Крепление сопловых лопаток
СА стремятся осуществить двухопорное крепление лопаток в кольцевых деталях корпуса для обеспечения изгибной жесткости и прочности. Однако жесткое крепление лопаток может быть применено только для СА с короткими лопатками, в которых термические напряжения и коробления деталей СА незначительны. Возможно также жесткое соединение лопаток СА, если внутренний корпус обладает малой жесткостью или имеет термокомпенсирующие элементы (рис.5.19)
Неодинаковый нагрев отдельных деталей СА требует обеспечения свободы термических расширений силовых колец и лопаток, что достигается либо плавающей посадкой лопаток, либо их закреплением в одном из колец (рис.5.19).
а б
Рис.5.19.Схсмы крепления лопаток СА: а - плавающая; б – фиксация во внешнем
кольце; 1 – кольцо внешнее; 2 – кольцо внутреннее
СА выполняются разборными и неразборными. СА первых ступеней обычно разборные, а последующих ступеней разборные или могут быть неразборными (см. рис. 5.20) (если условия работы обеспечивают требуемый ресурс без замены).
Конструкция СА с плавающими лопатками и силовыми башмаками приведена на рис.5.20,а. Лопатки 1 располагаются в профильных пазах, образованных башмаками 2, соединенных с корпусом 4 и кольцом 5 крепежными винтами. Свобода температурных расширений лопаток обеспечивается зазорами между торцами лопаток и корпусом.
СА с односторонним креплением лопаток приведены на рис.5.20, в. СА разборный с радиальной фиксацией лопаток 1 во внутреннем кольце 5 кольцевым стопорным замком 6 (рис5..20, б). Лопатка 1 входит с зазорами в просечки трактового кольца 8 и корпуса турбины 4. Профильные манжеты 7 фиксируют внутренние концы лопаток от осевых и окружных перемещений относительно внутреннего кольца 5. Герметичность по внешнему корпусу обеспечивается кольцом 9, устанавливаемым на корпусе 4. Неразборный СА (рис.5.20, в) состоит из лопаток 1, вставленных в просечки корпуса 4 и приваренных к нему. Внутренние концы лопаток свободно входят в кольцо 5, к которому, крепится кольцо 9, препятствующее утечке газов и кольцо лабиринтного уплотнения. Усилие от лопаток воспринимается корпусом.
Рис.5.20. Конструкции сопловых аппаратов: а - СА с плавающими лопатками и силовыми башмаками; б - разборный СА с лопатками, зафиксированными на внутреннем кольце; в - неразборный СА с фиксацией лопаток во внешнем кольце; 1 – лопатка; 2 – башмаки; 3 – обтекатель силовой стойки; 4 – корпус внешний; 5 – внутреннее силовое кольцо; 6 – замок; 7 – манжета; 8 – кольцо трактовое; 9 – герметизирующее кольцо
Наибольшее применение нашли разборные СА с креплением сопловых лопаток во внешнем кольце (бандаже) и свободной установкой во внутреннем. Некоторые конструктивные решения таких креплений приведены на рис.5.21.
Рис.5.21. Конструкции крепления лопаток: а, б - при помощи цапф, в, г, д, е – при помощи полок; 1- лопатка СА; 2 – полка наружная; 3 – полка внутренняя; 4 – пояски цилиндрические; 5 – выступы кольцевые; 6 – фиксатор; 7 – пазы; 8, 9 – кольца; 10, 12, 23 – болты; 11 – корпус СА; 13 – эксцентрик; 14 – дефлектор; 15 – стержень силовой; 16, 22 – кольцо внутреннее; 17 – отверстие; 20 – корпус турбины; 21 – цапфа; 24 – штифт
Лопатка 1 внешней полкой 2 по цилиндрическим пояскам установлена в корпусе 20 и жестко закреплена от осевых и окружных перемещений болтами (винтами) 23 (рис.5.21, а), радиальными штифтами 24 (рис.5.21, б, в, г) или специальным фиксирующим штифтом 6 (рис.5.21, д). Штифты 24 контрятся от перемещений обжатием краев отверстий (рис.5.21, в). Внутренние полки сопловых лопаток выполнены с цилиндрическими цапфами 21, которыми они установлены во внутреннем бандажном кольце 22 (рис.5.21, а, 6). Цапфы 21 выполняют роль радиально-расположенных штифтов и обеспечивают соосность корпуса 20 бандажного кольца 22 и элементов лабиринтных уплотнений 3, 8.
