Рекомендации по выбору размеров уплотнении

Параметр уплотнения	Диаметр уплотнения , мм
18...27	27...40	40...60	60...90	90...135	135...200

L 7 8 10 14 20

B3 3,5 4 5 7 10

Б 6,1 7,2 8,3 10,4 14,5 20,6

Работа щелевого уплотнения на установившемся режиме и в период перехода ротором через резонансные частоты сопряжена с контактом пла­вающего и опорного колец по линии окружности, что недопустимо. В этом случае целесообразно выполнять опорное кольцо состоящим из двух частей и с контактом между ними по сферической поверхности (рис. 10.35, б) радиусом R с центром на оси вращения ротора ТНА в месте расположения ближайшей опоры.

Поскольку работа уплотнения с плавающим кольцом происходит при непосредственном контакте его основных элементов, то следует помнить, что при их соприкосновении возможны взаимные деформации деталей, а в некоторых рабочих компонентах и, особенно в активной окислитель­ной среде — возгорание с аварийным исходом.

Выбор материалов контактирующих пар уплотнения, их твердость и термообработка в существенной степени определяются рабочей средой. Для большинства компонентов топлив ЖРД хорошо себя зарекомендовала при изготовлении опорного кольца и колеса насоса сталь 20X13 твердостью HRC 42...49, а плавающего кольца твердостью НВ 207...428. Возможны комбинации различных материалов, например, при подаче жидкого кис­лорода колесо насоса выполняют из алюминиевого сплава АЛ4 с покры­тием хрома толщиной 30...70 мкм, опорное кольцо из стали 20X13 или 95X18 твердостью HRC 46...54, а плавающее кольцо из бронзы БРАЖМц-10-3-1,5 или БРОС5-25.

В ТНА широко применяются бесконтактные гидродинамические уплот­нения, осевые (винтоканавочные и лабиринтно-винтовые) и радиальные (импеллеры).

Основной элемент винтоканавочного уплотнения - винтовая нарезка на валу или на корпусе, которая при значительном перепаде давлений получается большой длины. Для винтоканавочного уплотнения существен­на зависимость создаваемого перепада давлений от величины радиального зазора между валом и корпусом, выполняемого минимальным. Для лабиринтно-винтовых уплотнений характерны винтовые нарезки на валу и кор­пусе, выполненные в противоположных направлениях.

В гидродинамическом радиальном уплотнении основным элементом служит диск (импеллер), заключенный в полость (рис. 10.36). Импеллер

с одной стороны гладкий, а на другой имеет радиальные лопатки толщи­ной или пазы шириной b, выполненные высотой h. Импеллер на валу устанавливается гладкой поверхностью в сторону полости высокого давле­ния. Жидкость движется по валу ротора в сторону низкого давления и заполняет полость с импеллером. При вращении импеллера жидкость под действием лопаток тоже будет вращаться. При этом на каждую частицу жидкости, заполнившей каналы импеллера, действует сила давления, направленная к центру, и центробежная — противоположного направле­ния. В случае их равенства перетекание жидкости в радиальном направле­нии к центру прекратится. Величина перепада давлений, удерживаемого импеллером, определится по формуле

(10.19)

где р_им — давление на диаметре D_им; р_г — давление в газовой полости (дренажа); — коэффициент напора для существующих конструкций и режимов работы равен 0,83...0,9; — плотность жидкости.

Максимальное давление, которое удержит импеллер, при положении границы жидкости на диаметре (D_г — d_вт)

(10.20)

Уплотнение обеспечивает герметичность при условии, когда минималь­ный диаметр жидкостного кольца D_г > d_вт. В противном случае жидкость из уплотняемой полости перетекает через импеллер по валу, что недопустимо.

На лопаточной стороне импеллера при нормальной работе уплотнений одновременно образуются газовая полость размером (D_г — d_вт) и жидкостная — (D_им – D_г). Таким образом, роль герметизатора обеспечивает вра­щающееся жидкостное кольцо толщиной (D_им – D_г), которое удерживает перепад давлений на уплотнении и препятствует проникновению газа из соседней полости (дренажной) или из полости турбины в насос. Проникно­вение газа (барботаж) через вращающееся кольцо жидкости связано с вихревым относительным течением жидкости и газа в каналах импеллера. Для открытого импеллера (без бандажа) (рис. 10.36, б) газ начинает проникать через уплотнение при D_г/D_им>0,8, а с бандажом это соотношение составляет не более 0,9 при условии перекрытия осевого зазора бандажом на 2 мм (рис. 10.36,а).

Энергетический анализ показывает, что при прочих равных условиях затрачиваемая в гидродинамическом уплотнении мощность обратно про­порциональна квадрату угловой скорости N ~ . Следовательно, их це­лесообразно применять в высокооборотных агрегатах, каким является ТНА. Уменьшение мощности, затрачиваемой на привод импеллера, достигают увеличением коэффициента напора. Для разного числа лопаток или пазов коэффициент напора изменяется неоднозначно и в экономичном уплотнении число лопаток импеллера Z > 6 или пазов Z = 8...12. Высоту лопаток (глубину пазов) импеллеров с D_им = 40...120 мм рекомендуется выбирать в пределах h = 3...4 мм. Изменение осевого и радиального зазо­ров в диапазоне от 2 до 5 мм не оказывает существенного влияния на эф­фективность работы уплотнения.

Возможность уплотнять суспензии, химически активные жидкости и работать в широком диапазоне изменения режимных параметров агре­гата способствует широкому использованию таких гидродинамических уплотнений в ТНА ЖРД. Они широко применяются в комбинации с раз­личными уплотнениями, а сами иногда выполняются в несколько ступе­ней. В практике известны конструкции с пятью импеллерами (пятиступенчатое уплотнение). При использовании многоступенчатых импеллеров сохраняется герметичность насоса на нерасчетных (пониженных) режи­мах работы ТНА по угловой скорости.

КОМБИНИРОВАННЫЕ УПЛОТНЕНИЯ

Создание современных уплотнительных систем на валу ТНА немыс­лимо без комбинационного применения отдельных видов или типов уплот­нений. Даже такое простое уплотнение как манжетное, применяемое само­стоятельно, не ставится без дренажа, перепуска или системы автоматичес­кого регулирования удельного давления контакта манжеты на поверхность вала. Как правило, ни одно из известных уплотнений не обеспечивает пол­ную герметизацию полостей ТНА, работающего по сложной циклограмме с множеством пусков и длительными остановами. В связи с этим появляют­ся конструкции с различными по принципу действия уплотнениями, выпол­няющими только определенную роль. Взаимодействие входящих в комби­нацию элементов и уплотнений обеспечивает повышенную надежность узла в целом. Описать все комбинации уплотнений весьма затруднительно из-за большого их количества и выбор каждого определяется задачами и парамет­рами насосного агрегата, а также его гидравлического тракта, связанного с проточной частью насоса.

