11. Центрифуги

Опыт эксплуатации авиационных ГТД показывает, что одной из возможных причин нарушения нормальной работы их масляных систем является недопустимое содержание воздуха в масле, поступающем в двигатель.

В процессе смазки и охлаждения подшипников ротора двигателя, приводов агрегатов и зубчатых передач масло интенсивно раздробляется и перемешивается с воздухом, в результате чего образуется масловоздушная смесь (типа эмульсии). К тому же, как ранее было отмечено, откачивающие насосы имеют многократный запас производительности (относительно количества прокачиваемого масла). Поэтому у ГТД в откачиваемой масловоздушной смеси содержание воздуха составляет от 50 до 80%. Учитывая сжимаемость этой смеси, очевидно, что без осуществления ее сепарации невозможно создать требуемую величину давления масла за нагнетающим насосом. Поэтому одним из необходимых условий обеспечения нормального функционирования масляной системы является непрерывное удаление воздуха из масловоздушной смеси, откачиваемой из узлов двигателя, т.е. отделение от масла воздуха.

В зарубежном двигателестроении для сепарации откачиваемой масловоздушной смеси предпочтение отдают статическим воздухоотделителям. Так, фирмы «Дженерал Электрик» и «Пратт Уитни» используют воздухоотделители циклонного типа (с тангенциальным входом масловоздушной смеси), а фирма «Ролс-Ройс» применяет воздухоотделители типа «лоток» (см. рис. .). В отечественном двигателестроении наиболее распространенным способом сепарации масловоздушной смеси, является использование в системе кондиционирования приводных центробежных воздухоотделителей (центрифуг).

К конструкциям центрифуг у современных ГТД предъявляют следующие требования:

- компактность и высокое конструктивно-весовое совершенство;

- обеспечение эффективной сепарации масловоздушной смеси;

- наличие достаточного запаса по пропускной способности агрегата;

- надёжное функционирование в течение установленного ресурса работы двигателя (особенно это важно для конструкции ГТД, в которой центрифуга выполнена встроенной внутри коробки агрегатов);

- технологичность конструкции агрегата;

- минимальная трудоёмкость технического обслуживания.

1. Конструкции центрифуг

1. Принцип действия центрифуги основан на разделении фаз масловоздушной смеси в поле центробежных сил. Во вращающемся рабочем колесе воздухоотделителя (крыльчатке) поток закручивается лопатками, воздух поступает через отверстия внутрь полого вала центрифуги и далее отводится, как правило, в маслобак. Масло отбрасывается к периферии крыльчатки, а из нее с высоким давлением поступает в выходной коллектор центрифуги, и далее по трубопроводу - в маслоохладитель.

На рис.32 представлена типичная конструкция центробежного воздухоотделителя. В корпусе центрифуги 2 находится вал 5 с установленной на нем крыльчаткой 4, вращающийся на шариковом подшипнике 1 и на подшипнике скольжения. Последний выполнен в виде бронзовой втулки 6, установленной с зазором между валом и корпусом, в данном зазоре находится масло. Масловоздушная смесь из откачивающих насосов поступает во входную полость А, откуда попадает в проточную часть крыльчатки 4 закрытого типа с радиальными лопатками. Масло, отбрасываемое на периферию крыльчатки, проходит в кольцевую щель между ободом крыльчатки и разделительным диском 3, поступает в полость Б (коллектор) и отводится из центрифуги на охлаждение. Воздух вытесняется к оси ротора, а далее через отверстия в ступице крыльчатки и в вале проходит внутрь вала и отводится через патрубок 7 в систему суфлирования.

Рис.32. Центробежный воздухоотделитель:

1 – радиально-упорный подшипник; 2 – корпус; 3 – разделительный диск; 4 – крыльчатка; 5 – вал; 6 – медная втулка; 7 – патрубок отвода воздуха;

А – кольцевая полость подвода масловоздушной смеси; Б – кольцевой коллектор.

Эффективность воздухоотделения в такой центрифуге достигает 98%. Геометрические размеры центрифуг зависят от угловой скорости вращения ее ротора и от объемного расхода масловоздушной смеси.

