхагрегатов, соответственно.

2. Перепад давления на турбине

П т = Рвх / Рвых.

3. Температура газа перед турбиной

Величина Тг, как правило, определяется жаропрочностью материала лопаток, Тг= 1100-1500 К.

4. Число оборотов вала турбины

N = 60 u / (п Дср), где:

И - окружная скорость рабочих лопаток, м/с; Дср - средний диаметр рабочих лопаток турбины.

При одновальной компановки ТНА число оборотов рабочего колеса турбины определяется исходя из условия безкавитационной работы насосов, а при многовальной - из условия обеспечения максимального коэффициента полезного действия турбины.

5. Эффективный коэффициент полезного действия турбины

Потери на трение в сопловом аппарате;

Потери на перетекание рабочего тела через радиальный зазор, образован
ный торцами рабочих лопаток и корпусом турбины;

Потери на трение и удар о диск турбины;

Механические потери в подшипниках и лабиринтных уплотнениях;

Потери с выходной скорость, т.е. потери обусловленные выбросом газо
вого потока в окружающую среду. Данный вид потерь характерен только для
ЖРД без дожигания генераторного газа;

Учитывает вентилляционные потери, обусловленные перетеканием рабо-

Чего тела из зоны повышенного давления за рабочими лопатками в зону пониженного после соплового аппарата на тех участках соплового аппарата, где отсутствуют выходные сечения сопел.

8.14. Требования, предъявляемые к газогенераторам

Величина тяги ЖРД, как известно, является линейной функцией секундного расхода топлива. Секундный расход топлива для каждого конкретного двигателя с насосной системой подачи компонентов зависит от мощности, развиваемой турбиной. Мощность турбины полностью определяется секундным расходом и параметрами рабочего тела на входе в турбину, т. е. на выходе из газогенератора. Поэтому газогенератор является устройством, задающим режим работы всей двигательной установки. Это обстоятельство и определяет особые требования к данному звену системы топливоподачи (помимо общих требований, предъявляемых ко всем агрегатам ЖРД, вне зависимости от специфики их работы). Эти требования сводятся к следующему.

1. Высокая стабильность работы. Это значит, что газогенератор на всех режимах работы двигателя должен возможно точнее обеспечивать заданный секундный расход газа и при этом значения параметров газа (состав, давление, температура и др.) не должны выходить за определенные (допустимые) пределы. Чем стабильнее работа газогенератора, тем меньшие нагрузки испытывают в полете системы управления работой двигателя, а это повышает надежность двигателя и точность стрельбы.

Особенно важна стабильность работы газогенератора для ракет с нерегулируемыми ЖРД и ракет, управление дальностью полета которых осуществляется только по скорости полета в конце активного участка траектории. В последнем случае отклонение координат конца активного участка траектории, вызванное отклонением тяги двигателя от расчетного значения, вследствие нестабильной работы газогенератора, целиком перейдет в отклонение точки падения ракеты от цели.

2. Простота управления рабочим процессом в широком диапазоне из
менения его параметров. Это требование также обусловлено регулирующим
воздействием газогенератора на двигатель и необходимостью изменения режи
ма работы двигателя в процессе одного запуска (при регулировании тяги во
время старта и в полете, при переходе с главной ступени тяги на конечную и т.

3. Высокая работоспособность генераторного газа, обусловливающая
либо минимальную затрату энергии (и соответственно минимальный расход
топлива) на привод ТНА, либо повышение мощности ТНА. Это требование
выдвигается в связи с тем, что удельный импульс двигателя определяется от
ношением тяги ко всему секундному расходу отбрасываемой массы. В понятие
же «отбрасываемая масса» входят как продукты сгорания топлива в камере, так
и отработанный после турбины газ. Для ЖРД, у которых этот газ выбрасывает
ся в атмосферу и развивает удельный импульс меньший, чем продукты сгора
ния топлива, истекающие из камеры двигателя, решающим условием повыше
ния экономичности двигателя является уменьшение расхода топлива на привод
ТНА. Для ЖРД с дожиганием генераторного газа главное-увеличение мощно
сти ТНА, так как это позволяет увеличить давление в камере и при заданном
значении давления на срезе сопла повысить степень расширения отбрасывав-

Мыхпродуктов сгорания, т. е. увеличить термический КПД камеры. Уменьше-ниерасхода топлива на привод ТНА и увеличение мощности ТНА зависят от количества энергии, отдаваемой турбине одним килограммом рабочего тела. Эга энергия равна, как известно, произведению относительного эффективного КПД турбины на располагаемый адиабатический теплоперепад.

8.15. Классификация газогенераторов

Основу классификации газогенераторов составляет способ получения генераторного газа. В настоящее время распространены три способа газогенерации.

1. Разложение (с помощью катализаторов или без них) вещества, способного после внешнего инициирующего воздействия перейти к дальнейшему устойчивому самопроизвольному распаду, сопровождающемуся выделением значительного количества тепловой энергии и газообразных продуктов разложения. Таким веществом может быть как компонент основного топлива двигателя, так и специальное средство газогенерации, запасенное только для этой цели на борту ракеты. Газогенераторы, в которых реализуется этот процесс, называются однокомпонентными. В дальнейшем их различают главным образом по виду разлагаемого вещества (перекисеводородные, гидразиновые, на твердом топливе и т.п.).

2. Сжигание жидкого топлива, состоящего из двух компонентов. Лучше всего использовать для этой цели основное топливо двигателя, так как при этом существенно упрощается его подача в газогенератор и улучшаются условия эксплуатации ракеты. Газогенераторы этого типа называются двухкомпо-нентными.

3. Испарение жидкости в тракте охлаждения камеры двигателя. При этом способе получения рабочего тела турбины одновременно решается и задача охлаждении стенок камеры двигателя. Газогенераторы этого типа называют парогенераторами, а схемы двигателей-безгенераторными. Схемы парогенераторов подразделяются на циркуляционные и со сменой рабочего тела. В первых произвольное рабочее тело (например, вода) циркулирует по замкнутому контуру «тракт охлаждения камеры - турбина - конденсатор - насос - тракт охлаждения камеры», превращаясь попеременно то в пар, то в жидкость в различных его частях. В схемах со сменой рабочего тела эта циркуляция отсутствует. Рабочее тело после турбины выводится из цикла. Очевидно, что непосредственный выброс отработавшего газа в атмосферу заметно ухудшил бы экономичность двигателя, так как удельная тяга выхлопных патрубков всегда меньше удельной тяги камеры двигателя. Чтобы устранить эти потери, в тракт охлаждения камеры обычно посылается один из компонентов топлива. После испарения и срабатывания в турбине он направляется в камеру двигателя, где и сжигается вместе со вторым компонентом. Таким образом, безгенераторные двигатели выполняются по схеме с дожиганием рабочего тела турбины.