Лопатка 2 может быть установлена в профильных пазах внутреннего бандажного кольца 22, обеспечивая его соосность корпусу 20 и элементам лабиринтных уплотнений 8 (рис.5.21,в). Для исключения утечек газа из проточной части через профильные пазы бандажного кольца с его внутренней стороны установлено герметизирующее кольцо 9.
Во внутреннем бандажном кольце лопатка может быть установлена по цилиндрическим пояскам с фиксацией от окружных и осевых смещений выступами 7 (рис.5.21, г, д).
На рис.5.21, е приведен пример конструктивного выполнения пустотелой сопловой лопатки, внутренняя полость которой используется для размещения силовой связи внешнего 20 и внутреннего 16 корпусов. Каждая лопатка винтом 12 закрепляется в корпусе СА 11 и имеет возможность расширения в сторону внутреннего корпуса 16.
Эксцентрик 13 позволяет, в небольших пределах, регулировать угол установки лопатки при сборке.
Внутри дефлектора 14 установлены силовые стержни 15, закрепленные винтами 10, чем обеспечивается силовая связь и соосность корпусных деталей 11 и 16 с кольцом лабиринтного уплотнения. Через отверстия 17 в лопатку подается воздух для охлаждения лопатки и стержней.
5.6. КОРПУСА ТУРБИН
Корпус турбины (рис.5.22) представляет собой цилиндрическую или коническую оболочку, обеспечивающую размещение и крепление сопловых аппаратов, силовую связь с камерой сгорания и выходным устройством. Внутренние стенки корпусных деталей образуют проточную часть двигателя.
Основные требования к корпусам турбин:
высокая изгибная жесткость в продольном и окружном направлениях;
надежность центрирования соединяемых элементов в холодном и горячем состоянии;
Рис. 5.22. Трехступенчатая одновальная турбина: 1 – стяжной болт; 2 - вал турбины; 3 - подшипник роликовый; 4 - СА первой ступени; 5 - рабочее колесо первой ступени; 6 - СА второй ступени; 7 - рабочее колесо второй ступени; 8 - СА третьей ступени; 9 - рабочее колесо третьей ступени
обеспечение минимальных радиальных зазоров между корпусом и наружной поверхностью рабочих лопаток и в лабиринтных уплотнениях при всех режимах работы двигателя;
обеспечение прочности при обрыве лопаток или разрушении диска, его непробиваемость;
конструкторская, технологическая и эксплуатационная простота;
низкая масса и стоимость.
Конструкция корпуса (рис.5.22) зависит от места расположения опор турбины, способов крепления СА, числа ступеней, конструкции ротора, технологии изготовления и сборки, способа и конструктивной организации охлаждения деталей СА и самого корпуса. Корпусы турбин чаше всего выполняют с поперечными монтажными разъемами за каждой ступенью. Поперечные разъемы, в отличие от продольных разъемов, обеспечивают более равномерную окружную жесткость и деформацию.
Соединение частей корпуса турбины осуществляется по фланцам с обеспечением центрирования по цилиндрическим буртам. Фланцы одновременно выполняют роль ребер жесткости корпусов.