2. На рис.33 показан пример еще одной разновидности конструкции центрифуги. В корпусе центрифуги находится ротор 6, установленный на двух подшипниках скольжения. На роторе зафиксирована шпонкой 5 и закреплена гайкой 2 крыльчатка 7. Масло из откачивающих насосов попадает в кольцевую полость I, а оттуда – внутрь ротора. Под действием центробежных сил масло отбрасывается к периферии и попадает в кольцевую полость II, а затем из патрубка 4 поступает в теплообменник. Воздух проходит в кольцевую полость III и оттуда в систему суфлирования.

Отличительной особенностью данной конструкции является то, что в составе ротора отсутствует разделительный диск, а кольцевая щель, через которую масло выходит из крыльчатки, образована неподвижным диском, связанным со статором 3. Но очевидным недостатком такой конструкции является частичное торможение потока масла о статор на выходе из крыльчатки. А это приводит не только к увеличению мощности, потребной для привода центрифуги, но и вызывает существенное ухудшение ее сепарирующей способности.

Рис.33. Разновидность конструкции центрифуги:

1 – корпус; 2 – гайка; 3 – статор; 4 – патрубок; 5 – шпонка; 6 – ротор; 7 – крыльчатка; I – кольцевая полость подвода воздушно-масляной смеси; II – кольцевая полость

отвода масла; III – кольцевая полость отвода воздуха;

3. Центрифуги могут быть выполнены не только в виде автономного приводного агрегата (рис.32 и рис.33), но нередко их встраивают внутри коробки приводов агрегатов (рис.34 ).

Такое конструктивное решение позволяет уменьшить трудоемкость изготовления центрифуги, упростить конструкцию и снизить массу агрегата.

Наиболее часто в центрифугах в качестве рабочего колеса используется закрытая крыльчатка с 6 - 12 радиальными лопатками и осевым входом. Это обусловлено простотой конструкции и технологичностью изготовления крыльчатки.

4. На рис.36 представлен еще один вид центрифуги, встроенной внутри коробки приводов. Ее особенностью является то, что в конструкцию агрегата введен центробежный клапан.

Рис.34. Центрифуга, встроенная в корпус коробки приводов:

1 – разделительный диск; 2 – ротор; 3 – крыльчатка;

Использование такого типа центрифуг позволяет повысить компактность конструкции, упростить обвязку трубопроводов и несколько уменьшить массу двигателя. Из такой центрифуги воздух отводится не в маслобак, а в коробку приводов, внутри которой установлен динамический суфлер. Причем, при запуске двигателя центробежный клапан открывается только при достижении оборотов ротора, соответствующих режиму «малый газ». А при снижении режима работы двигателя клапан при таком же уровне оборотов закрывается.

.

Рис.35. Крыльчатка

Как видно, работа центробежного клапана основана на использовании сил центробежного поля. Ротор центрифуги приводится во вращение от ротора двигателя, и по мере возрастания частоты вращения, грузики 5 под действием центробежных сил разворачиваются относительно своей оси (расходятся) и нажимают на тарелку клапана, открывая выход воздуху из ротора центрифуги в коробку приводов.

Рис.36. Центрифуга с клапаном на линии сброса воздуха:

1 – ротор; 2 – разделительный диск; 3 – корпус;

4 – центробежный клапан; 5 – поворотные грузики.

.

Однако в связи с частыми западаниями клапана и гистерезисными явлениями, имевшими место в процессе доводки и освоения серийного производства двигателя НК-8-2У, по настоянию ЦИАМ для дальнейших разработок новых двигателей было рекомендовано производить сброс воздуха из центрифуги в маслобак. Поэтому у последующих созданных двигателей «НК» маслобак вновь оказался включенным в схему суфлирования, т.е. в их конструкцию вновь были введены два трубопровода, соединяющих маслобак с центрифугой и с полостью коробки приводов. Такая схема суфлирования масляных полостей реализована на двигателях НК-86 (рис.), НК-22, НК-25 и НК-32.