По конструкции системы газогенерации значительно, отличаются друг от друга, но тем не менее в каждой из них можно выделить следующие общие основные элементы:

газогенератор;
топливоподающие устройства;
автоматику.

В газогенераторе (иногда называемом реактором) непосредственно образуется рабочее тело турбины - газ или пар заданных параметров. Топливоподающие устройства обеспечивают поступление средств газогенерации (исходных веществ) в реактор. Автоматика осуществляет регулирование рабочего процесса, а также запуск и выключение газогенератора. Иногда (например, при работе на основном топливе) система газогенерации не имеет самостоятельных топливоподающих устройств. В этом случае питание газогенератора топливом обеспечивается системой подачи двигателя. В ЖРД нашли применение следующие типы газогенераторов (ГТ):

твердотопливный (ТГГ);
гибридный (ТГГ);
однокомпонентный жидкостный (однокомпонетный ЖГГ);
двухкомпонентный жидкостный (двухкомпонентный ЖГГ);
испарительный жидкостный (испарительный ЖГГ);
аккумулятор сжатого газа (АСГ).

Автономные испытания насосов проводят для определения рабочих и кавитационных характеристик. При снятии рабочей характеристики определяют зависимости создаваемого напора, мощности и КПД насоса от расхода жидкости при номинальной частоте вращения и постоянном давлении на входе в насос. При снятии кавитационной характеристики насоса определяют зависимость напора, мощности и КПД от давления на входе при номинальном расходе и частоте вращения ротора насоса. Эти характеристики обычно снимают на установках с использованием очищенной от механических примесей смягченной воды. На рис. 13.6 приведена схема установки для испытания насоса двигателя.

Расходная емкость 12 заполняется водой бустерным насосом 1 . Необходимый уровень подпора (р вх) устанавливается вентилями и дросселем 4 , 11 и 13 . При открытии вентиля 4 вода через фильтр 5 поступает к испытуемому насосу 8 . Заданную частоту вращения насоса устанавливают электромотором 10 , месдоза 9 служит для измерения крутящего момента. Клапаном 4 устанавливается необходимый расход, значение которого измеряется датчиками расхода 6 . Напор насоса регулируется дросселем 11 , устанавливаемым в его напорной линии.

Рис. 13.6. Схема установки для испытания насосов:

1 – насос заправочный; 2 – фильтр; 3 – вентиль; 4 – отсечной клапан; 5 – фильтр; 6 – расходомер; 7 – манометр; 8 – испытуемый насос; 9 – месдоза; 10 – электромотор; 11 – дроссель; 12 – расходный бак; 13 – вентиль перелива

Для построения рабочих характеристик расход изменяют через определенные интервалы времени, поддерживая постоянными частоту вращения ротора и давление на входе. Для снятия кавитационных характеристик при номинальном значении расхода ступенчато снижается давление на входе в насос. Срыв работы насоса определяется по интенсивному падению значений параметров на выходе из него.

Энергетические характеристики представлены на рис. 13.7,а . По указанным зависимостям для любого заданного режима насоса по объемному расходу и угловой скорости вращения ротора насоса можно определить его основные параметры: развиваемый напор Н , потребляемую мощность N и коэффициент полезного действия . Универсальная кавитационная характеристика насоса представлена в виде зависимости на рис. 13.7,б .

Рис. 13.7. Универсальные энергетические (а ) и кавитационные (б ) характеристики насосов

Универсальные энергетические и кавитационные характеристики можно получить как расчетным, так и экспериментальным путем. Однако современные методы теоретического расчета характеристик еще не обладают достаточной точностью. Поэтому на практике характеристики определяются экспериментально на специальных экспериментальных установках (см. рис. 13.6).

При кавитационных испытаниях определяется критический кавитационный запас насоса, под которым понимается режим, при котором напор насоса падает ниже величины, заданной по техническому заданию на ДУ. На рис. 13.8 проиллюстрировано понятие критического кавитационного запаса, соответствующего допустимому падению давления на выходе из насоса ∆р Д при испытаниях кислородного и водородного насосов.

Рис. 13.8. Кавитационные характеристики насосов:

1 – кислородный насос; 2 – водородный насос; I – момент начала кавитации в насосе; II и III – первый и второй критические режимы работы насоса; IV и V – критические кавитационные запасы насосов, ∆р д – величина допустимого падения напора насоса; К – кавитационный запас насоса, K = p вх - p H / ( , p вх – давление на входе в насос; p H давление насыщенных паров; - плотность жидкости; g – ускорение свободного падения

Автономные испытания турбин проводят в модельных режимах, определенных с учетом требований теории подобия. В качестве рабочего тела чаще всего используют воздух или фреон. Стенды для испытания турбин и оценки их характеристик при использовании различных модельных газов могут быть выполнены по открытой (с выбросом рабочего тела после турбины в окружающую среду) или по замкнутой схеме.

В некоторых случаях, особенно для двигателей больших тяг, проводят автономные испытания ТНА совместно с газогенератором, так как для испытания ТНА требуется очень больших затраты мощности. Кроме того, в некоторых случаях автономная совместная отработка ТНА и газогенератора при огневых испытаниях позволяет существенно сократить материальные затраты на создание двигателя, так как возможный аварийный исход испытания этого узла не ведет к разрушению двигателя в целом.

При совместных испытаниях ТНА с газогенератором питание газогенератора компонентами топлива можно осуществлять от стендовых систем высокого давления. Такая схема была принята при отработке ТНА низкого и высокого давлений двигателя SSМЕ на стенде “Кока-1” испытательного комплекса в Санта-Сюзанна (США). Стенд обладал целым рядом недостатков, которые создавали определенные трудности при проведении испытаний ТНА и снижали качество полученных результатов. В первую очередь следует отметить, что условия испытания ТНА на стенде значительно отличались от условий их работы в составе двигателя. Так как при автономных испытаниях отсутствует взаимное влияние между элементами ТНА, переходные режимы (запуск, выход на режим и останов) существенно отличаются от переходных режимов при работе ТНА в составе двигателя.