Корпус турбины воспринимает окружные и осевые усилия от газового потока, действующего на лопатки СА и элементы выходного устройства, усилия от избыточного давления, вибрационные нагрузки. При работе двигателя наблюдается неравномерность нагрева корпусных деталей, как по толщине, так и по окружности, что приводит к большим термическим деформациям и напряжениям. Деформации приводят к уменьшению радиальных зазоров, к опасности задевания роторных деталей и корпусных. Большая неравномерность температуры по толщине стенки корпуса, особенно во фланцах, вызывают значительные напряжения растяжения на внешней, более холодной поверхности корпуса и напряжения сжатия на внутренней, более горячей его поверхности. Температурные напряжения на внутренней стенке могут превысить предел текучести, вызывая остаточную деформацию и уменьшения зазоров в холодном состоянии. Усадка фланцев приводит к короблению корпуса, к постоянному уменьшению радиальных зазоров и увеличению натягов по контактирующим пояскам.
Дня уменьшения коробления фланцев и предупреждения усадки и снижения массы, между отверстиями под крепежные болты, делают выфрезеровки. (рис.7.5,ч.1).
5.7. РАДИАЛЬНЫЕ И ОСЕВЫЕ ЗАЗОРЫ
Надежность и экономичность работы турбины во многом определяется радиальными 
и осевыми 
зазорами (рис.5.23). 
Рис.5. 23. Схема конструктивных зазоров
Величина монтажного радиального зазора устанавливается с учетом следующих факторов: упругой и остаточной деформации деталей; температурных расширений корпуса, диска и лопаток, амплитуды колебаний корпуса и ротора; радиальных зазоров, допусков на изготовление деталей. При назначении зазора необходимо учитывать его изменения на всех режимах работы двигателя от запуска до останова рис.5.24.
Рис..5. 24. Схема изменения радиальных зазоров в турбине
При запуске двигателя монтажный зазор 
, из-за быстрого нагрева относительно тонкого корпуса, увеличивается до 
. На установившемся рабочем режиме, в результате нагрева и упругой деформации рабочих лопаток и диска, радиальный зазор уменьшается до 
. При остановке двигателя, особенно в полете когда через турбину протекает большая масса холодного воздуха, корпус остывает быстрее, чем лопатки и диски, и радиальный зазор быстро уменьшается до 
. Поэтому, чтобы не произошло заклинивание ротора режимом, определяющим величину монтажного зазора, является режим остановки двигателя в полете.
Для обеспечения надежной работы турбины с минимально возможными радиальными зазорами корпус турбины изготавливают из сталей с небольшими коэффициентами линейного расширения, обеспечивают его эффективное охлаждение или над рабочими лопатками в корпусе или бандажном кольце устанавливают метало - керамические или сотовые вставки. Охлаждение корпуса улучшает условие его работы и уменьшает изменение радиальных зазоров, обеспечивая его минимальную величину на рабочем режиме (рис.5.24). Воздух, охлаждающий корпус турбины (рис.5.25), поступает из полости между жаровыми трубами по специальным каналам наружного кольца СА первой ступени в продувочные щели между башмаками 2 и накладками 1. Охладив корпус турбины, воздух ступает в проточную часть двигателя, где смешивается с основным потоком газов.
Рис..5. 25. Сварной охлаждаемый корпус турбины: 1 - накладка; 2 - башмак; 3 – наружный корпус; 4 - рабочая лопатка первой ступени; 5 – СА второй ступени; 6 – рабочая лопатка второй ступени
Метало - керамические вставки легко срабатываются при задевании о них торцов лопаток, уменьшая нагрузки на лопатки и предотвращая их поломку. Металлокерамические вставки изготавливаются методами спекания смеси графита, никеля и железа. Вставка (рис.5.26, а) состоит из двух слоев: внутренний слой обеспечивает прочность, внешний, более мягкий, легко срабатываемый.
