CC BY
149
Актуальные проблемы авиации и космонавтики - 2014. Технические науки
время, затрачиваемое на проектирование, анализ работы модели ЖРД, соответствующего заданным техническим требованиям.
Библиографические ссылки
1. Беляев Е. Н., Черваков В. В. Математическое моделирование ЖРД. М. : МАИ, 2009. 280 с.
2. Ефремов Г. В., Карасев В. П., Краев М. В. Автоматизированное проектирование турбонасосных
агрегатов : учеб. пособие / под ред. М. В. Краева ; Краснояр. политех. ин-т. Красноярск, 1989. 118 с.
3. Теория пространственного пограничного слоя в гидродинамике турбомашин / А. А. Кишкин, В. П. Назаров, Д. А. Жуйков, Д. В. Черненко ; Сиб. гос. аэро-космич. ун-т. Красноярск, 2013. 250 с.
© Тимошева М. А., 2014
УДК 62-251-762.89:532.5.013.12
А. А. Чернов Научный руководитель - Д. А. Жуйков Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М. Ф. Решетнева, Красноярск
К РАСЧЕТУ ОСЕВЫХ СИЛ АВТОМАТА ОСЕВОЙ РАЗГРУЗКИ ТУРБОНАСОСНОГО АГРЕГАТА ЖИДКОСТНОГО РАКЕТНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Рассмотрены особенности расчета осевых сил возникающих при работе автомата осевой разгрузки, путем интегрирования уравнений течения вязкой жидкости в полости вращения.
К агрегатам летательных аппаратов предъявляются высокие требования по надежности, в том числе и на нерасчетных режимах. При проектировании автомата осевой разгрузки турбонасосного агрегата (ТНА) жидкостного ракетного двигателя (ЖРД) необходимо проводить моделирование течения в торцевом и цилиндрическом зазорах. Это обусловлено тем, что течение в зазорах определяет работу разгрузочного диска автомата осевой разгрузки. Применять существующие методики расчета не является корректным, ввиду чего необходимо разработать современную методику. К недостаткам существующих методик [2; 4] можно отнести не учёт вязкого трения, изменения угловой скорости потока между неподвижной стенкой и вращающимся диском, а также наличия поперечного градиента давления вдоль линии тока при вращательном течении [1; 3].
Надежность турбонасосного агрегата в значительной мере зависит от значений осевых сил, которые, в свою очередь, возникают вследствие вращения ротора турбонасосного агрегата. Так как угловая скорость ротора может достигать значений порядка 40000 оборотов, то осевые силы, возникающие на роторе, достигают высоких значений. Если осевые силы возникающие на элементах турбонасосного агрегата
не компенсируются, то это может привести к выходу агрегата из строя.
Специальные гидравлические устройства, обеспечивающие полное равновесие ротора при всех режимах работы, характеризуются отсутствием упорного подшипника и наличием специальной камеры, давление в которой изменяется в зависимости от осевого положения ротора, вследствие этого ротор насоса, выведенный из положения равновесия смещением в осевом направлении, вновь возвращается в положение равновесия. Примером такой самоустанавливающейся системы уравновешивания осевой силы является разгрузочный диск или гидравлическая пята (см. рисунок) [4].
Для определения осевых сил необходимо проинтегрировать систему обыкновенных дифференциальных уравнений движения вязкой жидкости в зазоре, с учетом напряжений трения. Интегрирование проведено по нормали к зазору и по радиусу полости, в результате чего получена следующая зависимость:
(.
я. = я
+я р^ +
V2 р
л
V
4 п2 Я3 z? у
(1)
где Я - радиус щели; т0Я - напряжение трения в радиальном направлении, р - плотность жидкости; юя -угловая скорость; V - объемный расход жидкости; х\ - зазор задней стенки разгрузочного диска.
Уравновешивание осевой силы разгрузочным диском
Секция ««ДВИГАТЕЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ И СИСТЕМЫ ТЕРМОРЕГУЛИРОВАНИЯЛА И КА»
Следует отметить, что напряжения трения определяются в зависимости от толщины потери импульса пространственного пограничного слоя на стенке и на диске [3], учитывающие вторичные течения, вызванные поперечным градиентом давления вдоль линии тока при вращательном течении [3].
Таким образом, можно заключить, что расчет осевой силы в полости вращения, имеет наибольшее значение с точки зрения надежности при проектировании автомата осевой разгрузки ТНА ЖРД. Учет таких факторов, как вязкое трение, изменение угловой скорости потока между неподвижной стенкой и вращающимся диском поможет избежать отказа агрегата на расчетных и нерасчетных режимах.