Уместно отметить, что упомянутый клапан центрифуги двигателя НК-8-2У в процессе серийного производства был доведен до совершенства, и его отказы прекратились.

11.2. Методика расчета геометрических размеров

приводных центробежных воздухоотделителей.

1. Несмотря на широкое применение центрифуг в масляных системах ГТД теоретические вопросы выбора оптимальных условий работы и основных геометрических размеров центрифуг долгое время не были разработаны. В практике конструирования центрифуг доминировали эмпирические методы. Систематизация существующих материалов по теоретическим и экспериментальным исследованиям в этих направлениях была проведена в лётно-исследовательском институте (ЛИИ) [21]. При этом была предложена методика расчета центрифуг. В ее основу положены результаты анализа соответствующих экспериментальных материалов по исследованию характеристик центрифуг, накопленных в ряде ОКБ и в ЛИИ, и математическая обработка этих материалов с использованием критериев, полученных на основании использования метода размерностей.

Методика расчета геометрических размеров приводных центробежных воздухоотделителей, предложенная в [3], предназначена для определения основных конструктивных параметров центрифуг, обеспечивающих высокую эффективность отделения воздуха от масла в масляных системах ГТД.

Поскольку центрифуга является основным агрегатом, определяющим согласованное функционирование масляной системы и системы суфлирования масляных полостей двигателя, то очевидно, что расчет потребных геометрических размеров центрифуги должен производиться с учетом пневматической (рис.37) и гидравлической (рис.38) схем её функционирования в составе масляной системы и системы суфлирования масляных полостей двигателя. Все исходные величины давления для расчета центрифуги должны назначаться с учетом соответствующих гидравлических потерь в воздушных и масляных каналах. При этом, поскольку наибольшие нагрузки на центрифугу будут иметь место на максимальном (взлетном) режиме в земных условиях, то именно этот режим должен быть принят в качестве расчетного. Зная прокачку масла через узлы двигателя, уровни давлений в масляных полостях опор и производительности всех откачивающих насосов легко определить расход воздуха , содержащегося в масловоздушной смеси на входе в центрифугу. Это дает возможность рассчитать потери давления на пути движения этого воздуха из центрифуги к суфлеру.

2. В пневматической схеме суммарные гидравлические потери складываются из потерь в отверстиях вала ΔР_отв, в трубах, соединяющих центрифугу с маслобаком и маслобак с суфлером. А избыточное давление на входе в суфлер (Р_суфл), регламентированное в технических условиях на двигатель, не должно превышать некоторой предельной величины. Перечисленные потери давления рассчитываются при известной величине расходе для выбранных геометрических размеров и конфигурации вышеперечисленных каналов. При этом величины скоростей в каналах отвода воздуха из центрифуги в маслобак и из маслобака в суфлер не должны превышать 20 м/с (чтобы исключить возможность «запирания» этих каналов вследствие низких скоростей распространения звука в отводимой среде [8]).

Из анализа пневматической схемы (рис.37) видно, что расчётная величина давления масловоздушной смеси на входе в центрифугу будет определяться как сумма трёх составляющих: давления в системе суфлирования, гидравлического сопротивления магистрали отвода отделённого воздуха (от центрифуги до суфлёра) и потерь давления в отверстиях вала центрифуги, через которые осуществляется выход этого воздуха из крыльчатки. Величина рассматриваемого давления на входе в центрифугу (Р_вх.ц.)может быть определена по формуле:

Р _вх.ц ═ ΔР_отв+ ΔР_труб + Р _суфл , МПа (8.5)

Как показывает практика, величина этого давления обычно находится в диапазоне от 0,05 до 0,1 МПА, и в значительной мере она зависит от величины давления в системе суфлирования и от уровня суммарных гидравлических потерь в трубопроводах системы суфлирования.

Из рассмотрения пневматической схемы (рис.37) следует ещё один частный вывод : величины давлений на выходе из откачивающих насосов определяются уровнем давления на входе в центрифугу и гидравлическими сопротивлениями трубопроводов, связывающих каждый из насосов с центрифугой.

