Гахун Г.Г. - Конструкция и проектироввание жидкостных ракетных двигателей (1049215), страница 59
Текст из файла (страница 59)
Суммарная осевая сила Вт = — 1(Ос 'й )' — (') (11,15) Ват 4 (0)ср + йтл) Рз (11.! 6) Втяни глт (сгл сзг ). (11.17) Вез (( ср +~за) Вв)Р2. (11.18) ~гт ~~с! + Вез +Валия Вез' ределеиия осевых турбины (СЛ— В' — (() )' ()' — (() )' (11.19) ределеиия осевых реыительиой тур. т; РК вЂ” рабочее (11.20) я,т с)2 Рт ГЭ 4 (11.21) 271 270 Составляющие осевой силы определим следующим образом: Если при консольном расположении турбины вал расположен со стороны выхода газа из турбины, то в формуле (11.15) следует полагать а' = О, а выражение для Я, примет следующий внд: В случае активной турбины статические давления р, ир, относительно малы н их абсолютные значения примерно одинаковы, поэтому сумма статических составляющих осевой силы становится близкой нулю (В„е + Я, = О).
При парциальном подводе газа, характерном для автономных турбин, давление р, может оказаться меньшим, чем давлениерз, что объясняется зжекторным действием струи, вьпекающей из сопла. Однако различие этих давлений по значению незначительно, и при расчете осевой силы им можно пренебречь. Динамическая составляющая В ии в активной турбине также невелика из-за малого секундного расхода газа гли Центростремительная турбина. На рабочее колесо центростремительной турбины без покрывного диска действуют следующие составляющие осевой силы (рис. 11.3): ߄— осевая сила, действующая на внутреннюю (с лопатками) поверх.
ность рабочего колеса; В, — осевая сила, действующая на внешнюю поверхность;  — осевая сила, действующая на поверхность рабочего колеса с тз диаметром В,; Я лии — динамическая осевая сила. Суммарная осевая сила Сила В определяется в предположении, что статическое давление т1 газов между сечениями 1 — 1 и 2 — 2 меняется по линейному закону от значениярз до рз. Тогда имеет место соотношение Р,— Р, 2(р, — р,) где А~ =Р, —, ()з, В~ = 1),' - ()> (), — (), Изменение давления газов в осевом зазоре ()з, и давления в сечении 2-2 также хорошо аппроксимируется линейным законом, Однако надежное определение давления рз представляет собой сложную проблему, кроме того, известно, что изменение давлений в сечении 2 — 2 и в осевом зазоре Ьз, незначительно. Это позволяет с приемлемой степенью точности оценить значениЯ осевых сил Ваз и В з, полагаа давление газов Равно- распределенным. Соответствующие расчетные формулы имеют вид (11.22) (11.24) (11.2б) Ь' =/1 4/1 + ет 25 25 тции 22 ' А, = —" (Р2, — р',) ',.
(11.23) КОМПЕНСАЦИЯ ОСЕВЫХ СИЛ Формула (11.21) пригодна для расчета рабочего колеса турбины, расположенного консольно. В случае его неконсольного расположения составляющая Ае определяется следующим образом: Если рабочее колесо центростремительной турбины имеет покрывной диск, то на него дополнительно действуют две составляющие осевой силы, именнсо ~24 — севая сила, действующая на внутреннюю (с лопатками) ывер~~мж~ окрывного диска; /1, — осевая сила, действующая на наружную поверхность покрывного диска.
Суммарная осевая сила тт и-2! +/225 + /125 /1гцин /122 ' /124 Или при /1 = — /т имеем 2! При наличии уплотнения на поверхности колеса с диаметром Р ' можно 2 полагать, что в зазоре между корпусом турбины и покрывным диском имеется давление р,. Тогда осевая сила А если уплотнение отсутствует, то можно принять линейный закон распределения давления в зазоре. В этом случае значение осевой сил Я Ы 25 определяется точно так же, как значение силы/1 (см. рис. 11.19) . 21 ПИСК ГИЦРОЛИНАМИЧЕСКОГО УПЛОТНЕНИЯ Диск гидродинамическ ого уплотнения создает уплотнительный эффект путем удержания определенного перепада давлений, поэтому на нем возникают осевые силы.
На рис. 10.36 дана схема уплотнения. Осевая сила, действующая на диск уплотнения, складывается из следующих составляющих: /1 „— осевая сила от давления р„, действующего на кольцевую плошадь диска между радиусами Р /2 и с/ /2; /1 — о г "' ит — севая сила от давления р в пространстве„занятом жидкостью, действующего на кольцевую плошадь диска между радиусами Рг/2 и Р„ /2; Ягэ — осевая ею!а от давления ри„в осевом зазоре, действующего на поверхность диска без лопаток.
272 Суммарная осевая сила /1!им =/12! '/122 — /125. Составляющие осевой силы могут быль легко определены путем интег- рирования давлении, денствуюших на диск по соответствующим площадям, В результате получим 2 2 (11.25) где 5!и — коэффициент закрутки жидкости лопатками диска, и!„= 0,9...0,95. При полностью заполненном жидкостью имнеллере, что соответствует максимальному перепаду давлений (рим — р ), выполняется условие !/ = Р,. Полагая, кроме того, ря = 1,0, получим формулу для осевого усилия на диске импеллера: Осевые сипы, возникающие на элементах ротора ТНА, воспринимаются соответствующими участками вала, а векторная сумма этих снл — радиально-упорным подшипником Основная задача компенсации осевых сил заключается в снижении суммарной осевой силы до определенного уровня исходя из условий долговечности радиально-упорного подшипника. В ряде случаев возникает также задача уменьшения отдельных составляющих осевой силы по условию прочности вала.