Недостатком рассмотренной выше схемы испытаний насосов является ограниченность ресурса испытаний, который определяется запасом компонента в стендовых баках для питания насосов, так как компонент после насосов сливается в стендовую емкость или дожигается в стендовом дожигателе (при испытании водородного насоса). Применение газогенераторного привода также ограничивает ресурс работы установки из-за громоздкости вытеснительной системы питания газогенератора и малых запасов компонентов и газа. Возможны и другие схемы привода турбины, например с использованием газообразного водорода или же газогенератора, питающегося компонентами топлива от испытуемых насосов.

Для увеличения продолжительности испытания насоса в испытательном стенде предусматриваются специальные системы циркуляции криогенного компонента.

Известно, что при течении жидкости в трубопроводах и элементах арматуры происходят необратимые процессы, приводящие к росту энтропии потока, и возврат параметров жидкости к исходным возможен лишь при условии ее охлаждения. Этот процесс, простой для обычных жидкостей, существенно затруднен для криогенных жидкостей. Так, например, при течении криогенной жидкости в насосе увеличение напора сопровождается прогревом компонента топлива на 5…10 градусов.

В стендовой системе питания для охлаждения жидкости после насоса можно применять поверхностный теплообменник, однако он должен иметь большую поверхность, особенно при использовании гелия и водорода. Велики также гидропотери и затраты на циркуляцию теплоносителя, так как обычно используют пар охлаждаемой жидкости. Другой способ реализации – слив отработанной жидкости в промежуточную емкость, где она охлаждается до температуры насыщения в результате частичного испарения. Очевидно, что данный способ связан с минимальными потерями жидкости для охлаждения, но при этом увеличивается вероятность ее загрязнения и нарушается непрерывность процесса циркуляции, т. е. продолжительность испытания насоса на стенде определяется объемом расходного бака.

Указанные недостатки устраняются при использовании для циркуляции криогенного компонента струйного парожидкостного насоса сепарационного типа (струйных преобразователей энергии), принципиальная схема которого приведена на рис. 13.9. Насос работает следующим образом. Жидкость охлаждается в струйном аппарате в результате испарения части ее в сопле 1 и удаления пара из парожидкостной смеси в сепараторе 2 . Сепаратор представляет собой кольцевой канал, в котором капли жидкости за счет центробежной силы отбрасываются к периферии. На наклонной пластине, образующей диффузорный канал 3, происходит восстановление давления оставшейся жидкости, которая отводится через патрубок 5 с расходом , а испарившаяся часть жидкости с расходом отводится через патрубок 4 .

Рис. 13.9. Принципиальная схема струйного парожидкостного насоса сепарационного типа:

1 – сопло; 2 – сепаратор; 3 – диффузор; 4 , 5 – выхлопные патрубки

Схема стендовой установки для испытания насоса, перекачивающего криогенную жидкость, с циркуляционным контуром питания представлена на рис. 13.10. Установка включает расходный бак 1 , откуда криогенная жидкость через отсечной клапан 2 поступает в испытуемый насос 5 . Жидкость, проходя через струйный парожидкостный насос 7 и открытый сливной клапан 8, поступает в сливной бак 10 . После завершения захолаживания системы запускается насос 5 (например, включением электропривода или газового привода от газогенератора, которые на схеме не показаны). Циркуляционный контур включается открытием клапана 9 , затем клапан слива 8 закрывается. При этом в парожидкостном cтруйном насосе происходит разделение фаз: паровая фаза отводится по магистрали через осевой отвод струйного насоса 7 в дренажную емкость 6 , в которой собирается конденсированная часть пара, а жидкая фаза по замыкающему контуру, через центробежный сепаратор, диффузорный канал и клапан 9 возвращается на вход в насос.

Рис. 13.10. Схема стендовой установки для испытания насоса окислителя с циркуляционным контуром питания:

1 – топливный бак; 2 – клапан подачи; 3 – дренажный клапан; 4 – магистраль слива конденсированной части испарившейся жидкости; 5 – испытуемый насос; 6 – дренажная емкость; 7 – струйный парожидкостный насос; 8 – клапан слива; 9 – дроссельный клапан включения циркуляционного контура; 10 – сливной бак; 11 – магистраль возврата жидкости в топливный бак; 1 2 – клапан; 13 – фильтр

Общий расход двухфазного компонента, проходящий через насос, составит

где , - расход жидкой и паровой фаз двухфазного потока компонента соответственно.

Эффективность работы циркуляционного контура определяется коэффициентом возврата (К в), равным отношению расхода жидкости через диффузор () к расходу двухфазного потока через сопло ():

К в = . (13.1)

Коэффициент возврата К в может достигать 0,9 при перекачивании двухфазного потока кислорода и 0,6…0,7 – при перекачивании двухфазного потока водорода, т. е. в этом случае 10 % (или 30…40 %) компонента теряется на испарительное охлаждение.

Продолжительность испытания при этом определяется расходом компонента из бака 1 (), равным расходу пара (), т.е. расходом компонента для компенсации потерь жидкости на испарение.

Изобретение относится к ракетной технике, конкретно к жидкостным ракетным двигателям, работающим на криогенном окислителе и на углеводородном горючем. Задача изобретения - повышение надежности ТНА. Решение указанной задачи достигнуто за счет того, что турбонасосный агрегат жидкостного ракетного двигателя, содержащий установленные на валу, который в свою очередь установлен не менее чем на двух опорах, детали ротора турбонасосного агрегата: крыльчатку насоса окислителя, крыльчатку насоса горючего и рабочее колесо турбины, размещенные в корпусе турбонасосного агрегата крыльчатку дополнительного насоса горючего с валом и крыльчаткой дополнительного насоса горючего, при этом все опоры выполнены магнитными, между рабочим колесом турбины и крыльчаткой насоса окислителя установлены магнитная муфта и мультипликатор. Между насосом окислителя и насосом горючего установлены магнитная муфта и мультипликатор. Между насосом горючего и дополнительным насосом горючего установлены магнитная муфта и мультипликатор. Изобретение обеспечивает пожаробезопасность и взрывобезопасность турбонасосного агрегата. 2 з.п. ф-лы, 3 ил.

Рисунки к патенту РФ 2318129

Изобретение относится к ракетной технике, конкретно к жидкостным ракетным двигателям ЖРД, работающим на криогенном окислителе и на углеводородном горючем.