Рис.5.26 Схемы элементов, уменьшающих радиальные зазоры:
а - металлокерамические вставки; б - сотовые уплотнения
Вставки набираются в кольцевых пазах корпуса, имеющих форму ласточкиного хвоста, через торцовые окна во фланце 1 которые закрывают сухарями 2. Вставки могут быть выполнены из сотовых элементов. Соты имеют тонкие стенки, поэтому поверхность контакта уменьшается примерно в десять раз по сравнению с обычным уплотнением. Это позволяет допускать беззазорную сборку узла уплотнения. Величина зазора устанавливается в процессе приработки.
Эффективным средством снижения перетекания газов по радиальному зазору является применение бандажей с лабиринтными уплотнениями (рис.5.27).
Рис.5.27. Способы сниженияперетекания газа по радиальным зазорам:
а – осевые одинарные лабиринтные уплотнения; б – двойное лабиринтное уплотнение; в – тройное лабиринтное уплотнение; 1- втулка ротора; 2- втулка корпуса; 3- кольцевой зазор
К другой группе зазоров относятся осевые зазоры. Различают осевые зазоры между выходными (входными) кромками СА и входными (выходными) кромками рабочих лопаток, передний и задний газодинамический зазор и зазоры между ободами дисков и бандажами СА. Величина осевых газодинамических зазоров составляет 0,1...0,4 хорды лопатки и с его уменьшением снижаются потери газового потока, но увеличивается опасность вибрационных перегрузок лопаток. Остальные осевые зазоры назначаются из условия обеспечения работы на всех режимах без задевания элементами ротора элементов статора. Величина осевого зазора, гарантирующего отсутствие касания ротора о статор при наиболее неблагоприятных условиях работы, определяется с учетом величины температурных деформаций ротора и статора, осевого смещения ротора вследствие осевых зазоров в радиально-упорном подшипнике и в муфте соединения валов компрессора и турбины. Значение зазора можно оценить по расстоянию от места зазора до места фиксации ротора в корпусе = (0,0003.,.0,0004)L мм (рис.5.23).
5.8. УЗЛЫ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН
Соединение частей валов ГТД чаще всего осуществляется шлицевыми муфтами и в зависимости от расположения опор и схем передачи осевых сил на фиксирующую опору должно обеспечивая передачу:
крутящих моментов к компрессору и агрегатам;
осевого усилия на упорный подшипник;
радиальных усилий на опорный подшипник.
Кроме того, соединение должно надежно работать в условиях некоторой несоосности и перекоса осей соединяемых узлов, которые всегда присутствуют вследствие деформации деталей при работе двигателя и технологических допусков на изготовление и сборку.
Подвижное (гибкое) соединение валов позволяет:
упростить технологию производства элементов силовой системы и их сборку;
снизить массу и упростить конструкцию силовой установки;
обеспечить более точную балансировку турбины и компрессора независимо друг от друга.
Рис.5.28. Соединительная муфта с промежуточной втулкой, передающей только крутящий момент: 1 - вал компрессора; 2 - ведомая часть муфты; 3 - разжимное пружинное кольцо; 4 - выступы шлиц; 5 - шлицевая втулка; 6 -ведущая часть муфты; 7 - вал турбины; 8 - зубчатый венец; 9 - трубка с форсункой; 10 - цилиндрические пояски; 11 - заглушки
Шлицевые муфты, передающие только крутящий момент, могут быть выполнены с промежуточной втулкой 5 (рис.5.28), имеющей внутренние эвольвентные шлицы.
На валах компрессора 1 и турбины 7 по прямоугольным шлицам установлена ведущая 6 и ведомая 2 части муфты. Муфты центрируются на валах по цилиндрическим пояскам 10. Осевая фиксация промежуточной втулки 5 осуществляется упором 4 в выступ шлиц и разжимным пружинным кольцом 3.
На рис.5.29 приведена схема муфты у которой эвольвентные шлицы выполнены непосредственно на валах турбины 4 и компрессора 3, соединенных промежуточной втулкой 1. Осевая фиксация втулки осуществляется упором буртиков 2 в выступы вала. Осевая нагрузка от ротора турбины через штангу 6 передается на передний радиально-упорный подшипник 5.