Возможными конструктивными способами компенсации осевых сил на роторе ТНА являютси: 1) уменьшение или полное исключение осевых сил, которое достигается: а) использованием насосов с двухсторонним входом; б) выравниванием сил давления с обеих сторон рабочего колеса насоса; подбором определенного соотношения между диаметрами внутренних уплотнений насоса; введением радиальных лопаток на тыльной стороне рабочего колеса; 273 нт Рнс. 11.4. Распрелеленнс осевых снл по валу ТНА: а — эпюра осевых снл прн консольной схеме ТНАЧ и — эпюрл осевых снл прн симметричной схеме ТНА; Н, н Нг насосы; Т вЂ” турбина Рнс.
11.5. Схема центробежного насоса с автоматом разгрузки: ! — центробежное колесо; 2 — автомат разгрузки Н2 р2 уг у )~Р РН~ н рг), (11,28) использованием активной турбины; 2) изменение компоновочной схемы ТНА, Данный способ включает следующую группу мероприятий; изменение взаимного расположения насосов и турбины; изменение взаимной ориентации насосов и турбины; изменение взаимной ориентации ступеней многоступенчатого насоса; 3) использование автоматического разгрузочного устройства. Во многих случаях оказывается целесообразным испольэовать для разгрузки ротора комплекс указанных способов. Наиболее удобным и эффективным способом компенсации является изменение соотношения между диаметрами внутренних уплотнений 12 и 27 колеса насоса,.позволяющее изменять значение осевой силы в широуг ких пределах.
Исключение осевой сильг в насосе вследствие перехода на насос с двухсторонним входом основано на том, что в силу симметрии рабочего колеса насоса с двухсторонним входом относительно срединной плоскости его основного диска осевая сила теоретически равна нулю.
Однако когда по условиям работы подшипников требуется иметь на насосе с двухсторонним входом определенное значение осевой силы, изменяют диаметр одного из внутренних уплотнений насоса. В этом случае осевая сила на насосе г е17 — иа д у, — д метр переднего внутреннего уплотнения рабочего колеса; ~уг — диаметр заднего внутреннего уплотнения. Изменение компоновочной схемы ТНА позволяет менять распределение осевых сил по длине вала, оставляя постоянными значения этих сил, Таким образом, удается менять как эпюру осевых сил по длине вала, так и значение осевой силы, приложенной к радиально-упорному подшипник . Ллнное обсто Лл е обстоятельство иллюстрируется примером, изображенным на рис. 11.4.
Компенсация осевых сил является не единственным условием, а одним из комплекса условий, которые учитываются при выборе компоновочной схемы ТНА, что подробно рассмотрено в равд. 10.2. Следует отметить, что рассмотренные мероприятия обеспечивают эффективную компенсацию На н осевых сил только на установившейся рабочей частоте вра ени о рщ яр тора. неустановившихся режимах — при раскрутке или останове ТНА— значения осевых сил и их равнодействующей могут значительно отличаться от расчетных, полученных для установившегося рабочего режима. Автоматические разгрузочные устройства.
Для того чтобы осуществить компенсацию осевых сил на всех режимах работы ТНА, в его конст кцни можно предусмотреть специальный элемент — автоматическое разгрузочное устройство, или автомат разгрузки. Схема ротора насоса с автоматом разгрузки приведена на рис. 11.5. 274 Данное устройство представляет собой элемент, например, диск, жестко закрепленный на валу или выполненный с ним как одно целое и имеющий осевой зазор )гг с корпусом. Этот зазор разделяют полости, в первой из которых имеется высокое давление р,, а во второй — постоянное пониженное давление рг.
Для того чтобы автомат разгрузки мог работать, оба шариковых подшипника устанавливаются в корпусе с осевыми зазорами, допуская таким образом осевое перемещение ротора. Если на валу возникает осевая сила тг , направленная справа налево, то вал переместитсн под 1 действием этой силы, и зазор й 2 уменьшится. При этом увеличится давление рг, так как возрастут потери при перетекании жидкости через зазор. Это, в свою очередь, увеличит осевую силу на разгрузочном устройстве, нап авленную слева направо, которая уравновесит силу Р, и ротор возвра- Р тится в исходное положение, Работа автомата разгрузки основана на перетекании рабочей жидкости через осевой зазор л г в полость низкого давления, что снижает КПД насоса, Уменьшение утечек через зазор достигается использованием уравновешивающих устройств с повышенным гидравлическим сопротивлением в зазоре (рис, 11,6).
Однако следует иметь в виду, что применение таких конструкций приводит к повышению механических потерь на трение о жидкость. Простое уменьшение номинального значения зазора 122 с целью снижения утечек ограничено, так как возникает опасность контакта торце. 275 Ачлр 277 276 Рис. 1!.6. Варианты проточной части автомата разгрузки "г Рис. 11.7. Автомат разгрузки со сферичес- Рнс. 11.8. Характеристика автомата рззгкой рабочей поверхностью рузки вых поверхностей. Чтобы уменьшить опасность задиров, в ряде случаев оказывается целесообразным замена плоских торцевых поверхностей сферическими (рис. 11.7).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
