Гідромеханічний регулятор подання палива, дозатор палива для даного регулятора і турбомашина, оснащена даним регулятором

1. Гідромеханічний регулятор витрати палива, подаваного в турбомашину за допомогою дозатора (10) палива, що містить тахіметричний балансир (20) на основі коромисла, який повертається навколо осі (22) під впливом щонайменше першої сили (F1), що докладається керуючою тягою (18) дозатора палива за допомогою першого пружного елемента (28), який відрізняється тим, що додатково містить тягу (36), з'єднану з керуючим поршнем (38), що докладає до згаданого коромисла балансира за допомогою другого пружного елемента (40) силу (F4), протиспрямовану відносно до зазначеної першої сили, так, щоб викликати додаткове відкриття дозатора палива при переході від першого закону прискорення двигуна до другого закону прискорення двигуна, причому зазначена тяга керуючого пор C2 2 (11) 1 3 паливоподавальній системі турбомашини, схематично зображений на Фіг.9. Його основною частиною е дозатор 10 палива, вхідний патрубок 12а якого з'єднаний з насосом 14 високого тиску, вихідний патрубок з'єднаний з форсунками подання палива в камеру згоряння турбомашини 16, а регулювання витрати палива, що надходить у форсунки з насоса високого тиску, здійснюється силовим (або тахіметричним) балансиром 20. Балансир, здатний повертатися навколо осі 22, яка проходить через герметичну перегородку, у стандартному варіанті містить коромисло з двома плечами 24, 26, яке постійно знаходиться у стані рівноваги під впливом трьох сил, докладених до нього (див. Фіг.10). Перша сила F1 (на схемі спрямована донизу) докладена на відстані Ld від осі повороту, у фіксованій точці першого плеча, тягою 18 дозатора палива за допомогою першого пружного елемента типу стиснутої пружини 28. Друга сила F2, протиспрямована відносно до першої, докладена форсункою 30, яка викидає струмінь палива під тиском у фіксовану точку першого плеча коромисла (утворюючого лопатку), що знаходиться на відстані Lb від осі повороту. Третя сила F3 (на схемі також спрямована донизу) докладена до фіксованої точки другого плеча 26 коромисла, що знаходиться на відстані Ls від осі повороту. Ця остання, спрямована донизу сила виникає в результаті докладання до повітряного сильфону 32 різниці тисків Р3 - Р1, де Р3 - тиск на виході компресора високого тиску (не показаний) турбомашини, - коефіцієнт, залежний від режиму роботи турбомашини й що визначається оператором для здійснення так званого "обмеження прискорення" задля уникнення збою компресора низького тиску (не показаний) турбомашини, а Р1 - тиск на вході компресора низького тиску. Запобіжний клапан 34 повітряного сильфона завершує конструкцію цього регулятора, який, зрозуміло, також містить гідравлічні входи і виходи високого тиску HP і низького тиску ВР. Виписавши баланс сил, докладених до коромисла балансира 20, можна констатувати, що такий регулятор дозволяє лише змінювати величину розкриття дозатора палива залежно від різниці тисків (ЗРЗ - Р1, від якої вона залежить лінійно. Дійсно, можна показати, що ця величина Xd задається такою формулою: (1) Xd=A( P3-P1)+B де А і В - константи. Таким чином, заданому закону прискорення двигуна турбомашини, якому в наведеному прикладі відповідає проста геометрична залежність (наприклад, лінійна залежність 50 або параболічна залежність 52) витрати подаваного палива від різниці тисків Р3-Р1, як показано на Фіг.11, відповідає лінійна залежність 54 або параболічна залежність витрати палива, що проходить через дозатор, як показано на Фіг.12. Проте така простота конструкції дозатора досяжна тільки в разі використання законів прискорення одного типу. Дійсно, за необхідності використання двох різних законів прискорення, наприклад таких, як подані на Фіг.11, добре вид 90994 4 но, що дві криві залежності витрати палива, що проходить через дозатор, накладаються одна на одну на деяких ділянках абсциси (див. Фіг.12), що унеможливлює використання того самого зазору дозатора й, отже, призводить до необхідності використання двох дозаторів палива. Це створює численні незручності як з погляду маси устаткування, так і з погляду його вартості, надійності й точності дозування. Таким чином, задача, на рішення якої спрямовано даний винахід, полягає