При проектировании ТНА возможны комбинации уплотнительных устройств, представляющих собой сочетание нескольких бесконтактных и контактных уплотнений. В число элементов уплотняющего узла включают системы перепуска и отсечек, полостей с буферными средами, которые связаны гидравлически. Иногда некоторые из уплотнительных узлов служат не только для уплотнения, но и для подачи рабочей жидкости с задан­ными параметрами в систему обеспечения работоспособности двигатель­ной установки, например питание вспомогательных ЖГГ низкого давле­ния и т.п.

Конструкция уплотнительного узла полости высокого давления при комбинации импеллера с другими типами уплотнений (щелевого, торце­вого, манжетного) представлена на рис. 10.37.

Рис. 10.37. Комбинированное уплотнение многорежимного насоса:

1 - втулка; 2 - манжета; 3 - уплотнительное кольцо; 4 - пружина; 5 - контакт­ное кольцо; 6 - импеллер; 7 - подшипник; 8 - плавающее кольцо; 9 - центробеж­ное колесо; 10 - вал

Вал 10 насоса с центробежным колесом 9 и плавающим кольцом 8 щелевого уплотнения установлен на подшипниках качения, один из кото­рых (поз. 7) охлаждается компонентом, проходящим щелевое уплот­нение с кольцом 8. За подшипником расположен импеллер 6, к торцевой поверхности которого со стороны лопаток пружиной 4 поджато кольцо 5 торцевого уплотнения, предотвращающее дальнейшее движение компонен­та на валу. Страхующая манжета 2 установлена после щели, выходящей в дренажную полость между втулкой 1 и корпусом торцевого уплотнения. Особенность рассматриваемой конструкции заключается в последо­вательной установке уплотнений различного типа, эксплуатационные харак­теристики которых последовательно, по ходу движения предполагаемых протечек компонента, понижаются, а герметизирующие свойства повы­шаются, что позволяет создать абсолютно герметичный узел для уплотне­ния полости высокого давления. До запуска агрегата роль основного уплот­нения выполняет торцевое нагруженного типа, в котором необходимое удельное давление обеспечивается пружиной 4. При выходе агрегата на но­минальный режим утечки компонента высокого давления из центробеж­ного колеса 9 поступают через щелевое уплотнение с плавающим коль­цом 8 и далее в подшипник 7. Для уменьшения расхода жидкости через по­лость подшипника, разгрузки его от осевых сил и обеспечения циркуля­ции жидкости между полостью с импеллером 6 и центробежным колесом 9 в стенке над подшипником выполнены отверстия. Импеллер 6 ограничи­вает дальнейшее движение жидкости по валу, отбрасывая ее к периферии в трубопровод перепуска для подачи на вход в насос. Со стороны лопаток импеллера устанавливается граница раздела жидкость — газ, а капельки жидкости задерживаются кольцом 5 торцового уплотнения, работающего в режиме полужидкостного трения. Просочившаяся через торцевое уплот­нение жидкость и ее пары по щели над втулкой 1 попадают в полость дре­нажа и отводятся от вала, что облегчает условия работы манжеты 2, выпол­няющей роль страхующего уплотнения.

Во всех конструкциях ТНА полость уплотнения с импеллером разоб­щается с внешней средой или полостью соседних насосов одним или рядом контактных уплотнений. Широко применяются комбинации манжет с бесконтактными уплотнениями. Конструкция комбинированного уплот­нения (рис. 10.38) шнекоцентробежного насоса со стороны входа рабочей жидкости в шнек 9 обеспечивает высокую степень герметичности на всех режимах. За подшипником 7 расположено гидродинамическое уплотнение с радиальным импеллером 6, имеющим с обеих сторон лопатки 4 и 5. Далее по валу установлен ряд манжет 3, 2, 1, разобщенных между собой дренажными полостями, которые сообщаются с полостью низкого давле­ния для сброса протечек уплотняемой жидкости и ее паров. Манжета 2 за первой дренажной полостью герметизирует узел и не допускает попада­ния по валу агрегата капель и паров рабочей жидкости, которые могут иногда просочиться через манжету 3. Подшипник 7 охлаждается и смазы­вается компонентом, циркулирующим от лопаток 5 импеллера 6, а лопат­ки 4 ограничивают течение жидкости к валу. При этом создается граница раздела жидкости и газа по радиусу импеллера со стороны лопаток 4. Конструкция комбинированного уплотнения, представленного на рис. 10.39, обеспечивает герметизацию полости с высоким давлением

Рис. 10.38. Комбинированное уплотнение со стороны входа в насос:

1, 2, 3 - манжеты; 4, 5 - лопатки импеллера; 6 - импеллер; 7 - подшипник; 8 -вал; 9 - шнек

Рис. 10.39. Комбинированное уплотнение полости насоса с высоким давлением жид­кости:

1 - центробежное колесо; 2 - плавающее кольцо; 3 - лопатки импеллера; 4, 5, 6 -манжеты; 7 – шайба

рабочей среды и включает в себя бесконтактные уплотнения: щелевые с плавающим кольцом 2 и гидродинамические с радиальными лопатками 3, выполненными на торце центробежного колеса 1, а также контактные уплотнения по валу (манжеты 4, 5 и 6) с дренажными полостями между ними для отвода протечек, как уплотняемой жидкости, так и ее паров. При запуске ТНА жидкость высокого давления с выхода из центробеж­ного колеса 1 по боковой пазухе поступает в щелевое уплотнение с плаваю­щим кольцом 2 и, отбрасываемая лопатками 3 гидродинамического уплот­нения, движется по каналу с шайбой 7 на вход в насос (по стрелке). Прин­цип постановки и работа манжет 4, 5, 6 аналогичны конструкции, представ­ленной на рис. 10.38.