Рис.37. Пневматическая схема отвода отсепарированного воздуха

1 – откачивающие насосы; 2 – центрифуга; 3 – опора двигателя;

4– коробка привода агрегата; 5 – суфлер; 6 – маслобак.

Требуемое давление масла на выходе из центрифуги может быть определено следующим образом.

В гидравлической схеме (рис.38) потери давления на пути движения масла намного больше, чем в воздушных каналах. Здесь, помимо потерь в трубах, имеются потери в агрегатах на участке от центрифуги до входа в нагнетающий насос. Примерный уровень потерь давления в этих агрегатах при работе двигателя на максимальном режиме таков: в топливомасляном теплообменнике (), в сигнализаторе наличия стружки ().

Кроме этого, в рассматриваемую магистраль при стендовых испытаниях двигателя включают расходомер. Потери давления в нем составляют .

Потери давления в трубах, соединяющих все названные агрегаты, при известной их конфигурации и проходных сечениях, обеспечивающих величину скорости потока масла 3- 5 м/с, могут быть рассчитаны с использованием рекомендаций [22]. Обычно суммарные потери в рассматриваемых трубопроводах составляют ΔР_ТРУБ = 0,05-0,1 МПа.

В случае использования короткозамкнутой схемы масляной системы должно быть принято во внимание, что подкачивающий насос поддерживает определённое избыточное давление масла на входе в нагнетающий насос, обычно .

С учётом всех этих потерь требуемое избыточное давление масла на выходе из центрифуги может быть определено по формуле:

Р _{м.вых.ц..}= ΔР_ТМТ + ΔР_СНС + ΔР_РМ + ΔР_труб + Р _{м.вх.н.н.}, МПа (8.6)

Однако следует учесть, что давление на выходе из крыльчатки центрифуги Р _{м.вых.кр.} (перед разделительным диском) будет выше найденного на величину потерь при входе масла в коллектор и на выходе из него в отводной канал:

Р _{м.вых.кр...}= Р_{м.вых.ц.} + ΔР _вх.кол. + ΔР _{вых.кол.} МПа (8.7)

Рис.38. Гидравлическая схема движения отсепарированного масла

1 – блок откачивающих насосов; 2 – центрифуга; 3 – топливо масляный радиатор;

4 – сигнализатор наличия стружки; 5 – нагнетающий насос; 6 – обратный клапан;

7 – подкачивающий насос.

Величину потерь давления масла при входе в коллектор можно определить по формуле:

ΔР _вх.кол = 0,5 ξ_вх·_.ρ_м· V² _к.щ.

где ξ_вх - коэффициент гидравлического сопротивления при внезапном расширении канала выхода масла из разделительного диска в коллектор;

V _К..Щ. – осевая скорость масла в кольцевой щели, м/c.

В первом приближении можно принять ξ_вх= 1, а величину V_к.щ = 10 м/c. В дальнейшем при проведении окончательного расчёта уже с выбранными величинами проходного сечения кольцевой щели в зоне разделительного диска (F _К..Щ.) и плошади поперечного сечения коллектора (F _кол.) величина скорости V _К..Щ. должна быть уточнена_, а коэффициент гидравлического сопротивления определён по формуле:

ξ_вх = (1 - F _К..Щ./ F _кол)².

Потери давления при внезапном сужении сечения на выходе масла из коллектора в отводной канал можно оценить по формуле:

ΔР _{вых.кол} = 0,5 ξ_вых.ρ_м V²_вых.,

где ξ_вых- коэффициент гидравлического сопротивления при внезапном сужении проходного сечения, равный ξ_вых = 0,5 (1- F_вых./ F _кол.) ;

V_вых – скорость масла в выходном канале, м/c;

F_вых – площадь сечения канала на выходе масла из коллектора, м²

Таким образом, потребную напорность центрифуги и, соответственно мощность, потребную для привода центрифуги, будет определять разность давлений Р_{м.вых кр} и Р _вх.ц , найденных по приведенным выше формулам (8.5) и (8.7).