Рис.5.29. Узел соединения с удлиненной шлицевой втулкой, передающей только крутящий момент: 1 - промежуточная втулка; 2 - буртик; 3 - вал компрессора; 4 - вал турбины; 5 – опорно - упорный подшипник; 6 – штанга
Узел соединения валов, приведенный на рис.5.30, передает крутящий момент и осевую силу. Вал турбины 2 эвольвентными шлицами непосредственно соединяется с цапфой 1 вала компрессора. Осевая фиксация валов осуществлена стяжным болтом 3 с контровкой шлицевой втулкой 6. Шлицевая втулка под действием пружины входит в зацепление наружными шлицами с корпусом и стяжным болтом. Возможность работы с перекосом осей обеспечивается зазорами в шлицах и осевым зазором между торцом вала 1 и дистанционной втулкой 5.
Шлицевые муфты рис.5.31, а. б передают крутящий момент, осевую и радиальные силы. В муфте рис.5.31,а передача крутящего момента производится шлицами на наружной поверхности вала турбины 8 и цапфы компрессора 6. Осевая фиксация валов для передачи осевой силы осуществляется полусферическим соединением на цапфе 6 и втулке 7 байонетным замком.
Рис. 5.30. Узел соединения валов, передающий крутящий момент и осевую нагрузку: 1 - цапфа компрессора ; 2- вал турбины; 3 – стяжной болт; 4 – втулка упорная; 5 – втулка дистанционная; 6 – контровка стяжного болта
На наружной поверхности выступа вала турбины выполнено четыре паза. На внутренней поверхности втулки 7 выполнены аналогичные пазы. Сборка производится с помощью специального ключа 5, который вводится через трубку в передней части камеры сгорания и отверстия в цапфе компрессора. Пазы на цапфе и втулке совмещаются, вал сдвигается в осевом направлении до упора во втулку. Втулка 7 поворачивается ключом 5 на 900. От окружного перемещения втулка 7 фиксируется пластинчатым замком 13.
Соединительная муфта (рис.5.31,б) передает крутящий момент и осевую силу и допускает надёжно работает при угловых смешениях валов.
Втулки 1 и 2 установлены на шлицах вала турбины 8 и компрессора 6 с фиксацией гайками 3 и соединены втулкой 10 для передачи крутящего момента. Осевая фиксация валов осуществляется стяжным болтом 12 по сферическим поверхностям 4 во втулке 14 и кольце 11.
Рис.5.31. Соединения валов с передачей Мкр и осевой силы: а – четырьмя кулачками; б – соединительным болтом; 1 – ведомая шлицевая втулка; 2 – ведущая шлицевая втулка; 3 - гайка; 4 – полусферические опорные поверхности; 5 – ключ монтажный; 6- задняя цапфа компрессора; 7 – стакан с четырьмя кулачками; 8 - вал турбины; 9 – сектор зубчатый; 10- втулка шлицевая; 11 – кольцо сферическое; 12 – болт; 13 – замок пластинчатый; 14- втулка
На рис.5.32 приведен пример соединения роторов турбины и компрессора с помощью трубчатой рессоры и стяжного болта в ТРДЦ АИ-25, ротор низкого давления (РНД).
Рис.5.32. Соединение валов турбины и компрессора с помощью трубчатой рессоры и стяжного болта ТРДД АИ-25: 1 - замок; 2 –втулка; 3 – вал компрессора; 4 – болт стяжной; 5 – втулка контровочная; 6 – рессора; 7 – труба; 8 – гайка; 9 – вал турбины
Крутящий момент с вала турбины 9 передается на заднюю цапфу компрессора через тонкостенную трубчатую рессору 6 с внутренними эвольвентными шлицами на обоих концах. Рессора 6 расположена внутри ротора высокого давления (РВД) в тонкостенной трубе 7, которая обеспечивает герметизацию полостей обоих роторов.