При высоком значении давления в газовой полости р_г >р_вх надежное отделение ее от жидкостной обеспечивается комбинированным уплотне­нием, представленным на рис. 10.40, которое включает: стояночное (кон­тактное) уплотнение 2, гидродинамическое с импеллером 1 и щелевое с плавающим кольцом 4. Для запирания газовой полости с высоким зна­чением давления р_г к импеллеру 1 подводится жидкость с выхода из насоса через настроечное гидросопротивление (шайбу) 5 с давлением р = р_г + р_им. Из полости с импеллером 1 жидкость через подшипник 3 по зазору между корпусом и валом поступает на вход в насос. Для под­держания постоянной величины высокого значения давления р и снижения расхода циркулирующей жидкости на валу установлено плавающее коль­цо 4 щелевого уплотнения. Настройка заданного давления р на входе в полость с импеллером осуществляется с помощью шайбы 5.

Рис. 10.40. Конструктивная схема системы уплотнений для герметизации газовой полости высокого давления:

1 - импеллер; 2 - стояночное уплотнение; 3 - подшипник; 4 - плавающее кольцо; 5 - настроечное гидросопротивление (шайба)

Рис. 10.41. Комбинированный узел с отходящим торцевым уплотнением:

1 - лопатки импеллера; 2 - кольцо торцевого уплотнения; 3 - подвижная втулка; 4 - шарик; 5 - стакан; 6 - пружина; 7 - сильфон; 8 - вал

Известно большое количество конструкций комбинированных уплот­нений, в которых используется воздействие центробежных сил на элемент, отключающий или включающий контактное уплотнение в работу. На рис. 10.41 представлена конструкция с отходящим торцевым уплотнением, состоящим из установленного на валу 8 стакана 5 с выполненными по его периферии лопатками 1 импеллера. Подвижная втулка 3 с кольцом 2 торцевого уплотнения связана со стаканом 5 сильфоном 7 и поджимается пружиной 6.

При невращающемся роторе или при малых его окружных скоростях герметичность обеспечивается торцевым уплотнением. Лопатки 1 импелле­ра работают эффективно при определенной (расчетной) угловой скорости ротора. Под действием центробежных сил шарики 4 перемещаются по пазам подвижной втулки 3 в радиальном направлении от оси вала 8. Под­вижная втулка 3 сдвигается вправо до упора в бурт стакана 5, отключая тем самым торцевое уплотнение. Герметичность узла создается только лопатками 1 гидродинамического уплотнения. С уменьшением угловой скорости вала втулка под действием пружины 6 возвращается в исходное положение, и тогда при малой угловой скорости и неподвижном роторе герметичность обеспечивается торцевым уплотнением.

В комбинированном уплотнении, представленном на рис. 10.42, при неподвижном роторе надежно герметизирует манжета 3. Центробежные силы при вращении вала отжимают контактную поверхность манжеты и достаточный уплотняющий эффект создает импеллер 2. От чрезмерного раскрытия губки манжеты ограничены охватывающим их кольцом 1. Применять такое уплотнение можно после тщательной отработки узла и с учетом допустимой нагрузки на манжеты от центробежных сил. В случае чрезмерной перегрузки манжета после остановки вала не сразу восста­новит нужное давление на контактной поверхности, и герметичность, по крайней мере временно, может быть нарушена.

Высокий ресурс, сложная циклограмма работы ТНА зачастую не поз­воляет использовать контактные уплотнения. В этом случае поступаются экономичностью агрегата и устанавливают только комбинации бесконтакт­ных уплотнений. В уплотнительном узле насоса с центробежным колесом 2 (рис. 10.43) щелевое уплотнение с плавающим кольцом 1 и гидродинами­ческое уплотнение с двумя импеллерами 3 и 4 установлены последователь­но. При любом режиме работы насоса по напору и угловой скорости вала импеллеры обеспечивают разделение жидкостной и газовой полостей. С увеличением давления полость с импеллером 3 заполнена жидкостью полностью, а граница раздела фаз устанавливается на лопатках импелле­ра 4. При уменьшении давления уплотняемой среды в основном работает импеллер 3, а в полости импеллера 4 жидкость отсутствует.

Выбор типов уплотнений, их конструкция и комбинация для ТНА мно­горазового пуска зависят от продолжительности паузы, длительности рабо­ты на режиме, свойств уплотняемой среды и т.п. Например, при небольшой паузе повторный запуск ЖРД бывает затруднен из-за высокой температуры неостывшей камеры двигателя и поэтому целесообразно после останова двигателя ее охладить. Для этого можно использовать один из компонен­тов топлива, заполнившего полость насоса. В данном случае конструкция уплотнительного узла упрощается, так как можно применить только бес­контактные уплотнения.

10.8. ОПОРЫ КАЧЕНИЯ РОТОРОВ ТУРБОНАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

В ТНА ЖРД применяются преимущественно подшипники качения, и, в основном, шариковые. Возможность применения других, по принципу работы, подшипников (гидростатических, гидродинамических, гидростатодинамических и т.п.) связана с ресурсом работы ТНА, конструкцией уплотнительных систем, допустимыми осевыми габаритными разме­рами и т.д.

В зависимости от сочетания основных параметров ТНА формулируются требования к опорам его ротора:

абсолютная надежность в работе при высоких угловой скорости вала и темпе набора частоты вращения ротора ТНА;

высокая грузоподъемность по радиальным нагрузкам при восприятии значительных осевых;

минимальные потери на трение во всем диапазоне режимов работы ТНА;

стойкость материалов опор в соответствующих рабочих средах, в том числе и агрессивных, при одновременной стойкости в воде.

Наиболее полно поставленным требованиям удовлетворяют опоры с подшипниками качения. По сравнению с подшипниками, скольжения они просты в монтаже при одновременной стабильности конструктивных параметров, обладают меньшим коэффициентом трения, достаточно высо­кой грузоподъемностью и малыми размерами.

По точности изготовления в соответствии с ГОСТ 520—71 установлен ряд из пяти классов точности шарикоподшипников: 2 — сверхвысокий; 4 — особовысокий; 5 — высокий; 7 — повышенный; 0 — нормальный, а по международной системе (СТ СЭВ 774—77) соответственно — Р2, Р4, Р5, Р6, Р0. Обозначение класса точности ставится перед номером под­шипника, определяющего его габаритные размеры. Перед классом точ­ности в соответствии с таблицей отраслевой нормали отмечается номер ряда, характеризующий величины радиального зазора и осевого люфта подшипника. При нормальном изготовлении, без особых требований по радиальному зазору и осевому люфту, дополнительное обозначение иск­лючают.