у створенні гідромеханічного регулятора, здатного усунути вищевказані хиби і що дозволяє використовувати той самий дозатор для реалізації двох різних типів законів прискорення. Метою винаходу також є забезпечення можливості переходу від одного закону прискорення до другого без ризику виникнення надмірної або недостатньої витрати палива. Для вирішення поставлених задач відповідно до винаходу пропонується гідромеханічний регулятор витрати палива, подаваного в турбомашину за допомогою дозатора палива, що містить тахіметричний балансир на основі коромисла. Балансир повертається навколо осі під впливом принаймні першої сили, що докладається керуючою тягою дозатора палива за допомогою першого пружного елемента. Гідромеханічний регулятор за винаходом характеризується тим, що додатково містить тягу, з'єднану з керуючим поршнем. Керуючий поршень докладає до зазначеного коромисла балансира за допомогою другого пружного елемента силу, протиспрямовану відносно до згаданої першої сили так, щоб викликати додаткове відкриття дозатора палива при переході від першого закону прискорення двигуна до другого закону прискорення двигуна. Таким чином, у даній конфігурації перехід від одного закону прискорення двигуна до другого відбувається поступово, без перебоїв подання палива і з використанням лише одного дозатора. Перша сила переважно докладена до фіксованої точки першого плеча коромисла, яка знаходиться на відстані Ld від осі повороту, а протиспрямована сила докладена до другої фіксованої точки першого плеча коромисла, що знаходиться на відстані Lc від осі повороту. В переважному варіанті тяга керуючого поршня додатково з'єднана з двопозиційним пневматичним клапаном, що забезпечує перехід між першим законом прискорення двигуна і другим законом прискорення двигуна і сполучений, з одного боку, з базовим тиском Р0, а, з другого боку - з тиском Р3 на виході компресора високого тиску турбомашини через повітряні отвори S0 і S1. При заданому законі прискорення двигуна базовий тиск Р0 відповідає тиску на вході компресора високого тиску або атмосферному тиску. Одне зі згаданих повітряних отворів переважно є регульованим для забезпечення можливості настроювання другого закону прискорення. Винахід також охоплює дозатор палива, використовуваний у вищеописаному гідромеханічному регуляторі, й турбомашину, що містить да 5 ний регулятор. Дозатор за винаходом містить єдиний дозуючий зазор, що забезпечує безупинну зміну витрати палива, подаваного в турбомашину, при переході від першого закону прискорення двигуна до другого закону прискорення. Інші властивості й переваги даного винаходу стануть зрозумілі з нижченаведеного опису, який містить посилання на додані креслення, що не вносять жодних обмежень. На кресленнях: Фіг.1 схематично зображує гідромеханічний регулятор за винаходом в першому положенні, що відповідає використанню першого закону прискорення двигуна, Фіг.2 схематично зображує гідромеханічний регулятор за винаходом в другому положенні, що відповідає використанню другого закону прискорення двигуна, Фіг.3 ілюструє баланс сил, що існує в регуляторі за Фіг.1 і 2, на Фіг.4 і 6 наведені діаграми, що ілюструють два приклади різних законів прискорення двигуна для двох різних режимів роботи двигуна турбомашини, на Фіг.5 і 7 наведені діаграми, що ілюструють два приклади залежностей витрати палива, що проходить через дозатор, для двох режимів роботи двигуна турбомашини за Фіг.4 і 6, відповідно, Фіг.8 ілюструє зміну перерізу дозувального зазору залежно від положення дозатора в регуляторі за Фіг.1 і 2, Фіг.9 схематично зображує відомий гідромеханічний регулятор, Фіг.10 ілюструє баланс сил, що існує в регуляторі за Фіг.9, на Фіг.11 наведена діаграма, що ілюструє два характерних приклади законів прискорення двигуна для двох режимів роботи двигуна турбомашини, на Фіг.12 наведена діаграма, що ілюструє два приклади залежності витрати палива, що проходить через дозатор, для двох режимів роботи двигуна турбомашини за Фіг.11. Гідромеханічний регулятор за винаходом, використовуваний у турбомашині, схематично зображений на Фіг.1 і 2. Цей регулятор призначений для регулювання витрати палива, подаваного в турбомашину, шляхом зміни перерізу дозуючого отвору дозатора палива. Ця зміна