Гахун Г.Г. - Конструкция и проектироввание жидкостных ракетных двигателей (1049215), страница 58
Текст из файла (страница 58)
ходит вращение с угловыми скоростями ш и й. При й = 90' значение гироскопического момента максимально, а при д = 0 значение Мг = О, что можно обеспечить компоновкой ТНА на двигателе. Полет по криволинейной траектории вызывает центробежную силу инерции ротора Р ийз (11.6) где т — масса ротора; А' — рациус кривизны траектории; й — угловая Р скорость, Зная скорость лопеса ч в любой точке траектории, можно определить угловую скорость й = ч/гг, и тогда выражение (11.6) примет вцц т ч' Р = д (1 1.7) Нагрузки, воспринимаемые ротором, передаются на корпус ТНА. В зависимости от условий работы двигателя эти нагрузки изменяются в широких пределах, причем наряду со статическими имеют место динамические нагрузки, вызывающие вибрации корпуса.
Корпусные детали ТНА нагружены в первую очередь силами давления жидкости (корпуса насосов) или газа (корпуса газовых турбин и газо- воды). Давление внутри корпусов может достигать 50...60 МПа, что в сочетании с высоким нагревом (корпус турбины) или, наоборот, глубоким охлаждением (корпус насоса с криогенной жидкостью) создает дополнительные трудности в обеспечении надежной работы корпусов, так как последние обстоятельства существенно изменяют физико-механические свойства конструкционных материалов. Наряду с требуемой прочностью корпус ТНА должен обладать высокой жесткостью и герметичностью. Недостаточная жесткость корпуса может привести к повышенным вибрациям ТНА и задеванию вращающихся деталей о корпус, Кроме того, возможно коробление корпуса в связи с неравномерным нагревом его деталей, асимметрией их жесткости и нерапионалыгым способом центрирования. Нарушение герметичности наблюдается, в первую очередь, в разъемных конструкциях корпусов в связи с раскры- 265 тием стыков соединяемых деталей под действием сил давления, чему в значительной мере способствуют также вибрационные нагрузки.
Обеспечение заданных энергетических и кавитацнонных характеристик высоконапряженного по техническим параметрам современного ТНА связано с необходимостью его работы в крайне сложных гидродинамических условиях. При этом вихревые закрученные структуры течения потока сочетаются с отрывным течением, с высокими динамическими составляющими напора потока в локальных зонах насоса и его гидравлического тракта, Значения давлений и скоростей рабочего тела в различных элементах проточной части ТНА даже на установившемся, расчетном режиме работы распределяются неравномерно.
На выходе из колеса насоса имеется высокая степень пульсации давления в потоке, вихревое взаимодействие с потоком в боковой пазухе насоса, В открытых и полуоткрытых центробежных колесах и импеллерах пульсации и неравномерность давления существуют в радиальном направлении. Пульсации давления, возбуждаемые в потоке любым элементом гидравлического тракта, передаются в соседние полости, усиливаясь или ослабевая, и оказывают существенное влияние на работу узлов, устройств насосного агрегата и на их динамические характеристики. Например, пульсации давления, возникающие при вращении лопаток импеллера, вызывают колебания давления в полостях щелевого уплотнения с плавающим кольцом и нарушают его устойчивую работу, влияют на направление потока жидкости, охлаждающего подшипник, а также значение и характер осевой и радиальной сил, что изменяет нагрузку на ротор и его опоры.
Это влияние приводит к нерасчетному режиму работы элементов ТНА, изменяет характеристики и работоспособность агрегата в целом. 11.2. ОСЕВЫЕ СИЛЫ НА РОТОРЕ ТУРБОНАСОСНОГО АГРЕГАТА И КОНСТРУКТИВНЫЕ ПУТИ ИХ УМЕНЪШЕНИЯ РАСЧЕТ СОСТАВЛЯЮЩИХ ОСЕВОЙ СИЛЫ При работе ТНА на рабочие колеса насосов и турбины действуют осевые силы, которые передаются на вал, а также воздействуют на подшипниковые опоры. При проектировании ротора ТНА расчет осевых сил и сни.
жение их суммарных значений до приемлемого уровня является весьма важной задачей, так как долговечность подшипниковой опоры зависит от действующей на нее осевой силы, кроме того, распределение осевых сил по длине вала необходимо знать при оценке его прочности. Следует иметь в виду следующие особенности осевых сил, возникающих на роторе ТНА: составляющие осевой силы могут достигать очень больших величин (до 100 и более кн), в то время как их векторная сумма, воспринимаемая 266 радиально. упорным подшипником, обычно не должна превышать 0,5...0,6 кн; значение осевых сил зависит от частоты вращения ротора и, таким образом, различно на разных режимах работы ТНА, При уточненном расчете осевых сил решается комплексная задача по определению давлений и расходов в так называемом вспомогательном гидравлическом тракте насосного агрегата, т,е.