Для роторов ТНА применяют шарикоподшипники (рис. 10.44) высо­кого и повышенного классов точности 3-го ряда с хорошо отбалансирован­ными сепараторами, изготавливаемыми точением. Внутреннее разъемное кольцо (рис. 10.44, б) позволяет установить большее число шариков, что увеличивает работоспособность подшипника и возможность восприни­мать большую, на 25...30 %, нагрузку. Их беговые дорожки выполняют более глубокими, обеспечивая касание шарика по трем точкам и повышен­ное значение угла контакта . Трехточечные шарикоподшипники приме­няют в опорах ротора повышенной грузоподъемности, а также для восприя­тия значительной осевой неуравновешенной силы.

Наиболее слабым элементом высокоскоростного шарикоподшипника является сепаратор. Для стабилизации своего положения он центрируется по внутреннему (рис. 10.44,а) либо по наружному кольцу (см. рис. 10.44,6). При центрировании сепаратора по внутреннему кольцу действие центро­бежных сил не вызовет заедания сепаратора, так как зазор между сепара­тором и кольцом с ростом частоты увеличивается, что важно при работе в криогенных компонентах. Однако центрирование сепаратора по внешне­му кольцу позволяет снизить сопротивление при течении компонента благодаря увеличенному внутреннему зазору. Жидкость в полости подшип­ника под действием центробежной силы увлекается к периферии, смазы­вает центрирующую наружную поверхность сепаратора и обеспечивает отвод тепла от сепаратора через более холодное наружное кольцо.

Высокая работоспособность шарикоподшипников при центрировании сепаратора по внешнему кольцу возможна при хорошем отводе тепла трения,

Рис. 10.44. Шариковые подшипники с двух­точечным (а) и трехточечиым (б) кон­тактами:

1 - наружное кольцо; 2 — шарик; 3 - сепа­ратор; 4 — внутреннее кольцо

что обеспечивается протоком охлаждающего компонента и поддержа­нием заданного значения рабочей температуры в полости. В противном случае при нагреве сепаратора возможно его заклинивание в наружном кольце подшипника и не исключена поломка.

В процессе работы высокоскоростных подшипников происходят не усталостные явления в виде выкрашивания шариков и беговых доро­жек, а износ шариков и сепараторов, который, начавшись, приобретает лавинообразный характер. За короткий срок работы у сепаратора могут полностью износиться перемычки, при этом износ шариков достигает всего 20 мкм.

На работоспособность подшипника влияет выбор материалов его деталей. Распространенными материалами для изготовления колец подшип­ников и тел качения являются хромистые стали марок: ШХ15, ШХ9, ШХ6, ШХ15СГ, имеющие после термообработки твердость колец HRC 62...65, шариков HRC 62...66. Материал подшипника для работы в химически активной или криогенной жидкостях следует подбирать с учетом ее физи­ко-химических свойств и активности. Так, четырехокись азота (N₂0₄), растворяясь в воде при промывке агрегата, образует раствор азотной кислоты, вызывающий коррозию названных сталей и в этом случае сле­дует применять коррозионно-стойкую сталь 95X18-Ш. Сепараторы изго­тавливают из сталей типа 12Х18Н9Т, бронзы БРАЖМц10-3-1, 5, алюминие­вых сплавов АК-4 и Д1-Т, фторопласта-4. Применение фторопластов сни­жает коэффициент трения, но из-за его низкой теплопроводности при нагревании сепаратора во время работы возможна потеря им формы (псевдотекучесть).

На выбор материалов оказывают влияние не только условия работы подшипника, но и хранение ТНА. Например, при работе опоры в протоке жидкого кислорода консервация подшипника с применением масел не допускается, поэтому следует использовать коррозионно-стойкие стали типа 95X18, 95X13 и другие материалы, стойкие в криогенной среде и обработанные холодом.

Обозначение материала подшипника ставят после его номера, характе­ризующего габаритные размеры. Так подшипник, выполненный из корро­зионно-стойких сталей, обозначается: НИ, Ю2, ЮЗ и т.д.; подшипник с се­паратором из безоловянистой бронзы — Б1, Б2, БЗ и т.д.; подшипник из алюминиевых сплавов - Д1, Д2, ДЗ и т.д.; подшипники из сталей типа ШХ со специальными присадками (ванадий, кобальт и др.) обозначаются Э. В ТНА ротор может быть двух- или четырехопорным, в зависимости от числа валов, каждый из которых опирается на две или реже на три опоры (см. рис. 10.2, к, л).

Подшипник на валу устанавливается с минимальным радиальным зазором. Гнездо в корпусе под подшипник и шейка вала обрабатывается с точностью, обеспечивающей заданный натяг или зазор. Чаще применяются два вида комбинаций: 1) на валу с натягом, а в корпусе по посадке сколь­жения или с небольшим зазором; 2) на валу по посадке скольжения, а в корпусе с натягом. Следует помнить, что после сборки действительный радиальный зазор будет уменьшен по сравнению с начальным из-за дефор­мации наружного кольца, запрессованного в корпусе или из-за увеличения размеров внутреннего кольца, напрессованного на вал. Точность опоры должна быть соизмерима с точностью изготовления и монтажа подшипни­кового узла в целом. При этом должно быть обеспечено высокое центри­рование вала, низкий коэффициент трения и его постоянство на всех режи­мах работы ТНА.

Схема установки вала ТНА на подшипники качения зависит от сил, действующих на ротор, расстояния между опорами и ресурса их работы. Для малоресурсных ТНА при небольшом расстоянии между опорами и сбалансированной осевой нагрузке применяются схемы, приведенные на рис. 10.45, а, б. Оба подшипника обязательно фиксируются в осевом направлении по внутреннему (см. рис. 10.45, а) или по наружному кольцу (см. рис. 10.45, б). Осевой зазор по корпусу или валу исключает осевое усилие на подшипнике при температурных деформациях деталей ротора во время работы. Осевое перемещение опоры происходит по поверхности скольжения С. Следует учитывать, что поверхность скольжения на боль­шем диаметре (см. рис. 10.45, а) предпочтительная, так как уменьшается опасность проворачивания наружного кольца подшипника в корпусе из-за увеличения силы трения. На рис. 10.45, в, г приведены схемы постановки опор ротора при большом расстоянии между опорами.

При проектировании насосов ТНА в целом обеспечивают возможно меньшие значения осевых и радиальных сил, действующих на подшипники. С целью разгрузки подшипников от осевых сил изменяют расположение герметизирующих буртов по обе стороны центробежного колеса, выпол­няют разгрузочные отверстия в дисках колеса или устанавливают разгру­зочное устройство, воспринимающее на себя неуравновешенную осевую силу ротора. Например, разгрузка ротора ТНА окислителя и горючего ЖРД SSME в осевом направлении осуществляется с помощью специаль­ного разгрузочного поршня.

