ТНА (Неразобранные курсовые проекты)

Расчет турбонасосного агрегата.

1.1 Исходные данные для расчета насоса:

тип насоса – центробежный, малорасходный, высокооборотный;

рабочее тело насоса – керосин;

массовый расход m_н=0,513кг/с;

плотность ρ_к=825кг/м³;

полное давление на входе в насос p_н00=0,2МПа;

температура керосина на входе в насос T_н1=300К;

полное давление на выходе из насоса p_н02=5МПа;

1.2 Расчет насоса.

Требуемый напор:

объемный расход керосина:

Исходя из технологических и массово-габаритных условий изготовления и эксплуатации ТНА данной размерности, выбираем угловую скорость вращения:

Коэффициент быстроходности насоса:

.

Полный КПД насоса:

где: – гидравлический КПД, учитывающий потери энергии в элементах проточной части насоса;

– расходный КПД, учитывающий перетекание рабочего тела через радиальный зазор в область низкого давления на входе в насос;

– механический КПД, учитывающий потери энергии вследствие трения диска колеса, в подшипниках, в уплотнения и т.п.

Гидравлический и расходный КПД являются функциями коэффициента быстроходности и определяются по соответствующим зависимостям. Механический КПД оценивается по конструкции насоса. В данном расчете определены:

,

.

Величина принята равной 0,5. Таким образом полный КПД насоса:

Мощность потребляемая насосом:

.

Теоретический напор:

,

этот параметр характеризует кинематику потока на выходе из колеса, обеспечивающую получение требуемого напора.

Коэффициент напора на выходе из колеса . Указанный диапазон изменения относится к ТНА ЖРД. Выбираем:

Угол лопатки на выходе из колеса определяется из условия наибольшего КПД. На основе опытных данных принимаем [1]:

.

Число лопаток рабочего колеса приобретает особое влияние в малоразмерных насосах. Желательно иметь как можно большее количество лопаток, т.к. увеличение их числа позволяет более полно передавать энергию потоку. Однако большое количество лопаток приведет к недопустимому загромождению проточной части колеса, тем более, что при высокой частоте вращения, лопатки приходится утолщать для обеспечения требуемой прочности. По этой причине число лопаток

было выбрано как предельно возможное.

Коэффициент диаметра входа в колесо

выбирается из диапазона 5…8, меньшие значения соответствуют более высокому КПД насоса, большие – лучшим антикавитационным качествам [2]. Принимаем:

,

тогда диаметр входа в центробежное колесо равен:

.

Средний диаметр входной кромки лопатки, определяется по рекомендациям, изложенным в [2]:

.

окружная скорость лопаток на входе в колесо:

,

Коэффициент затраченной работы μ, учитывающий конечное число лопаток определяется графически по зависимости представленной в работе [3].

.

Коэффициент теоретического напора:

Окружная скорость на выходе из колеса:

.

Диаметр колеса:

.

Ширина лопаток на входе в насос:

.

Величина выбирается в пределах 0,4…0,5. Выбор верхнего предела соответствует лучшим антикавитационным качествам, но снижает КПД насоса. Поскольку запас антикавитационной устойчивости, в данном случае, достаточно велик, следует выбрать нижний предел.

Ширина лопатки на выходе из колеса:

,

с учетом вторичных течений и пограничного слоя, ширину лопатки на выходе из колеса следует увеличить, примем

.

Меридиональная скорость на входе в колесо:

,

закрутка на входе в колесо:

(закрутка отсутствует),

угол потока на входе в колесо:

,

угол установки лопаток на входе:

.

Коэффициент расхода при входе в колесо:

предельный (срывной) коэффициент кавитации:

предельный относительный избыточный напор при входе в колесо:

располагаемый относительный избыточный напор при входе в колесо:

.

Располагаемый напор значительно превышает предельный.

2.1 Исходные данные для расчета осевой, активной, парциальной турбины:

рабочее тело турбины – воздух;

полезная мощность турбины N_Т=10,66кВт;

полное давление перед турбиной p₀₀=0,9МПа;

полная температура перед турбиной T₀₀=1000К;

давление за турбиной p₂=25кПа;

частота вращения

2.2 Определение габаритных размеров и требуемого массового расхода турбины.

Степень понижения давления на турбине:

,

удельная адиабатная работа турбины:

,

адиабатная скорость:

,

приведенная адиабатная скорость:

.

Для обеспечения требуемых габаритных размеров примем средний диаметр турбины равным удвоенному диаметру центробежного колеса:

,

тогда окружная скорость лопаток турбины будет равна:

,

Согласно имеющемуся опыту создания турбин подобной размерности примем КПД

,

тогда удельная работа турбины

,

массовый расход воздуха:

.

Суммарное минимальное сечение соплового аппарата:

.

Коэффициент потерь в сопловом аппарате:

,

скорость на выходе из соплового аппарата:

,

критическая скорость звука в сопловом аппарате:

,

приведенная скорость на выходе из соплового аппарата:

,

геометрическая степень расширения соплового аппарата:

,

суммарная площадь сопел на выходе из соплового аппарата:

,

число конических сопел:

,

критический диаметр сопла:

,

высота соплового аппарата:

,

высота лопатки турбины:

,

диаметр диска турбины:

.

Основные технические характеристики ТНА приведены в таблице 1.

Таблица 1.

Перечень используемой литературы

1. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. М.: Машиностроение, 1986 – 376 с.

2. Краев М.В., Лукин В.А., Овсянников Б.В. Малорасходные насосы авиационных и космических систем. М.: Машиностроение, 1985. – 128 с.

3. Климовский К.К., Шестаков К.Н. Методика расчета центробежных и шнекоцентробежных насосов ракетных двигателей М.: Машиностроение, 1967. – 144 с.