в тракте утечек рабочей жидкости. При оценочном расчете суммарного осевого усилия необходимо учитывать составляющие, которые приложены к следующим элементам конструкции ротора; шнекоцентробежным колесам насосов; рабочим колесам турбины; колесам гидродинамнческих уплотнений. В данном разделе рассмотрена методика приближенной оценки значений осевых сил, возникающих на основных элементах ротора турбонасоса, приемлемая в эскизном проектировании, ШНЕКОЦЕНТРОБЕЖНОЕ КОЛЕСО НАСОСА На рис, 11.1 представлен эскиз шнекоцентробежного колеса насоса с условными обозначениями необходимых геометрических размеров и приложенных осевых нагрузок, Осевая сила на рабочем колесе складывается из следующих составляющих; А„— осевая сила давления р, на входе в насос, действующего на эффективную плошадь шнека; Л,з — осевая сила давления р, на выходе из шнека, действующего на торец покрывного диска крыльчатки; й,з — осевая сила давления р з (г), действующего на поверхность покрывного диска крыльчатки; Л,в — осевая сила давлении р э (г), действующего на кольцевую поверхность основного диска крыльчатки от наружного диаметра !1з до диаметра уплотнения Р„з; Л вЂ” осевая сила давления рэ, действующего на кольцевую поверхность основного диска крыльчатки между уплотнениями с диаметрами !Э,, и П,з; Рис.
11Л. Расчетная схема для определении осевых сил иа шиекоиеитро- бежиом колесе пасоса отв отв 111.8) (11.9) (11.10) где рг = Рз +РНст.шн' г Н „=,„„Н, „с,/г, (11.14) Яглви — гл (с ге — с зг ), РАБОЧЕЕ КОЛЕСО ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ (11.11) ~~зт зз гг з вии' ,г) 1рг Роз 1гзг — гз г) 3 ' и ага Фг Н д„„вЂ” динамическая составляющая осевой силы, представляющая собой сину реакции рабочей жидкости, протекающей в межлопаточных каналах центробежного колеса. Суммарное осевое усилие на насосе определяется как сумма составляющих; ги аз зг гз / глвм / з4 /'гз.
Любая статическая составляющая осевой силы может быль определена путем интегрирования давления по соответствующему элементу площади шнекоцентробежного колеса. Таким образом, могут быть получены следующие расчетные формулы для статических составляющих осевой силы: Н ш„— статический напор шнека; Н, ш„— теоретический напор шнека; Ч㠄— гидравлический КПЛ шнека; с, — абсолютная скорость жидкости на выходе иэ шнека; р — плотность жидкости. При уточненном расчете составляющих Нгэ, Н,, Н, необходимо учитывать влияние закрутки потока с, утечек Гз~, и К через уплотнения покрывного и рабочего дисков и направления их течения на распределение давлений в осевых зазорах между рабочим колесом и корпусом насоса (см.
рис. 11.1). Вместе с тем на этапе эскизного проектирования, когда необходимо проводить анализ нескольких вариантов конструкции, вполне приемлемой оказывается методика приближенной оценки значений осевых сил. Примем допущение о том, что в зазоре между дисками рабочего колеса и корпусом насоса угловые скорости жидкости и рабочего колеса связаны соотношением оз, = 0,5оз; кроме того, будем полагать, что значение утечки рабочей жидкости 1' через уплотнение рабочего колеса известно, пренебрегаем также утечкой через уплотнение с диаметром 11 Тогда составляющие осевой силы Я,з, Язю Я, будут определиться выражениями: где — угловая скорость вала, рзд/с; 1' „— объемные утечки через заднее уплотнение рабочего диска, равные утечкам через разгрузочные отверсПолагая, что утечки через переднее и заднее уплотнения колеса одинаковы, имеем 2 1уг = 051 (1 — 6р) = дуг язэуг 8уг (Рз — Рз), или У г Дотвготвъl (Рз — Рг) ° где д — коэффициент расхода через разгрузочное отверстие; Р отв суммарная площадь разгрузочных отверстий; гг — расходный КПД насоса Р /зг = 0,9...0,95); 8 — радиальный зазор в уплотнении по бурту рабочего Р диска; д — коэффициент расхода через это уплотнение, который приниуг мает значение для щелевого уплотнения, д г = 0,5,..0,7, для уплотнения с плавающим кольцом д = 0,2...0,4; р — плотность рабочей жидкосуг ти, кг/м Линамическая составляющая осевой силы где т — массовый секундный расход жидкости; с „— осевая составляю- щая скорое~и на входе в рабочее колесо; с, — осевая составляющая ско- рости на выходе из колеса.
Осевая турбина. На рис. 11.2 представлен эскиз колеса осевой газовой турбины с приложенными осевыми нагрузками. Осевая сила на рабочем колесе складывается из следующих составляющих /1, — осевая сила статического давления газа р, на входе в рабочую гг ступень; Я вЂ” осевая сила статического давления газа р, на выходе из рабочей гг ступени; Я вЂ” динамическая составляющая осевой силы, представляющая г див собой силу реакции газа, протекающего в межлопаточных каналах рабочего колеса.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