Известный жидкостный ракетный двигатель по патенту РФ на изобретение №2095607, предназначенный для использования в составе космических разгонных блоков, ступеней ракетоносителей и как маршевый двигатель космических аппаратов, включает в себя камеру сгорания с регенеративным трактом охлаждения турбонасосный агрегат - ТНА. ТНА содержит насосы подачи компонентов - горючего и окислителя с турбиной на одном валу, в который введен конденсатор. Выход конденсатора по линии хладагента соединен с входом в камеру сгорания и с входом в тракт регенеративного охлаждения камеры сгорания. Выход из конденсатора по линии теплоносителя соединен с входом в насос одного из компонентов. Выход из насоса того же компонента сообщен с входом конденсатора по линии хладагента. Второй вход конденсатора сообщен с выходом турбины. Выход насоса другого компонента сообщен с входом в камеру сгорания.

Недостатком ТНА двигателя является ухудшение кавитационных свойств насоса при перепуске конденсата. Такое свойство насоса неминуемо приводит к уменьшению расхода одного из компонентов топлива через ТНА, падению тяги ракеты в несколько раз и срыву программы полета ракеты или к катастрофе.

Известны способ работы ЖРД и жидкостный ракетный двигатель по патенту РФ на изобретение №2187684. Способ работы жидкостного ракетного двигателя заключается в подаче компонентов топлива в камеру сгорания двигателя, газификации одного из компонентов в тракте охлаждения камеры сгорания, подводе его на турбину турбонасосного агрегата с последующим сбросом в форсуночную головку камеры сгорания. Часть расхода одного из компонентов топлива направляют в камеру сгорания, а оставшуюся часть газифицируют и направляют на турбины турбонасосных агрегатов. Отработанный на турбинах газообразный компонент смешивают с жидким компонентом, поступающим в двигатель при давлении, превышающем давление насыщенных паров получаемой смеси. Жидкостный ракетный двигатель содержит камеру сгорания с трактом регенеративного охлаждения, насосы подачи компонентов топлива и турбину. Насосы и турбины скомпонованы в два ТНА: основной и бустерный. Двигатель содержит установленные последовательно перед насосом подачи одного из компонентов топлива основного турбонасосного агрегата насос бустерного турбонасосного агрегата и смеситель. Выход насоса основного турбонасосного агрегата соединен как с форсуночной головкой камеры сгорания, так и с трактом регенеративного охлаждения камеры сгорания. Тракт регенеративного охлаждения, в свою очередь, связан с турбинами основного и бустерного турбонасосных агрегатов, выходы которых соединены со смесителем.

Недостатком этой схемы является то, что тепловой энергии, снимаемой при охлаждении камеры сгорания, может оказаться недостаточно для привода турбонасосного агрегата двигателя очень большой мощности.

Известен ЖРД по патенту РФ на изобретение №2190114, МПК 7 F02K 9/48, опубл. 27.09.2002 г. Этот ЖРД включает в себя камеру сгорания с трактом регенеративного охлаждения, турбонасосный агрегат ТНА с насосами окислителя и горючего, выходные магистрали которых соединены с головкой камеры сгорания, основную турбину и контур привода основной турбины. В контур привода основной турбины входят последовательно соединенные между собой насос горючего и тракт регенеративного охлаждения камеры сгорания, соединенный с входом в основную турбину. Выход из турбины ТНА соединен с входом второй ступени насоса горючего.

Этот двигатель имеет существенный недостаток. Перепуск подогретого в тракте регенеративного охлаждения камеры сгорания горючего на вход во вторую ступень насоса горючего приведет к его кавитации и к последствиям, указанным выше. Большинство ЖРД используют такие компоненты топлива, что расход окислителя почти всегда больше расхода горючего. Следовательно, для мощных ЖРД, имеющих большую тягу и большое давление в камере сгорания, эта схема не приемлема, т.к. расхода горючего будет недостаточно для охлаждения камеры сгорания и привода основной турбины.

Кроме того, не проработана система запуска ЖРД, система воспламенения компонентов топлива и система выключения ЖРД и его очистки от остатков горючего в тракте регенеративного охлаждения камеры сгорания.

Известен жидкостный ракетный двигатель и способ его запуска по патенту РФ на изобретение №2232915, опубл. 10.09.2003 г. (прототип), который содержит камеру сгорания, турбонасосный агрегат, газогенератор, систему запуска, средства для зажигания компонентов топлива и топливные магистрали. Выход насоса окислителя соединен с входом в газогенератор. Выход первой ступени насоса горючего соединен с каналами регенеративного охлаждения камеры и со смесительной головкой. Выход второй ступени насоса горючего (дополнительного насоса горючего) соединен с регулятором расхода с электроприводом. Другой вход регулятора соединен с пусковьм бачком со штатным горючим. Выход из регулятора соединен с газогенератором. Выход из газогенератора соединен с входом в турбину турбонасосного агрегата, выход из которой соединен со смесительной головкой. Регулятор расхода снабжен гидроприводом предварительной ступени, который через кавитирующий жиклер и гидрореле соединен с пусковым бачком со штатным горючим. Гидрореле соединено со второй ступенью насоса горючего. Дроссель, установленный на выходе первой ступени насоса горючего, выполнен совместно с управляемьм клапаном предварительной ступени.

Недостатком такой схемы является пожар или взрыв ТНА и ракеты на старте или в полете вследствие низкой надежности уплотнения между турбиной и насосом окислителя, между насосом окислителя и горючего, а также между насосом горючего и дополнительным насосом горючего из-за действия на них большого перепада давления: 300...400 кгс/см 2 для современных ЖРД. Например, при использовании в качестве компонентов ракетного топлива водорода и кислорода самые незначительные утечки этих компонентов приводят к образованию «гремучей смеси» и практически всегда - к взрыву ракеты.

Практически всегда для охлаждения опор ТНА используют компоненты ракетного топлива. Это очень опасно и может привести к пожару или взрыву, вследствие перегрева компонента ракетного топлива, прокачиваемого через опоры. Особенно опасно применение для смазки опор жидкого кислорода.

Задача изобретения - предотвращение взрыва ТНА или ракеты на старте или в полете.

Решение указанной задачи достигнуто в турбонасосном агрегате жидкостного ракетного двигателя, содержащем детали ротора турбонасосного агрегата: крыльчатку насоса окислителя, крыльчатку дополнительного насоса горючего с валом и крыльчаткой дополнительного насоса горючего, тем, что все опоры выполнены магнитными, между рабочим колесом турбины и крыльчаткой насоса окислителя установлены магнитная муфта и мультипликатор. Между насосом окислителя и насосом горючего могут быть установлены магнитная муфта и мультипликатор. Между насосом горючего и дополнительным насосом горючего могут быть установлены магнитная муфта и мультипликатор.