В г

Рис. 10.45. Схемы установки двухопорных валов:

а, б - при малом расстоянии между подшипниками; е, г - при большом расстоянии между подшипниками

Снижению радиальных сил, действующих на опоры, способствует тщательная динамическая балансировка всего ротора ТНА.

Как правило, в ТНА подшипники устанавливают по наружному кольцу непосредственно в корпусе (см. рис. 10.12). При этом одна опора (поз. 7), воспринимающая осевую нагрузку, фиксируется по внутреннему кольцу на валу, а по наружному кольцу — в корпусе. У второй опоры (поз. 7) наружное кольцо имеет возможность осевого перемещения, чем исклю­чается осевое усилие на подшипнике при температурных деформациях деталей насоса во время работы. Оба подшипника работают в протоке компонента, обеспечивающего их охлаждение.

В высокоресурсных агрегатах, например в ТНА подачи кислорода ЖРД SSME, опоры ротора представляют собой блоки сдвоенных одноряд­ных шарикоподшипников (рис. 10.46), зафиксированных от осевых пере­мещений по внутренним кольцам, а наружные установлены по скользящей посадке во втулках 2,13. В осевом направлении подшипники фиксируются распорными пружинными кольцами 4,10, которые обеспечивают равномер­ное распределение нагрузки между ними. Кроме того, вследствие равно­мерного распределения осевого усилия по наружному кольцу устраняются перекосы в опорах и повышается их жесткость. Значение усилия прижатия распорного к нагруженному кольцу подшипника — не более 3 Н на 1 мм окружности.

Общий недостаток подшипников качения заключается в жесткой их работе, отсутствии демпфирования при колебании нагрузки, сложности установки и монтажа, повышенной чувствительности к неточностям уста­новки, наличии металлического контакта между телами качения и коль­цами и сравнительно высокий уровень шума, обусловленный погрешнос­тями формы элементов подшипника. Их долговечность определяется чис­лом циклов нагружения, которое может выдержать материал в зависи­мости от скорости вращения. С увеличением осевой и радиальной нагрузок долговечность резко уменьшается. Заданная долговечность подшипников

Рис. 10.46. Установка вала насоса жидкого кислорода высокоресурсного ТНА ЖРД:

1 - корпус насоса; 2, 1 3 - втулки опор; 3, 6, 9, 12 - подшипники; 4, 10 - распор­ные кольца; 5,11— втулки; 7 - гайка; 8 - вал

качения, главным образом, обеспечивается температурным режимом их работы.

Для повышения работоспособности и безопасного прохождения рото­ром резонансного участка широко применяются конструкции опор, где подшипник связан с корпусом насоса через упругие кольца или пластин­чатые демпферы, между которыми имеется тонкий слой рабочей жидкости, а также опоры, работающие с использованием гидродинамического эффек­та (рис. 10.47). Так, упругое кольцо 4 (см. рис. 10.47, а) устанавливается с зазором по гладкому кольцу 3 и с зазором в корпусе насоса. Гладкое подкладное кольцо 3 ставится с зазором по наружному кольцу подшипника.

Расчет опор качения проводят по значению условной долговечности, определяющей время (в ч), в течение которого подшипники могут рабо­тать при заданных условиях нагружения без появления признаков уста­лости материала. Усталость проявляется в виде выкрашивания металла по рабочим поверхностям (мелкие точки "язвины") шариков и беговых дорожек колец. Статистика показывает, что чаще всего разрушение под­шипников малоресурсных ТНА ( < 2000 с) происходит в результате истирания и разрушения сепаратора. Расчет работоспособности опор рото­ров с учетом грузоподъемности, долговечности, угловой скорости и других конструктивных параметров изложен в учебнике Г.С. Скубачевского [18] .

Работоспособность и ресурс работы опор валов ТНА повышенной быстроходности зависит от теплового режима работы, который обеспечи­вается подачей охлаждаемой жидкости через подшипник и значением до­пускаемого ее подогрева. Недостаточный расход приводит к перегреву подшипникового узла и при достижении нулевого радиального зазора подшипник заклинивается. При увеличенном, по сравнению с оптимальным,

а б в

Рис. 10.47. Конструктивные схемы упругодемпфирующих опор:

а - с упругим кольцом; б - с пластинчатым демпфером; в- с гидродинамическим демпфером; 1 - вал;2 - подшипник; 3 - гладкое подкладное кольцо; 4 - упругое кольцо; 5 - пластины

расходе также уменьшается работоспособность подшипника из-за воздействия на него избыточной осевой силы, связанной с повышенным перепадом давления.

Для смазки и охлаждения подшипников применяют консистентную смазку, жидкое масло от специального насоса или основные компоненты топлива. В последнем случае существенно упрощается система уплотнений по валу, конструкция ТНА и повышается его надежность. Компонент топлива в подшипник должен отбираться только не нагретым и после под­шипника поступает на вход в насос по магистрали перепуска либо по каналам в корпусе насоса и вала ротора (см. рис. 10.42 и 10.46). Расход компонентов топлива или масла через подшипник должен быть гаранти­рован. Оценку потерь на трение в подшипниках качения, смазываемых и охлаждаемых маслом или компонентом топлива, и значение расхода можно проводить для используемых марок масел по известным методикам, изло­женным в учебнике Г.С. Скубачевского [18] .

Консистентная смазка, которая закладывается в подшипник при сбор­ке или перед запуском ТНА, в настоящее время практически не приме­няется, так как в случае длительного хранения требуется периодическая добавка или смена ее в полости. Кроме того, в подшипниках, располо­женных рядом с газовой турбиной, смазка должна быть тугоплавкой, а в насосе с криогенным компонентом, наоборот, — хладостойкой. Наряду со строгим подбором смазки появляются дополнительные уплотнения, герметизирующие различные полости подшипников, что усложняет кон­струкцию ТНА. В случае применения комбинированной системы смазки подшипники при сборке покрывают слоем твердой смазки, а во время работы охлаждают прокачиваемым компонентом.