Осевое усилие с ротора турбины на передний опорный подшипник компрессора передается через вал компрессора и стяжной болт 4, соединяющий валы роторов компрессора и турбины. Осевое расположение турбины обеспечивается размещением рессоры между гайкой 8 и буртиком контровочной втулки 5, с некоторым зазором , чем допускается работа с перекосами осей валов. Стяжной болт 4 контрится замком 1.
Конструкция соединительного узла вала компрессора и рессоры редуктора ТВД приведена на рис.5.33. Крутящий момент передается эвольвентными шлицами на внешней поверхности рессоры 1 и внутренней поверхности передней цапфы компрессора 2, а осевая фиксация рессоры осуществлена пружинящим кольцом 4 и фасонным болтом 3. Головка болта вставляется в расточку рессоры 1 и зафиксирована в ней кольцом 4. Внутри болта.4 выполнены шлицы, которые предназначены для контровки болта по шлицам стопора 7. Стопор 7 имеет шестигранную внешнюю поверхность, по которой он устанавливается во внутреннем шестигранном отверстии заглушки 8, закрепленной в цапфе компрессора штифтами 6.Стопор 7 удерживается от осевых смещений пружиной 9.
Рис. 5.33. Соединение рессоры редуктора с цапфой компрессора ТВД: 1- рессора; 2- передняя цапфа; 3- фасонный болт; 4- кольцо пружинное; 5 - распорная втулка; 6- штифт; 7- фасонный стопор, 8- заглушка
При сборке рессора 6 устанавливается по шлицам в цапфу компрессора, стопор 7 отжат в крайнее правое положение, болт 3 ввертывается в заглушку 8 до упора в распорную втулку 5, чем предупреждается выжимание кольца 4 из канавки. Стопор 7, под действием пружины смещает влево, входя своими шлицами в шлицы болта 3, обеспечивая надежную его контровку.
Узел соединения роторов компрессора и турбины с передачей крутящего момента осевой и радиальных сил, реализованный в двигателе ТВ2-117, приведен на рис.5.34. Крутящий момент с ротора турбины на ротор компрессора передается через шлицевую втулку 2, имеющую шлицы на внутренней и внешней поверхностях. Шлицевая втулка 2 по внутренним шлицам установлена по свободной посадке на шлицах вала турбины 4, а внешним шлицам также по свободной посадке на шлицах цапфы вала компрессора 3. Шлицевая втулка 2 удерживается от осевого смещения пружиной 1. Осевые и радиальные усилия передаются через сферическую муфту, образованную сферическим гнездом с тремя прорезями 6 в цапфе компрессора и тремя сферическими выступами 4 на валу турбины. Сборка и разборка валов осуществляется при смещении втулки 2 влево, до выхода из зацепления ее шлиц со шлицами валов компрессора и турбины, и поворота вала турбины на 60 , при котором сферические выступы вала турбины 4 находятся напротив прорезей гнезда 6. При осевом смешении вала турбины вправо происходит разъединение валов. Однозначность сборки узла обеспечивается выполнением на обоих шлицевых поясах по одной широкой шлице.
Узел соединения надежно работает и при некотором перекосе осей соединяемых валов.
Рис.5. 34. Соединение роторов компрессора и турбины ТВД ТВ2-117: 1 – пружина; 2 – втулка шлицевая; 3 – вал компрессора; 4 – вал турбины; 5 – прорези
5.9. ОХЛАЖДЕНИЕ ТУРБИН
Целью охлаждения элементов конструкции турбины является:
- поддержание в заданных пределах температуры деталей, обеспечивающей их длительную механическую прочность;
- повышение ресурса двигателя;
- замена дорогостоящих материалов на основе никеля, кобальта, хрома и т.д. более дешевыми материалами;
- снижение градиентов температур по объему деталей, для уменьшения термических напряжений;
- обеспечение возможности повышения температуры газов перед турбиной;
- уменьшение и поддержание радиальных зазоров обеспечивающих повышение КПД.