Проведенные патентные исследования показали, что предложенное техническое решение обладает новизной, изобретательским уровнем и промышленной применимостью. Новизна подтверждается проведенными патентными исследованиями, изобретательский уровень - достижение нового эффекта - абсолютной герметичности соединений между турбиной и насосами, а также между насосами и предотвращение взрыва ТНА и ракеты на старте или в полете.

Промышленная применимость обусловлена тем, что все элементы, входящие в компоновку ТНА, известны из уровня техники и широко применяются в двигателестроении.

Сущность изобретения поясняется на фиг.1...3,

где на фиг.1 приведена схема первого варианта ТНА,

на фиг.2 приведена схема второго варианта ТНА,

на фиг.3 приведена схема третьего варианта ТНА,

Турбонасосный агрегат жидкостного ракетного двигателя ТНА (Фиг.1) содержит корпус 1, вал ТНА 2 (или части вала ТНА) 2 и 3, на котором (которых) установлены детали ротора ТНА: крыльчатка насоса окислителя 4, крыльчатка насоса горючего 5 и рабочее колесо турбины 6. Все детали ротора ТНА размещены внутри корпуса ТНА 7. Дополнительный насос горючего 8, имеющий крыльчатку дополнительного насоса горючего 9 и вал дополнительного насоса горючего 10, выполнен соосно с продольной осью корпуса ТНА 1 и установлен на стороне, противоположной рабочему колесу турбины 6. Крыльчатка дополнительного насоса горючего 9 установлена в корпусе дополнительного насоса горючего 11, полость «Б» которого герметизирована относительно полости ТНА «А». Между крыльчаткой насоса горючего 5 и дополнительным насосом горючего 8 в корпусе ТНА 1 установлены магнитная муфта 12 и мультипликатор 13. Магнитная муфта 12 и все другие магнитные муфты состоят из ведущего диска магнитной муфты и ведомого диска магнитной муфты. Между дисками магнитной муфты выполнена перегородка из немагнитного материала, например из немагнитной стали.

Вал ТНА 2 установлен не менее чем на двух магнитных опорах 14.

Газогенератор 15 установлен соосно с корпусом ТНА 1 над сопловьм аппаратом турбины 16. Газогенератор 15 содержит головку газогенератора 17, внутри которой выполнены наружная плита 18 и внутренняя плита 19 с полостью «В» над ними и полостью «Г» между ними. Внутри головки газогенератора 17 установлены форсунки окислителя 20 и форсунки горючего 21. Форсунки окислителя 20 сообщают полость «В» с внутренней полостью газогенератора «Д», а форсунки горючего 21 сообщают полость «Г» с внутренней полостью газогенератора «Д». На наружной поверхности газогенератора 15 установлен коллектор горючего 22, к которому подходит топливопровод высокого давления 23 от дополнительного насоса горючего 8. В линии трубопровода высокого давления 23 установлен клапан высокого давления 24 и регулятор расхода 25 с приводом регулятора расхода 26. Выход из крыльчатки насоса горючего 5 соединен трубопроводом 27 с входом в дополнительный насос горючего 8 и с камерой сгорания (камера сгорания на фиг.1 не показана).

Выход из крыльчатки насоса окислителя 4 трубопроводом окислителя 28 через клапан окислителя 29 соединен с полостью «В» газогенератора 15. На газогенераторе 15 установлены одно или несколько запальных устройств 30. Блок управления 31 соединен электрическими связями с запальными устройствами 30, клапаном высокого давления 24, клапаном окислителя 29 и приводом регулятора расхода 26.

При запуске ЖРД с блока управления 31 подаются электрические сигналы на клапаны 24 и 29 и запальное (запальные) устройства 30. Окислитель и горючее из крыльчаток насосов 4, 5 и 9 самотеком поступает в газогенератор 15, где воспламеняется, продукты сгорания раскручивают рабочее колесо турбины 6, давление на выходе из крыльчаток насосов 4 и 5 возрастает. Часть топлива (около 10%) поступает в дополнительный насос горючего 8, где его давление значительно увеличивается. Дополнительный насос горючего 8 приводится во вращение через магнитную муфту 12 и мультипликатор 13. Вследствие этого, из-за отсутствия уплотнения по валу дополнительного насоса горючего 10 его надежность возрастает. При давлении на входе в крыльчатку насоса горючего 5 порядка Р 1 =2...4 кгс/см 2 , на выходе из крыльчатки насосов горючего 5 Р 2 =400 кгс/см 2 и при давлении на выходе из дополнительного насоса горючего 8 примерно Р 3 =900 кгс/см 2 возникший между ними перепад давления примерно в 600 кгс/см 2 воспринимается перегородкой из немагнитного материала. Давление на входе в насос окислителя Р 4 =4...5 кгс/см 2 , на выходе из насоса окислителя Р 5 =500 кгс/см 2 , на входе в камеру сгорания Р 6 =400 кгс/см 2 . Наличие магнитных муфт между насосами и насосом окислителя и турбиной обеспечивает полную герметичность всех модулей относительно друг друга, наличие мультипликаторов - согласование оборотов вращения турбины и насосов и одновременно модульность конструкции.

В результате появилась реальная возможность спроектировать все основные узлы ТНА: турбину и насос на оптимальные параметры, в том числе по частотам вращения и согласовать частоты вращения за счет применения одного мультипликатора между турбиной и насосами или нескольких мультипликаторов, а это позволило минимизировать вес ТНА, что имеет решающее значение в ракетной технике.