Применение самосмазывающихся подшипников связано с постанов­кой опор в газовые среды или в насосах, подающих жидкости с особыми свойствами, например суспензии. Твердые смазки (графит, фторопласт, дисульфат молибдена и разные комбинации на основе этих трех материа­лов) обеспечивают работоспособность подшипника в широком интервале температур и давлений при простой конструкции опоры. Однако техно­логический процесс нанесения твердых смазок сложен, невозможна их добавка во время работы агрегата и ухудшен отвод тепла трения от опоры. Для подшипников, находящихся в протоке компоненты, при высокой угловой скорости ( > 5000 1/с) отмечаются повышенные потери мощ­ности на трение и оголение из-за действия центробежных сил внутренних поверхностей беговой дорожки, что приводит к кавитации. В результате кавитации нарушается сплошность гидродинамической пленки и резко сни­жается работоспособность опоры. Избежать такой режим работы можно уве­личением давления жидкости в полости подшипника, а при большей осевой силе — смазкой масляным туманом, представляющим собой смесь, в кото­рой мельчайшие частицы масла размером в несколько микрон находятся во взвешенном состоянии. Концентрация масла в смеси с воздухом легко регулируется и изменяется в пределах от 3 до 10 г/м³. Смазка масляным

туманом снижает трение в опорах в 2...3 раза и повышает срок их службы.

Долговечность и ресурс работы ТНА можно увеличить, устанавливая два шариковых подшипника, объединенных в блок (см. рис. 10.46). От­дельно подшипник или блок подшипников устанавливают во втулке, имеющей сферическую внешнюю поверхность и соответствующую полость в корпусе насоса. Сферическое гнездо позволяет получить правильную установку подшипников при сборке и возможность некоторого смещения при прогибах, возникающих на критической угловой скорости ротора.

Для высокоресурсных ТНА с высокоскоростным ротором при боль­шом количестве пусков и остановов целесообразно применять опоры скольжения (гидростатические или гидродинамические).

10.9. ГИДРОСТАТИЧЕСКИЕ

И ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ

Подшипники скольжения, применяемые в ТНА, в зависимости от про­цессов, обеспечивающих несущую способность опоры, подразделяются на гидродинамические и гидростатические (рис. 10.48).

Несущая способность гидростатических подшипников определяется в основном значением давления подводимой смазки (компонента) и при изменении угловой скорости ротора практически постоянна. Они ис­пользуются в широком диапазоне нагрузок, а угловая скорость ротора достигает высокого значения, ограничиваемого только подогревом жидкостного слоя.

Гидростатические подшипники ввиду независимости их несущей спо­собности от угловой скорости находят применение в качестве опор роторов ТНА различного назначения (рис. 10.48, а). Жидкость или газ под давле­нием подаются через ряд отверстий (жиклеры) вкладыша 2 и далее в камеру длиной L_K и вытекают по зазорам перемычек между валом 1 и вкладышем 2 длиной L_n. Так как зазоры в верхней части подшипника

больше, чем в нижней, то утечка газа или жидкости в верхней части также больше. Следовательно, создается перепад давлений жидкости или газа, в результате чего опора вала всплывает и вращается без касания с вкла­дышем. Оптимальное значение зазора между валом и вкладышем состав­ляет 0,04...0,06 мм. При сборке зазоры выдерживаются с высокой точ­ностью путем подбора вкладышей. Гидростатическая опора отличается разнообразием конструктивных форм и рабочих параметров. В подшипни­ках с газовой смазкой избыточное давление подачи достигает 0,5 МПа, с жидкостной — существенно ниже. Для работы опоры необходим источник рабочего тела с высоким давлением и расходом. В ТНА в качестве сма­зывающей жидкости целесообразно применять компоненты топлива, имею­щие в ряде случаев незначительную вязкость, что обусловливает необхо­димость проведения расчета опоры на несущую способность.

Несущая способность гидродинамических подшипников (рис. 10.48,б) повышается по мере увеличения скорости ротора при достаточном коли­честве подводимой смазки. При невращающемся роторе несущая способ­ность опоры равна нулю. При повышенной угловой скорости ротора в результате интенсивного тепловыделения уменьшается вязкость компо­нента и поэтому несущая способность опоры ограничивается не только минимально допустимой толщиной смазочного слоя, но и его допустимой рабочей температурой. Таким образом, нормальная работа подшипников скольжения обеспечивается гарантированным зазором между валом и вкладышем с тем, чтобы при вращении ротора было только жидкостное трение. С образованием толщины смазывающего клина, соответствующего зазору (см. рис. 10.48, б) центр вала при работе смещается по отношению к центру отверстия подшипника в сторону вращения. Размер этого зазора зависит от разности диаметров в опоре, угловой скорости ротора, вязкости смазывающей среды и при минимальном значении всех параметров обес­печивает несущую способность опоры в режиме жидкостного трения без снижения до критических режимов трения без смазочного материала. Диаметральный зазор опоры (D - d) для наиболее распространенных кон­струкций составляет 0,04...0,1 мм, для быстроходных опор (u > 10 м/с) — 0,15...0,2 мм. Иногда для компенсации несоосности подшипники выпол­няют в плавающем варианте, и втулка устанавливается в корпусе с зазором. Это обеспечивает наличие несущего слоя рабочей жидкости во всех эле­ментах опоры.

Материал цапфы вала, как правило, выбирается большей твердости, чем для вкладыша. Повышение твердости опорной поверхности вала дости­гается термической или химико-термической обработкой (цементирова­ние, азотирование, цианирование). Существенного увеличения износо­стойкости можно добиться сульфидированием и силицированием, что одновременно уменьшает склонность к задирам и схватыванию.

Один из новых и перспективных методов — плазменное нанесение на поверхность износостойких покрытий. Этим методом можно наносить покрытия из самых разнообразных материалов. Анализ прочностных характеристик материалов показал, что с учетом стоимости и особенностей производства предпочтение следует отдавать окисной керамике на основе глинозема и псевдосплавам типа ВСНТИ-35. Весь процесс включает следую­щие операции: предварительную обработку поверхности "основы" для обеспечения прочного сцепления напыляемого материала, напыление мате­риала на "основу" и обработку покрытия после напыления.

Наряду с гидростатическими и гидродинамическими подшипниками, работающими при наличии смазывающего слоя с высоким давлением жидкости или газа, следует отметить подшипники из пористых материа­лов, обладающих высокими антифрикционными качествами. Они изго­товляются методом спекания порошкового материала и при необходи­мости пропитываются смазкой.

10.10. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ

ОПОР ТУРБОНАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

ПРИ НИЗКИХ ТЕМПЕРАТУРАХ И В ВАКУУМЕ

Низкие температуры опор ТНА связаны с подачей криогенных жидкос­тей, применяемых в качестве компонентов топлива ЖРД. В первых образ­цах ТНА, обеспечивающих подачу жидкого кислорода, в качестве опор использовались подшипники скольжения, надежно работающие в условиях смазки жидким кислородом при окружных скоростях опорной поверх­ности вала до 30 м/с. Повышение угловой скорости ротора ТНА, мощности трения в опоре и резкое снижение при этом ее несущей способности при­вело к необходимости применения опор качения для ротора криогенного

насоса.