Система охлаждения должна отвечать следующим требованиям:
- обладать высокой эффективностью - малым расходом охладителя, небольшими затратами мощности, малыми потерями тепла цикла, высоким КПД турбины;
- существенно не усложнять конструкцию, технологию изготовления, ремонта и обслуживания; иметь малые габариты, массу и стоимость;
-высокую надежность.
В современных высокотемпературных турбинах охлаждение элементов осуществляется сжатым воздухом из компрессора по открытой схеме, при которой используемый для охлаждения воздух выбрасывается в проточную часть двигателя. В некоторых двигателях (АИ-24, НК-12..,) охлаждение корпуса турбины осуществляется набегающим потоком атмосферного воздуха.
В турбине могут охлаждаться сопловые и рабочие лопатки, диски, корпусные детали, опоры и элементы конструкций опор, силовых связей трубопроводов маслосистем и др.
При уровне температуры газа перед турбиной 
= 1600...1700К суммарная величина расхода воздуха на охлаждения может составлять 0,1...0,15 от расхода воздуха через двигатель. При этом, чтобы обеспечить температуру лопаток не выше 1100...1300К, на охлаждение рабочих лопаток первой ступени тратится 0,025-0,035, соплового аппарата первой ступени - 0,06... 0,09, лопаток рабочего колеса второй ступени - 0,01...0,03, СА второй ступени до 0,02 и дисков до 0,01 всего расхода воздуха через двигатель.
Увеличение количества охлаждающего воздуха положительно сказывается на долговечности газовых турбин, однако при этом происходит значительное снижение КПД турбин. Например, на одном из отечественных двигателей планировалось получить расчётные параметры при Тг* = 1550К, 
= 90,5%, 
= 6%. Однако в процессе доводки двигателя было получено = 0,82...0,84, что привело к необходимости увеличить температуру до = 1620К и расхода воздуха на её охлаждения до = (12...13)%.
Поэтому считается, что примерно 30% прироста температуры газа перед турбиной является "паразитным", так как идет на компенсацию падения КПД турбины из-за необходимости увеличения расхода воздуха на её охлаждение.
Следовательно, существует оптимальное соотношение между потребной температурой газов перед турбиной 
и расходом воздуха на её охлаждение 
при существующей эффективности использования охлаждающего воздуха. Повышение температуры свыше при данной схеме охлаждения будет только ухудшать параметры двигателя.
Эффективность охлаждения осложняется тем, что воздух за компрессором имеет высокую температуру, возрастая с увеличением степени повышения давления в компрессоре 
. Так у двигателей с =15, 25, 30 температура воздуха за компрессором соответственно составляет ТВ* = 625, 815, 900К (Н=0, ТН=293К). Для снижения ТВ* разрабатываются перспективные двигатели с теплообменниками, расположенными во втором контуре ТРДД. Однако при этом усложняется конструкция двигателя и увеличиваются гидравлические потери в проточной части второго контура.
В системах подвода воздуха для охлаждения рабочих лопаток воздух к диску подводится под некоторым углом и при торможении несколько подогревается. При окружных скоростях вращения 350 м/с нагрев может составлять более 50К. Для снижения величины подогрева применяются специальные конструктивные мероприятия, например, обеспечивается закрутка воздуха для его безударного входа без торможения. При этом за счет снижения температуры охлаждающего воздуха улучшается теплосъем с лопатки либо уменьшается количество воздуха на охлаждение.
Конструктивные решения по обеспечению безударного входа воздуха в полость диска приведены на рис. 5.35.