Применение изобретения позволяет

1) предотвратить взрыв ТНА и ракеты при старте или в полете вследствие контакта окислителя и горючего в полости между насосами или проникновения продуктов сгорания из турбины в один из компонентов топлива, если в качестве компонентов ракетного топлива используется кислород и водород или другие агрессивные компоненты; также исключить применение для смазки опор компонентов ракетного топлива в связи с тем, что магнитные опоры вообще не требуют смазки;

2) обеспечить модульность конструкции ТНА и их раздельную доводку при испытаниях;

3) спроектировать все узлы ТНА: турбину и насос на оптимальные параметры, в том числе частоты вращения и согласовать частоты вращения за счет применения одного мультипликатора между турбиной и насосами или нескольких мультипликаторов;

4) повысить надежность ТНА за счет отсутствия уплотнения по валу дополнительного насоса горючего и его полной герметичности за счет применения магнитной муфты;

5) упростить кинематическую схему ТНА за счет отказа от редуктора;

6) уменьшить общий вес ТНА за счет исключения редуктора и его корпуса;

7) полностью предотвратить утечку горючего в дренаж из редуктора и из полости между насосами окислителя и горючего;

8) улучшить пожаробезопасность ТНА за счет:

Использования магнитных опор, не требующих смазки,

Уменьшения вероятности контакта окислителя и горючего в полости между насосами окислителя и горючего,

Исключения из конструкции системы редуктора, охлаждаемого пожароопасным компонентом ракетного топлива - горючим.

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ

1. Турбонасосный агрегат жидкостного ракетного двигателя, содержащий, установленные на валу, который в свою очередь установлен не менее чем на двух опорах, детали ротора турбонасосного агрегата: крыльчатку насоса окислителя, крыльчатку насоса горючего и рабочее колесо турбины, размещенные в корпусе турбонасосного агрегата крыльчатку дополнительного насоса горючего с валом и крыльчаткой дополнительного насоса горючего, отличающийся тем, что все опоры выполнены магнитными, между рабочим колесом турбины и крыльчаткой насоса окислителя установлены магнитная муфта и мультипликатор.

2. Турбонасосный агрегат жидкостного ракетного двигателя по п.1, отличающийся тем, что между насосом окислителя и насосом горючего установлены магнитная муфта и мультипликатор.

3. Турбонасосный агрегат жидкостного ракетного двигателя по п.1 или 2, отличающийся тем, что между насосом горючего и дополнительным насосом горючего установлены магнитная муфта и мультипликатор.

УДК 62-762

АНАЛИЗ ДИНАМИКИ ИЗМЕНЕНИЯ РАДИАЛЬНЫХ ЗАЗОРОВ НАСОСОВ И ТУРБИН ТНА ЖРД

В статье рассмотрены факторы, влияющие на изменение зазоров в уплотнениях высокооборотных турбо-машин, предложены аппроксимирующие зависимости для анализа изменения зазора в процессе работы агрегата. Показано, что для высокооборотных агрегатов нежелательно при проведении расчета и анализа работы тур-бомашин использовать предположение постоянства зазора на всех режимах работы.

Уплотнение, ротор, статор, зазор, турбомашина, деформации.

При создании высокооборотных тур-бомашин одним из ключевых моментов является выбор зазора между роторным и ста-торным элементами уплотнения. Выбор оптимальных величин и анализ изменения зазоров в уплотнениях проточной части играют важную роль при создании уплотнитель-ного узла, так как именно зазоры во многом определяют эффективность и работоспособность конструкции. Особенно актуальной эта задача является для турбонасосных агрегатов жидкостных ракетных двигателей, элементы конструкции которых подвергаются значительным силовым и температурным деформациям (перепады давления на элементах уплотнения до 60 МПа, температуры до 1000 К, окружные скорости роторных элементов уплотнений до 600 м/с). Важность проблемы выбора зазора обусловлена следующим:

Снижение зазора ведет к уменьшению утечек через уплотнения, то есть повышению экономичности турбомашины;

Уменьшение зазора приводит к росту вероятности возникновения фрикционного или ударного контакта между роторным и статорным элементами уплотнения, то есть повреждению уплотнительных поверхностей и, возможно, выходу агрегата из строя.

В турбонасосных агрегатах наиболее широкое распространение получили неподвижные и самоустанавливающиеся уплотнения с гарантированным зазором.

Для бесконтактных уплотнений можно выделить три вида зазоров - монтажные, рабочие и минимальные гарантированные зазоры. Монтажные зазоры - зазоры между роторным и статорным элементами уплотнения при сборке, определенные как полуразность диаметров, исходя из предположения о концентричном взаимном расположении ротора и статора. Рабочие зазоры - за-

зоры между ротором и статором с учетом силовых и температурных деформаций, полученные из условия осесимметричности деформаций, определяющие расход через уплотнение. Минимальные гарантированные зазоры - зазоры, определенные с учетом силовых и температурных деформаций, а также возможного взаимного монтажного и эксплуатационного смещения элементов конструкции, определяющие работоспособность уплотнения .

В общем случае имеется два типа причин, вызывающих изменение зазора между роторными и статорными частями уплотнения:

Монтажные смещения, то есть смещения осей уплотнительных поверхностей относительно геометрической оси, которые имеются в собранном агрегате перед его запуском, на них влияют три группы факторов: конструктивная схема агрегата, особенности технологического процесса и фактические погрешности изготовления деталей, технологический процесс сборки и контроля узлов уплотнений;

Эксплуатационные смещения, вызванные условиями работы агрегата в составе двигателя - температурными и силовыми деформациями, изгибом вала от действия гидравлических и газовых сил, нагрузками от дисбалансов, колебаниями и т.д.

Номинальные значения радиальных зазоров в уплотнениях назначают исходя из опыта проектирования и статистики эксплуатации аналогичных агрегатов или расчетным путем. Как правило, используется комбинация этих двух способов. Обычно для каждого уплотнения выполняется расчет напряженно-деформированного состояния на номинальном режиме работы. Так же выполняются расчеты динамики изменения теплового состояния конструкции в процессе

работы агрегата . Эти расчеты выполняются в специализированных САЕ-системах с применением метода конечных элементов с целью определения номинальных значений деформаций элементов уплотнения, назначения номинальных монтажных и рабочих зазоров. Расчет монтажных и эксплуатационных смещений производится по предельным, наиболее неблагоприятным с точки зрения работоспособности сочетаниям допусков размеров, формы и расположения поверхностей. Выполнение расчета методом конечных элементов для каждого режима работы (запуска, останова, перехода с режима на режим) является сложным, длительным и трудоемким процессом. В связи с этим целесообразно проведение расчета динамики изменения радиального зазора с использованием упрощенных зависимостей. Такие зависимости должны удовлетворять следующим требованиям:

1) универсальность - должны обеспечивать возможность расчета значений радиального минимального гарантированного и рабочего зазоров для любой лопаточной машины: насоса, турбины, компрессора;

2) простота - не должны требовать применения дополнительных расчетов с использованием САЕ-систем;

3) высокая точность - должны учитывать все доступные при проектировании роторного и статорного элементов уплотнения данные о деформациях элементов уплотнения, допусках размеров, формы и расположения поверхностей.