Подача криогенных компонентов в опору должна быть равномерной, без тупиковых и застойных зон, так как образование паровых пробок при­водит к местному нарушению теплоотвода от подшипника, перегреву его отдельных участков и выходу из строя. В подшипник необходимо подво­дить компонент, который не использовался в качестве охладителя сосед­них полостей.

Шариковый подшипник на валу криогенного насоса устанавливается по плотной посадке, а в корпусе — с зазором, который при захолаживании полости подшипника уменьшается вследствие различных коэффициентов линейного расширения материалов корпуса и подшипника.

В кислородном насосе ЖРД РД-119 (см. рис. 10.12) нормальная работа подшипника 7 обеспечивается подачей жидкого кислорода из полости вы­сокого давления с расходом регламентируемого жиклером 5 линии пере­пуска. Сам подшипник 7 по наружному и внутреннему кольцам в осевом направлении зафиксирован. Из полости подшипника 7 компонент через отверстия в центробежном колесе 10 поступает на вход в насос. Второй подшипник 17 фиксируется на валу в осевом направлении только по внут­реннему кольцу, а наружное имеет возможность осевого перемещения от­носительно корпуса.

Для лучшего охлаждения подшипников широко применяются различ­ные подкачивающие насосы, например выполняемые на валу около под­шипника в виде винтовой нарезки.

Применяемые в ТНА конструкционные материалы при взаимодействии с криогенной жидкостью должны сохранять вязкостные свойства. Подшип­ники криогенных насосов, как правило, изготавливаются из вязких сортов легированной коррозионно-стойкой стали, так как снижение вязкости материалов подшипника и опоры может привести к хрупкому излому де­талей даже при малой нагрузке, что недопустимо.

Работа опоры в условиях вакуума усложняется из-за влияния разре­жения, низкой теплоотдачи и изменения свойств материалов, применяемых для изготовления узлов. При высокой степени разрежения р < 0,14 Па конструкция узла начинает активно обезгаживаться и наступает критичес­кое давление р = 14• Па, при котором работоспособностью подшипника резко ухудшается, а при р < 14•10^-7 Па возможна местная диффу­зионная сварка подшипника. Работа опор в таких условиях обеспечивается применением твердых смазок на основе графита, фторопласта, дисульфита молибдена и их комбинаций с использованием покрытий из металлов с тяжелыми молекулами (золото, серебро, свинец, никель и т.п.). Дорожки качения стальных колец шарикоподшипников покрываются серебром (2...5 мкм), никелем и медью. В реальных конструкциях покрытие на кольцах подшипника наносят кругом, так как сложно изолировать осталь­ные поверхности.

Каждая из применяемых твердых смазок имеет свой оптимальный диапазон работоспособности. Графитовые обеспечивают низкий коэффи­циент трения подшипника ( = 0,1...0,15) при работе в зоне до предель­ного значения давления и наносятся напылением по беговой дорожке. Дальнейшее понижение давления приводит к испарению смазки и возрас­танию до 0,5. Смазка на основе дисульфита молибдена имеет = 0,1...0,16, который не изменяется при глубоком разрежении, но при вы­сокой контактной температуре (Т > 350 °С) возможно ее окисление, в результате чего образуется твердый порошок (абразив), нарушающий работу опоры.

Наилучшие условия эксплуатации опор ТНА, работающего в космосе, обеспечиваются герметизацией от вакуума всех полостей, размещение ТНА в контейнере с микроклиматом, не зависящим от окружающей среды.

10.11. КОНСТРУКЦИЯ СОЕДИНЕНИЙ ЭЛЕМЕНТОВ ТУРБОНАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

Соединения, применяемые при сборке ТНА, можно условно разделить на подвижные и неподвижные.

К подвижным соединениям относятся подшипниковые опоры уплот­нения, зубчатые передачи редукторов.

В ТНА широко применяются неподвижные соединения, выполняемые разъемными и неразъемными. Конструкция узлов неразъемных соединений определяется степенью их нагруженности и требуемой герметичностью соединения. Они выполняются сваркой, пайкой, склеиванием, завальцовкой, зачеканкой и другими механическими способами. Наиболее простой и надежный способ соединения при помощи сварки обеспечивает высокую степень герметичности стыка. Однако из-за неразъемности она не всегда применима.

Для крепления разъемных стыков широко применяются шпильки, винты, различные пазовые соединения шпонками, шлицами, соединения напрессовкой и т.п. Весь спектр разновидностей соединений элементов ТНА сложно полностью изложить даже в отдельном учебнике. Необходимо использовать специальную литературу по конструированию элементов деталей и узлов двигателей ЛА.

Соединение валов насосов между собой и передача крутящего момента обеспечивается различными элементами (рис. 10.49), выбор конструкции которых зависит от значения передаваемого крутящего момента, условия­ми сборки и разборки насосов и ТНА, температурными режимами их рабо­ты, наличием осевых сил и изгибающих моментов. Наиболее широко применяется шлицевое соединение рессорой (рис. 10.49, а) или муфтой (рис. 10.49,6). Рессора 1 обеспечивает упругое соединение соосных валов,

Рис. 10.49. Соединения валов ТНА:

а - рессорой; б - муфтой; в, г - фасонными цапфами; 1 - вал; 2 - рессора; 3 -цапфа вала; 4 - пружина; 5 - сухарь; 6 - цапфа ротора; 7 - втулка; 8 - винт регулировочный; 9 - муфта; 10 - кольцо

Рис. 10.50. Соединение корпусов через шпонки:

1 - корпус насоса; 2 - шпилька; 3 - шпонка; 4 - корпус турбины; 5 - шайба; 6 - гайка

входящих в ТНА агрегатов и является демп­фером крутильных колебаний. Кроме того, рессора расширяет допуск на возможные не­соосность и перекос всех соединенных валов насосов ТНА без нарушения его нормальной работы. Муфта 9 (см. рис. 10.49, б) фикси­руется относительно соединяемых валов с по­мощью пружинящего кольца 10, изготовлен­ного из проволоки. Кольцо в канавке утопает более чем на половину диаметра проволоки, что предотвращает его выжатие из канавки при осевых усилиях на муфте.