Библиографические ссылки
1. Жуйков Д. А., Кишкин А. А., Зуев А. А. Оценка осевой силы при течении в торцевых щелях турбома-шин // Известия вузов. Северо-Кавказский регион. Сер. Технические науки. 2013. № 3. С. 24.
2. Овсянников Б. В., Краев М. В., Черваков В. В. Теория и расчет турбомашин : учеб. пособие ; Сиб. гос. аэрокосмич. ун-т. Красноярск, 2012. 224 с.
3. Теория пространственного пограничного слоя в гидродинамике турбомашин: монография // А. А. Кишкин [и др.]. Сиб. гос. аэрокосмич. ун-т. Красноярск, 2013. 248 с.
4. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. М. : Машиностроение, 1966. 354 с.
© Чернов А. А., 2014
УДК 629.78.036:546.295
Н. Н. Широкова, А. Е. Шарнин, Г. В. Двирный, В. В. Двирный Научный руководитель - Г. В. Двирный ОАО «Информационные спутниковые системы» имени академика М. Ф. Решетнева», Железногорск
АНОМАЛЬНОЕ ПОВЕДЕНИЕ КСЕНОНА ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ НА ПРИМЕРЕ АККУМУЛЯТОРА ДАВЛЕНИЯ. АККУМУЛЯТОР ДАВЛЕНИЯ 154.7070-000 ПРОИЗВОДСТВА ОАО «ИНФОРМАЦИОННЫЕ СПУТНИКОВЫЕ СИСТЕМЫ» ИМЕНИ АКАДЕМИКА М. Ф. РЕШЕТНЕВА» («ИСС»)
Рассмотрено аномальное поведение ксенона высокого давления при использовании аккумулятора давления для повышения давления ксенона, поступающего из транспортировочного баллона.
Ксенон на предприятие поступает в баллонах под давлением 65 кгс/см2, и все работы с ним в основном проходили методом перетекания. В баллонах остаётся достаточно большое количество ксенона, но из-за недостаточного давления он не может использоваться. Для решения данной проблемы и более рационального использования остатков дорогостоящего ксенона на предприятии ОАО «ИСС» был разработан аккумулятор давления.
Аккумулятор давления был предназначен для повышения давления ксенона, поступающего от транспортировочного баллона, под давлением от 1-200 кгс/см2 до 250 кгс/см2.
Аккумулятор давления представлял собой две конструктивно одинаковые ступени, любая из которых могла являться ступенью предварительного сжатия, а другая - окончательного. Каждая ступень представляет собой мембранный компрессор. Мембрана была спроектирована и изготовлена из трёх элементов в форме диска: одного герметичного гофрированного из стали марки 12Х18Н10Т толщиной 0,25 мм - собственно мембраны и двух перфорированных из резиновой пластины марки ИПР-1175 толщиной 3 мм, расположенных по обе стороны и выполняющих роль уплотняющих и амортизирующих прокладок. Перекладывание мембраны осуществлялось за счёт сжатого воздуха.
В процессе обработки компрессора начали происходить отказы при испытаниях в связи с разгермети-
зацией системы. Компрессор был детально исследован.
При вскрытии компрессора обнаружено, что резиновая мембрана деформирована. Поверхности всех пластин, входящих в состав мембраны имеют бугристую поверхность, более интенсивную со стороны ксеноновой полости. Каждый бугорок представляет собой полость внутри резинового слоя, заполненного ксеноном и воздухом. На поверхности пластин, прилегающих к ксеноновой полости, обнаружен белый осадок в виде легко стирающегося порошка. Также была обнаружена маслянистая жидкость довольно густой консистенции. Было обнаружено, что данная жидкость агрессивна по отношению к резине и поликарбонату, но состав жидкости не был определён.
Впоследствии был произведён анализ ксенона в баллоне, который использовался при испытаниях, на соответствие ГОСТ 10219-77. Было выявлено, что газовая составляющая полностью соответствует техническим условиям. Был произведён осмотр внутренней поверхности баллона, для чего его разрезали на три части.
При визуальном осмотре выявлено, что по всей поверхности баллона, в большей степени в нижней его части, - сплошной слой окалины, толщиной примерно 0,5 мм с большим количеством трещин и отдельными небольшими участками отслоившейся окалины. На трещинах и на местах отслоившейся окалины - ржавчина толщиной примерно 0,2-0,5 мм (визу-