Рассмотрим уплотнения ротора с гарантированным зазором. Радиальный рабочий зазор в уплотнении АКР равен разнице монтажного зазора АКМ и суммы величин силовых и термических деформаций АКД вращающегося и неподвижного уплотни-тельных элементов:

ЛЯ^Л^-Л^. (1)

Местный минимальный зазор

А^^А^-А^-бЯ.-в, (2)

где = 8R¡б + 8Rlaб - местное

уменьшение радиуса уплотнительной поверхности корпуса, вызванное отклонениями ее формы при изготовлении и сборке (8 7?фб) и отклонениями формы из-за воздействия силового и температурного нагруже-

ния при работе (8 R£a6);

s=£c6+sPa6 - смещение оси уплотнительной поверхности ротора относительно оси уплотнительной поверхности статора при сборке (всб) и за счет силового и температурного нагружения при работе (£раб)-

Монтажный зазор в уплотнении равен разнице радиусов уплотнительных поверхностей статорного Ry.c и роторного i?y p, измеренных при сборке:

Величина монтажного зазора выбирается из условия выполнения условия ARmin >0 на всех режимах работы. Суммарное значение силовых и термических деформаций определяется как

ARM=5RCM + 5Rvn-5RVM+

где 5 Мс [ - деформация уплотнительного элемента корпуса от перепада давления на уплотнении;

8 Rpц - деформация уплотнительного элемента ротора от центробежных сил;

8 Rpд - деформация уплотнительного

элемента ротора от перепада давления на уплотнении;

8 Rpt - термическая деформация уплотнительного элемента ротора;

8 Rct - термическая деформация уплотнительного элемента корпуса.

Термические деформации 8 Rpt, 8 Rct

имеют положительное значение, если температура конструкции выше температуры деталей при сборке, и отрицательное - при температуре конструкции ниже температуры деталей при сборке.

Величина смещения осей уплотнительных поверхностей

S - S + £ + £ + £ + £ + £ + £ ,

р Р с с.и пр д к.т п "

s - монтажное смещение оси по-

верхности уплотнительного элемента ротора относительно оси его вращения, вызванное зазорами по посадочным поверхностям деталей, отклонениями взаимного расположения поверхностей деталей при изготовлении, зазорами в подшипниках;

£рс - монтажное смещение осей уплотнительных элементов статора при сборке

агрегата, вызванное зазорами по посадкам деталей и отклонениями взаимного расположения поверхностей деталей при их изготовлении;

вси - монтажное смещение осей уп-лотнительных элементов, вызванное деформациями корпусов агрегата в процессе сборки агрегата и двигателя;

Радиус прецессии ротора в процессе работы;

£д - смещение осей уплотнительных

элементов при работе вследствие силовых и термических деформаций корпусов агрегата; вкт - смещение осей уплотнительных

элементов при работе, вызванное деформациями корпусов агрегата под воздействием присоединенных трубопроводов и крепежных элементов двигателя;

£п - смещение осей уплотнительных

элементов, вызванное прогибом ротора под воздействием гидродинамических сил в полостях агрегата.

Из уравнений (1), (2) следует:

Приведенные зависимости справедливы для любых типов бесконтактных уплотнений.

Как следует из зависимостей (2), (3), (4), выбор минимальной, но достаточной для безопасной работы величины монтажного зазора является сложной задачей, так как при этом требуется учесть целый ряд составляющих деформаций и смещений осей уплотнительных элементов. Эта задача осложняется еще и тем, что величины и векторные направления деформаций и смещений осей носят вероятностный характер.

В соответствии с зависимостью (5) минимальное значение рабочего зазора АКр в уплотнении обеспечивается при минимальных значениях <5 и е. Таким образом, одним из направлений обеспечения минимального значения рабочего зазора является повышение точности изготовления деталей агрегата, повышение качества сборки агрегата и двигателя, увеличение жесткости ротора и корпусов агрегата. Более радикальным направлением является использование уплотнений с плавающими кольцами. Схема расчета зазоров в уплотнении с фиксированной гладкой стенкой приведена на рис. 1.

Рис. 1. Схема расчета зазоров в уплотнении с фиксированной гладкой стенкой

В уплотнении с плавающим кольцом смещение оси ротора относительно оси корпуса компенсируется радиальным смещением плавающего кольца. Кроме того, из-за отсутствия жесткой связи между кольцом и корпусом исключается возможность изменения формы уплотнительных элементов при сборке и работе. Плавающее кольцо в процессе работы за счет действия гидродинамических сил в уплотнительной щели, которые на всех режимах работы превышают силу трения по торцу кольца, самоустанавливается относительно уплотнительной поверхности ротора. При этом рабочий зазор в уплотнении равен местному минимальному зазору - А Щ = А11тЫ. Схема расчета зазоров в самоустанавливающемся уплотнении с плавающим кольцом приведена на рис. 2, а.

Уплотнения ТНА работают при высоких перепадах давления, в результате чего на плавающее кольцо действует повышенная сила прижатия к торцу корпуса, не позволяющая ему самоустанавливаться при прецессии оси уплотнительной поверхности ротора. Такие уплотнения относятся к типу полуподвижных уплотнений. В полуподвижных уплотнениях кольцо самоустанавливается относительно уплотнительной поверхности ротора, компенсируя смещения оси и прогибы ротора, но при этом не компенсируются монтажные биения уплотнительной поверхности ротора и ее биения, связанные с прецессией ротора при работе. Следует отметить, что при монтаже полуподвижное кольцо может быть смещено относительно ротора в пределах монтажного зазора и, как следствие, возможен контакт кольца и ротора. При запуске (останове), когда гидродинамические силы меньше сил трения по торцу кольца, полуподвижное кольцо выставляется относительно ротора за счет соударений

между ними . При работе на режиме полуподвижное кольцо выставляется относительно ротора за счет гидродинамических сил в уплотнительной щели, так как они превышают силу трения по торцу кольца. В течение работы агрегата полуподвижное кольцо не отслеживает биений ротора, однако отслеживает положение ротора при переходе с режима на режим. В полуподвижном уплотнении рабочий зазор определяется соотношением

ЛЯ =ЛЯ +8 . (6)

р.п тгп р пр V J

Рабочий зазор в полуподвижном уплотнении (рис. 2, б) меньше, чем в щелевом, на величину

5 Нр Н + £Р с + £с и + £д + т + £п. (7)

Я > 3 ш ^ £

Рис. 2. Схема расчета зазоров в самоустанавливающихся уплотнениях: а - с плавающим кольцом; б - с полуподвижным кольцом

Это главное достоинство уплотнения с полуподвижным кольцом по сравнению со щелевым уплотнением, обеспечивающее пониженные утечки рабочей среды. В щелевых уплотнениях в связи с тем, что величины смещения оси и прогиб ротора трудно прогнозируемы, при небольших монтажных зазорах существует вероятность заклинивания ротора до его работы или выработка уп-лотнительных поверхностей при работе. Уплотнение с полуподвижным кольцом обладает более высокой надежностью, так как лишено указанного недостатка.