Ниже приведена методика расчета центрифуги, в которой использованы основные рекомендации [18].

3. Использование расчетной методики позволяет определить потребные геометрические размеры проектируемой центрифуги:

- величину диаметра крыльчатки - ;

- длину цилиндрической части крыльчатки - ;

- величину диаметра входной части ротора - ;

- величину диаметра разделительного диска, препятствующего свободному выходу масловоздушной смеси из ротора - ;

- площадь и размеры отверстий в валу для выхода воздуха - ;

Исходными данными для расчета являются:

- величина прокачки масла через центрифугу - ;

- величина отношения прокачки смеси к прокачке чистого масла - ;

- величина давления масловоздушной смеси на входе

в центрифугу Р_{ВХ. Ц} ,Па;

- величина давления масла на выходе из крыльчатки (перед

разделительным диском) Р_{М, ВЫХ, КР.} ,Па;

- величина давления масла на выходе из центрифуги - Р _{М. ВЫХ}._Ц ,Па;

- величина атмосферного давления Р₀, Па;

- температура масла - ;

- плотность масла - ;

- кинематическая вязкость масла - ;

- расход отсепарированного воздуха

- угловая скорость вращения ротора центрифуги - .

Предполагается, что зависимости плотности и вязкости используемой марки масла от его температуры известны. Они могут быть либо в табличной форме (см. приложение А), либо в аналитическом виде. Так, например, для масла ИПМ-10 их можно вычислить по формулам:

(8.7)

(8.8)

При проектировании ГТД расчет потребных геометрических размеров приводных центробежных воздухоотделителей, исходя из требуемой напорности агрегата, производят для нескольких значений угловых скоростей привода. Это связано с тем, что при выборе оптимальной частоты вращения ротора центрифуги должно быть принято во внимание требование обеспечения компактности конструкции коробки приводов.

Внутренний диаметр ротора центрифуги определяют по следующей формуле:

(8.9)

Наружный диаметр ротора принимают равным:

(8.10)

Расчетную длину цилиндрической части ротора можно определить по следующей формуле:

(8.11)

Вычисление диаметра диафрагмы на выходе из ротора центрифуги производят по формуле:

(8.12)

где Р^*_{ВХ. Ц}− абсолютное давление на входе в центрифугу, равное:

Р^*_{ВХ. Ц =} Р₀ + Р _{ВХ. Ц}, Па ;

Диаметр центрифуги на входе выбирают из соотношения: (8.13)

После проведения вариантных расчетов потребных геометрических размеров центрифуги следует построить графики их зависимости от угловой скорости вращения ротора центрифуги. На основании анализа полученных зависимостей принимают решение по выбору оптимального значения угловой скорости ротора центрифуги (с учетом возможности его реализации без существенного усложнения конструкции коробки приводов).

В последнюю очередь рассчитывают геометрические размеры канала выхода воздуха из ротора центрифуги.

Площадь поперечного сечения этого канала определяют, исходя из следующей зависимости:

(8.14)

где - величина объёмного расхода воздуха через центрифугу,;

- скорость течения воздуха в отверстиях вала (ее величину следует принять в диапазоне от 10 до 20 ).

Диаметр отверстий может быть определен следующим образом:

(8.15)

Количество отверстий n обычно задают в пределах от 6 до 10, размещая их в два или в три ряда.

4) При компоновке центрифуги, кроме решения вопроса, связанного с выбором места её установки, крепления и привода во вращение ротора, должное внимание должно быть уделено выбору его подшипниковых опор. Также важное значение для осуществления компактной прокладки соответствующих трубопроводов имеет конструктивное оформление арматуры, обеспечивающей подвод на вход в центрифугу масловоздушной смеси, отвод масла (из коллектора) и отделённого воздуха (из полого вала). Геометрические размеры указанной арматуры (штуцеров, угольников, тройников и т.п.) должны быть выбраны, исходя из необходимости обеспечения в подсоединяемых к ним трубопроводах рекомендуемых величин скоростей (см. разд. 13).