має відповідати двом різним режимам роботи двигуна, забезпечуючи подання необхідної кількості палива для прискорення турбомашини, і передбачати можливість переходу від одного з цих режимів до другого. Перший режим відповідає режиму запуску двигуна, а другий - робочому режиму або режиму уповільнення на повній потужності залежно від швидкості обертання турбомашини й положення важеля керування. На Фіг.1 зображений регулятор, що знаходиться в першому положенні, яке відповідає режиму роботи двигуна турбомашини відповідно до першого закону прискорення ( =1); на Фіг.2 зображений той самий регулятор, що знаходиться в другому положенні, яке відповідає режиму роботи 90994 6 двигунатурбомашини у відповідності з другим законом прискорення ( =0,5). Як і у відомій конструкції, паливний насос 14 високого тиску відкачує паливо з паливного бака (не показаний) і подає його через дозатор 10 палива до форсунок камери 16 згоряння турбомашини. Зміна перерізу дозуючого отвору досягається шляхом зсуву тяги 18 дозатора, керованої через стиснуту пружину 28 силовим балансиром 20, який повертається навколо осі 22 і виконаний на основі коромисла 24,26. Як показано на Фіг.3, на це коромисло впливає спрямована донизу сила F1, утворювана тягою 18 дозатора палива й докладена за допомогою першого пружного елемента 28 до фіксованої точки першого плеча 24 коромисла, розташованої на відстані Ld від осі повороту, а також спрямована догори сила F2, утворювана форсункою 30, яка викидає струмінь палива під тиском у фіксовану точку першого плеча коромисла, яка знаходиться на відстані Lb від осі повороту, і спрямована донизу третя сила F3, утворювана в результаті впливу різниці тисків Р3 - Р1 на повітряний сильфон 32 й докладена до фіксованої точки другого плеча 26 коромисла, що знаходиться на відстані Ls від осі повороту. Як і у вищеописаному варіанті, запобіжний клапан 34 повітряного сильфона завершує конструкцію регулятора, який, зрозуміло, містить також гідравлічні входи й виходи високого тиску HP і низького тиску ВР. Проте відповідно до винаходу коромисло силового балансира 20, крім того, схильне до впливу додаткової, спрямованої догори сили F4. Сила F4 докладена до фіксованої точки першого плеча коромисла, яка знаходиться на відстані Lc від осі повороту (в наведеному прикладі ця відстань менша за відстань Ld) тягою 36. Тяга 36 з'єднана з керуючим поршнем 38 за допомогою другого стиснутого пружного елемента 40, що має жорсткість Kc і створює статичне зусилля Fco. Поршень, що ковзає в циліндрі 42 на відрізку Хс, управляється керуючим тиском Pco, утворюваним на вході 42А циліндра, вихід 42В якого з'єднаний з гідравлічним входом високого тиску HP. Докладання цього керуючого тиску і відповідно сили F4 до плеча балансира 20 викликає додатковий зсув (у напрямку відкриття) дозатора 10. Такий додатковий зсув забезпечує безперервність потоку палива, що надходить у дозатор, при переході від першого до другого закону прискорення, як це описано нижче з посиланнями на Фіг.4-8. Крім того, тяга з'єднана з двохпозиційним пневматичним клапаном 44, що утворює двохпозиційний перемикач. У "закритому" положенні (Фіг.1) вхід повітряного сильфона 32 ізольований від базового тиску Р0 і, отже, безпосередньо зв'язаний з тиском P3, а у "відкритому" положенні (Фіг.2) вхід повітряного сильфона 32 з'єднаний з тиском Р0 і тиском Р3 через пневматичний потенціометр, утворений двома отворами: випускним отвором S0, передбаченим у лінії подання тиску Р0, і впускним отвором S1, передбаченим у лінії подання тиску Р3. Оскільки в оптимальному варі 7 анті тиск Р0 відповідає тиску на вході компресора високого тиску або атмосферного тиску, а отвори S0 і S1 ідентичні, коефіцієнт В виявляється рівним відповідно 1 і 0,5, що відповідає двом необхідним законам прискорення. Це значення коефіцієнта залишається постійним, поки потік в отворі S0 залишається звуковим (тобто приблизно при Р3/Р0>1,89). Один з повітряних отворів (в оптимальному варіанті випускний отвір S0) переважно може бути регульованим (наприклад, за допомогою гострокінцевого гвинта) для точного настроювання другого закону прискорення. Таким чином, у даній конфігурації регулювання значення коефіцієнта В і значення переми 90994 8 кальної сили F4 здійснюється за