Следует отметить, что силовые и термические деформации уплотнительных элементов и прогиб ротора могут быть определены расчетным путем с определенной погрешностью. Кроме того, силовые деформации и прогиб ротора изменяются в зависимости от режима работы, а термические деформации - во времени по мере достижения стационарных значений температуры конструкции. Поэтому необходимо стремиться к достижению минимальных значений деформаций и прогиба ротора. При ЛЯД = 0 рабочий зазор в щелевом уплотнении АЯ^ =ЛКм, а в уплотнении с плавающим кольцом

Разница термических деформаций уплотнительных элементов корпуса и ротора может равняться нулю при одинаковых величинах температуры и одинаковых конструкционных материалах элементов уплотнения, а также при условии, если рабочая температура конструкции мало отличается от температуры, при которой ведется сборка.

Силовые деформации в уплотнениях ТНА двигателей без дожигания были малы. Основной вклад вносили температурные деформации, так как для крыльчаток насосов часто использовались алюминиевые сплавы. В двигателях с дожиганием существенно возросли силовые деформации элементов уплотнений, особенно в кислородно-водородных ЖРД, в которых повышенные деформации обусловлены более высокой напряженностью конструкции. В настоящее время при создании многоразовых ЖРД многократного использования важно сохранение стабильности деформаций и зазоров от пуска к пуску ТНА.

Аппроксимирующие зависимости для определения составляющих деформаций роторного и статорного элементов уплотнения в предположении зависимости перепадов давления на элементах уплотнения от частоты вращения ротора можно представить следующим образом:

5йс.д(т) = <5ДСН°М (п(т)/пном)2 - силовые деформации статорного элемента уплотнения в произвольный момент времени т;

Силовые деформации статорного элемента уплотнения на номинальном режиме работы;

и(т) - частота вращения ротора в про-

извольныи момент времени т; ином - номинальная частота вращения ротора;

5Др.д(т) = °м (п(т)/пном)2 - силовые деформации роторного элемента уплотнения от действия перепада давления в произвольный момент времени т;

<5/?р °м - силовые деформации роторного элемента уплотнения от действия перепада давления на номинальном режиме работы;

гЯр.ц(т) = 5йр°м (п(т)/пном)2 - силовые деформации роторного элемента уплотнения от действия центробежных сил в произвольный момент времени т;

5йр °м - силовые деформации роторного элемента уплотнения от действия центробежных сил на номинальном режиме работы;

пературные деформации статорного элемента уплотнения в произвольный момент времени т;

(т) = ^ (т) - ^ сб - изменение температуры статорного элемента уплотнения;

tc(т) - температура статорного элемента уплотнения в произвольный момент времени т; tccб - температура статорного элемента при сборке уплотнения;

ас (т)) - температурный коэффициент линейного расширения материала статорного элемента уплотнения в зависимости от его температуры в произвольный момент времени т, полученный из аппроксимирующей зависимости ;

«Мт) = *р(тК("Р(Т))ЛР "тем"

пературные деформации роторного элемента уплотнения в произвольный момент времени т;

¿Ц,(т) = *р(т)-*рсб - изменение температуры роторного элемента уплотнения;

/р (т) - температура роторного элемента уплотнения в произвольный момент вре-температура роторного элемен-

та при сборке уплотнения;

ар (т)) - температурный коэффициент линейного расширения материала роторного элемента уплотнения в зависимости от его температуры в произвольный момент

времени т, полученный из аппроксимирующей зависимости.

Обобщенная зависимость для определения рабочего зазора:

чаНОМ/ чаНОМ/

р.ц (Щ2 - (гяс.с(т) - <5Др.,(т)) .

Для минимального гарантированного зазора:

МпЫ = ДДМ - (<5Д£б + "

\ 4 /"-ном/ / ^"^ном"

^* "■ном" ^

В приведенных зависимостях составляющие деформаций, отклонений формы и расположения роторного и статорного элементов уплотнения имеют положительное значение, если ведут к уменьшению монтажного зазора, отрицательные, если ведут к увеличению радиального зазора.

В качестве примера приведем результаты расчета динамики изменения рабочего и местного гарантированного зазоров в процессе проведения испытаний высокооборотной турбомашины (рис. 3). Все параметры на графике, кроме времени, являются нормированными, то есть отнесенными к номинальному значению соответствующего параметра.

Рис. 3. Изменение параметров в процессе проведения испытания:

1 -.минимальный гарантированный зазор; 2 ^рабочий зазор; 3 - температура элементов уплотнения; 4 - частота вращения ротора

При выполнении расчета динамики изменения радиальных зазоров приняты следующие допущения: температура роторного и статорного элементов уплотнения одинакова; смещение осей уплотнительных поверхностей и местное уменьшения радиуса

уплотнительной поверхности корпуса постоянны, независимо от режима работы агрегата, силовые и температурные деформации элементов уплотнения имеют осесим-метричный характер.

Видно, что минимальный гарантированный зазор на некоторых режимах работы составляет до 15 % от монтажного зазора, рабочий зазор - до 30 % от монтажного.

В процессе работы агрегата радиальный рабочий зазор в уплотнении может изменяться в 2-4 раза по сравнению с монтажным, а минимальный гарантирован-ный зазор - в 2-10 раз. Таким образом, часто используемые способы применения при анализе испытаний, работы ТНА расчетов в предположении постоянства радиального зазора не всегда приемлемы.

Библиографический список

1. Дмитренко, А.И. Анализ уплотнений

проточной части насосов и турбин ТНА ЖРД [Текст] / А.И. Дмитренко, A.B. Иванов // Научно-технический юбилейный сборник. КБ химавтоматики. - Воронеж: ИПФ «Воронеж». - 2001. - С. 364-370.