В ТНА с малыми значениями передаваемых крутящих моментов приме­няются специальные шаровые или фигурные цапфы (рис. 10.49, в, г), вхо­дящие в гнезда валов стыкуемых насосов. Цапфы 6 ротора турбины (см. рис. 10.49, г) имеют сферические окончания, на которых выполнены в двух взаимно перпендикулярных плоскостях пазы для соединения с су­харями 5. Сферические соединения обеспечивают соосность ротора отно­сительно валов насосов, а осевое поджатие сухарей 5 достигается пружи­ной 4. Боковые поверхности цапф, передающие крутящий момент, поли­руются, а сферические — хромируются. Более простая форма поверхностей для передачи крутящего момента приведена на рис. 10.49, в, где цапфа ротора представлена в виде цилиндрического хвостовика с двумя фасон­ными пазами, соответствующими профилю отверстий в валах 1 насосов (см. вид А). Необходимое значение осевого поджатия ротора обеспечи­вается пружиной 4, расположенной во втулке 7 вала 1 насоса и регулиро­вочным винтом 8.

Насосы между собой при малой разнице температур соединяются шпильками со стыком по плоскости. При большом перепаде температур, например при стыковке корпусов турбины и насоса, предусматриваются три или четыре кронштейна, в которых соединяемые корпуса крепятся друг к другу шпильками 2 (рис. 10.50) через шпонки 3, допускающие радиальные деформации соединяемых корпусов без нарушения соосности валов насосов.

Наиболее полно вопросы соединения деталей и элементов роторных машин изложены в учебниках и учебных пособиях применительно к авиа­ционным газотурбинным двигателям, которые широко используют в ТНА.

10.12. РЕДУКТОРЫ ТУРБОНАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

Окружную скорость ротора газовой турбины целесообразно увели­чивать для повышения ее КПД, а наибольшая величина КПД насосов наряду с высокими антикавитационными качествами соответствуют меньшей уг­ловой скорости их ротора. Кроме того, допустимая угловая скорость ротора насоса горючего всегда больше, чем окислителя. Еще больше разница угловых скоростей бустерных насосов и газовой турбины. Все это предопределяет применение редукторных ТНА, в которых зубчатая пере­дача снижает угловую скорость ротора насоса по сравнению с турбиной и каждый из них работает при оптимальной угловой скорости, что повы­шает энергетические характеристики турбины, насосов и всего ТНА в целом. Однако редукторные ТНА сложны в изготовлении, а в конструкции редуктора необходимо иметь специальную систему смазки и охлаждения зубчатых передач.

Передаточное число редуктора ТНА как отношение угловых скоростей насоса или бустера к скорости турбины изменяется в пределах i = 0,6...0,2 и обеспечивается одной (i> 0,6) или двумя парами зубчатых колес. В ре­дукторах ТНА в основном применяются прямозубые цилиндрические зубчатые колеса с малым коэффициентом перекрытия (1,5 ...1,7).

Снижение угловой скорости оценивается по значению передаточного отношения. Например, для схемы (см. рис. 10.1, г) передаточное отношение редуктора насоса окислителя

Расчет зубьев колес редуктора ТНА является в известной мере услов­ным, а его результаты используются как ориентировочно-сравнительные с подобными имеющимися данными для зубчатых передач в авиационных газотурбинных двигателях. При расчете очень сложно учесть комплексное влияние деформаций от вала и корпуса, подаваемой смазки и других эле­ментов, определяющих значение усилия, возникающего при работе зубьев. С целью снижения контактных напряжений угол зацепления принимается не менее 20° (лучше 25°), что приводит к повышению изгибной прочности зуба, а также снижает скорость относительного скольжения, при этом повышается стойкость зуба против задиров. В высокоскоростных переда­чах (до 100 м/с) для повышения работоспособности зубьев целесообразно применять серебряное покрытие толщиной 5...10 мкм.

Зубчатые колеса редуктора балансируются динамически с допускае­мым значением дисбаланса не более 1 г. см. Степень точности изготовления зубьев по ГОСТ 1643-81 с допуском по шагу накопленной погрешности не более 0,02 мм, иногда 0,03 мм.

Особое внимание уделяется организации смазки и снижению темпера­туры редуктора и, главное, зоны контакта зубьев. В качестве смазываю­щей жидкости необходимо использовать специальные сорта масел, подавае­мых на зубья колес, хотя для редуктора, объединенного в единый блок с ТНА это не всегда приемлемо, и приходится применять для смазки основ­ные компоненты топлива. Шестеренный редуктор ТНА ЖРД НМ-7, приводящий

Рис. 10.51. Конструктивные схемы устройства смазки зубчатой передачи:

а - одноструйное; б - двухструнное; 1 - корпус редуктора; 2 - распылитель; 3 - фильтр; 4 - зуб охлаждаемой зубчатой передачи

насос окислителя, смазывается путем распыла трибутилфосфата при помощи газообразного водорода, поступающего в начале запуска из шаро­вого баллона, а затем их охлаждающего тракта камеры. Редукторы ТНА использовались в ряде ЖРД - RZ-2, HM-4, RL-10 и др.

Для смазки и охлаждения зубьев шестерен жидкость впрыскивается непосредственно в зону контакта через калибровочные отверстия распыли­теля 2 (рис. 10.51) в область после выхода зубьев из зацепления. В случае подачи смазки на вход зацепления возможно расклинивание колес из-за малого зазора в зацеплении. Подаваемая для смазки и охлаждения жидкость должна быть чистой от случайных включений, что обеспечивается постановкой перед распылителем фильтра 3 (см. рис. 10.51) тонкой очист­ки, в канал выхода которого жидкость поступает по наружной кольцевой щели. Струйки смазывающей жидкости подаются перпендикулярно обра­зующей зуба (см. рис. 10.51), реже — параллельно. Образование ванны из жидкости с нагретым компонентом в редукторе ТНА недопустимо, и он обязательно перекачивается на вход в насос.

Вопросы для самопроверки

1. Перечислите основные типы компоновочных схем ТНА. Какие факторы влияют на выбор типа компоновочной схемы?

2. Укажите возможные способы соединения рабочих лопаток и дисков газовых турбин ТНА. Какие критерии лежат в основе выбора способа соединения?

3. Какие способы центрирования корпусов насосов и турбины являются пред­почтительными в случае существенного различия их температур при работе ТНА?

4. Какие требования предъявляются к конструкции уплотнений роторов ТНА? Нарисуйте эскизы основных типов уплотнений.

Дата добавления: 2015-06-30; просмотров: 554; Нарушение авторских прав

Мы поможем в написании ваших работ!