допомогою того самого гідромеханічного елемента, що дозволяє забезпечити точну синхронізацію при переході від одного закону прискорення до другого. Як і у відомому варіанті, нове положення Xd дозатора можна визначити з рівняння рівноваги балансира: F3 Ls=F1 Ld-F2 Lb-F4 Lc, причому F3=Ss ( Р3-Р1), а F1=Xd Kd+Fdo, де Ss - переріз сильфона 32, Kd і Fdo - відповідно жорсткість і статична сила пружини 28. Тоді: Xd=[(Ss Ls)/(Kd Ld)]( P3-Р1)+(F2 Lb-Fdo Ld)/(Kd Ld)+(F4 Lc)/(Kd Ld) Таким чином, у порівнянні з рівнянням (1), що не враховувало силу F4: Xd=A( P3-P1)+B+ Xd, де Xd=(F4 Lc)/(Kd Ld) відповідає величині додаткового зсуву дозатора під впливом керуючої сили F4. Принцип дії гідромеханічного регулятора за винаходом пояснюється нижче з посиланнями на Фіг.4-8, які ілюструють зміну закону прискорення двигуна у двох крайніх точках роботи двигуна (у двох крайніх становищах у процесі польоту), перша з яких відповідає максимальній висоті й мінімальному числу Маха, а друга відповідає мінімальній висоті й максимальному числу Маха. З цих діаграм очевидно, що витрата Wf дозованого палива плавно змінюється при переході від одного закону прискорення двигуна до другого, ніколи не створюючи ні надмірної, ані недостатньої витрати, і що регулятор за винаходом дозволяє змінювати закон прискорення двигуна поступовим і безперервним чином при використанні того самого дозатора. На кожній з Фіг.4 і 6 подані дві криві: крива 50, що відповідає лінійному закону прискорення (у випадку перехідного режиму роботи між повторним запалюванням і уповільненням), і крива 52, що відповідає параболічному закону прискорення (у випадку режиму роботи між уповільненням і роботою на повній потужності). Ці дві криві перекривають одна одну, причому максимальна витрата в разі першого закону прискорення менша за мінімальну витрату в разі другого закону прискорення. На Фіг.4 подано у збільшеному вигляді фрагмент Фіг.6, що відповідає ділянці перекривання двох законів прискорення. На кожній з Фіг.5 і 7 подані залежності зміни витрати палива, що проходить через дозатор, тобто зміни витрати Wf палива залежно від положення Xd дозатора. Можна бачити, що в перехідному режимі при переході режиму роботи двигуна з точки А, що відпо (2 ) відає першому закону прискорення, в точку В, що відповідає другому закону прискорення (Фіг.4), зсув дозатора безперервним чином переходить по кривій 58 витрати з точки А' у точку В' (Фіг.5). Аналогічним чином при переході режиму роботи двигуна з точки С, що відповідає першому закону прискорення, в точку D, що відповідає другому закону прискорення (Фіг.6), зсув дозатора безперервним чином переходить по кривій 58 витрати з точки С' у точку D' (Фіг.7). Зміну перерізу єдиного дозуючого отвору, (або зазору) дозатора 10 подано на Фіг.8 (для більшої наочності ця діаграма подана без дотримання масштабу). Форма цього зазору визначається двома вищеописаними законами прискорення й лінійно змінюється залежно від величини Xd. Лінійному закону прискорення (в разі перехідного режиму роботи між повторним запалюванням і уповільненням) відповідає ділянка 60 з прямокутним зазором, а параболічному закону прискорення (в разі режиму роботи між уповільненням і роботою на повній потужності) відповідає ділянка 62 з трикутним зазором. При цьому регулювання початкової витрати може здійснюватися за допомогою отвору, в оптимальному варіанті розташованого паралельно дозатору. Таким чином, конфігурація за винаходом являє собою особливий інтерес у зв'язку з тим, що дозволяє використовувати два різних закони зміни витрати палива з тією самою дозуючою системою. Це дає економію маси й зайнятого простору. Крім того, використання однієї незалежної системи замість двох підвищує надійність устаткування і скорочує кількість можливих поломок. Крім цього, використання цієї єдиної дозуючої системи дозволяє здійснювати перехід від одного режиму до другого без ризику переривання подання палива на етапі переходу і, таким чином, виключає виникнення самочинного припинення або перевантаження двигуна. 9 90994 10 11 Комп’ютерна верстка Н. Лиcенко 90994 Підписне 12 Тираж 26 прим. Міністерство освіти і науки України Державний департамент інтелектуальної власності, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601