Рис. 5.35. Схемы подвода воздуха для охлаждения рабочих лопаток
Эффективность снижения температуры за счет безударного входа в полость вращающегося диска может составить 70…80К. Борьба с перегревом опор расположенных в зоне действия горячих газов, осуществляется с помощью экранирования теплозащитными кожухами, продувкой охлаждающего воздуха стыков вала с дисками, посадочных мест подшипников, снижением площадей контакта подшипников с корпусом и валом, уменьшением объема масляных полостей, теплоизоляцией полостей и др.
Конструктивное решение защиты опоры от действия горячих газов приведено на рис. 5.36.
Рис.5.36. Охлаждение элементов газовой турбины и задней опоры: 1- атмосферный воздух; 2- кольцевой воздухозаборник; 3 , 4 – каналы для прохода воздуха; 5 - подшипник роликовый; 6- отверстия; 7- полость суфлирования; 8- полость вторичного потока; 9,10,11,12 – отверстия и кольцевые зазоры для прохода воздуха на охлаждение
Тем не менее при температурах гага на входе в турбину 
= 1650К температуры элементов опор могут составлять:
- масла на выходе из полости опор (453…473)К;
- колец подшипников (453…513)К;
- корпуса масляной полости (473…673)К;
- масляных трубопроводов (473…513)К.
5.10. КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ
1. Назовите основные элементы и параметры газовых турбин.
2. Требования к газовым турбинам и основные решения по их обеспечению.
3. Приведите схемы роторов, преимущества и недостатки.
4. Основные элементы рабочих лопаток газовых турбин.
5. Конструктивные решения по организации охлаждения рабочих лопаток.
6. Основные конструктивные решения обеспечения осевой и радиальной фиксации рабочих лопаток турбин.
7. Назначение сопловых лопаток и схемы их установке в корпусе.
8. Обоснуйте необходимость обеспечения минимальных радиальных и осевых зазоров в газовых турбинах и приведите схемы их регулирования.
9. Цели охлаждения деталей газовых турбин. Основные требования.
10. Основные направления решения задачи по охлаждению деталей турбин.
11. Приведите схемы муфт, обеспечивающих соединение роторов компрессоров и газовых турбин для передачи крутящего момента и осевых сил.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Атлас компрессоров ГТД/ Под ред. Скубачевского Г.С. Вып.4. М: МАИ, 1977.-85с.
2. Атлас турбин ГТД/ Под ред. Скубачевского Г.С. Вып.4. М: МАИ, 1977.-71 с.
3. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей / С.А. Вьюнов, Ю.И.Гусев, А.В. Карпов и др.; Под ред. Д.В. Хронина.- М.– Машиностроение, 1989. -368 с.
4. Кузьмин Г.А. Конструкция авиационных двигателей.М.: Оборонгиз, 1962.-
5. Максимов Н.А., Секистов В.А. Двигатели самолётов и вертолётов. Основы устройства и лётной эксплотации. М.: Воениздат, 1977.
6. Скубачевский, Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели: конструкция и расчёт деталей / Г.С. Скубачевский - 3-е изд., перераб. и допол. - М.: Машиностроение, 1981.-552 с.
7. Палей, З.С. Конструкция и прочность авиационных газотурбинных двигателей / З.С. Палей, И.М. Королёв, З.В. Ровинский; Под ред. З.С. Палей. – М.: Транспорт, 1967.- 426 с.
8. Шерлыгин, Н.А Конструкция и эксплуатация авиационных газотурбинных двигателей / Н.А. Шерлыгин, В.Г. Шахвердов. – М.: Машиностроение, 1969.- 372 с.
9.Фельдман Е.Л., Даниленко Г.И., Капустин Л.Н. Основы конструкции авиационных двигателей. М.: Транспорт, 1970.
10. Филёкин В.П. Атлас конструктивных и силовых схем авиационных ГТД, Куйбышев: КуАИ, 1984.-103с.
Учебное издание
Карасёв Владимир Павлович
Кацура Александр Владимирович
КОНСТРУКЦИЯ И ПРОЧНОСТЬ
АВИАЦИОННЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
в двух книгах