Из графика следует, что шнек для совместной работы с колесом должен проектироваться с малыми значениями отношения с_2uп/u_п, не превышающими 0,20,3.Требуется, чтобы шнек в основном повышал статическое давление на входе в центробежное колесо.

В случае шнека постоянного шага s=s₁=s₂; при этом уменьшиться угол атаки, что благоприятно скажется на антикавитационных качествах шнека и всего шнекоцентробежного насоса. Таким образом, при проектировании центробежного колеса надо стремиться обеспечить его высокие антикавитационные качества.

Для шнека постоянного шага s = const, и шаг на входе равен шагу на выходе, уго атаки на наружном диаметре найдется как разность углов:

г

де _1пугол потока на входе на периферии шнека:

Угол атаки i_п не должен превышать35. Большая его величина приводит к значительному ухудшению антикавитационных качеств шнекоцентробежного насоса. Если угол атаки i_п окажется меньше 35, то можно остановиться на шнеке постоянного шага: s=s₁=s₂. Если же i_п будет больше 35, то следует принять угол атаки равным 23 и применить шнек переменного шага с s₁<s₂.

Напомним, что напор шнека постоянного шага создается благодаря наличию угла атаки: поток в решетке шнека поворачивается на угол, равный углу атаки. При нулевом угле атаки шнек постоянного шага не будет создавать напора. В шнеке переменного шага напор создается как благодаря наличию угла атаки, так и из-за изогнутости профиля. В принципе, при нулевом угле атаки шнек переменного шага будет создавать напор.

Для повышения КПД насоса может оказаться целесообразным применение шнека переменного шага для создания определенной закрутки на входе в центробежное колесо( особенно для колес с D₁/D₂>0,5).Этой закрутке, как правило, будет соответствовать больший напор, чем это необходимо для получения высоких антикавитационных качеств насоса. Поэтому антикавитационные качества насоса с таким шнеком могут быть несколько хуже.

Вопрос №15

Уплотнения в ТНА. Их назначение.

Различные узлы уплотнений (У.) в ТНА выполняют различные функции:

1. Разделение полостей компонентов, чтобы предотвратить их смешение (попадание газообразных продуктов из полости турбины в полость насосов и наоборот, разделить компоненты смешение которых недопустимо, например, самовоспламеняющиеся или криогенный и высококипящий);

2. Предотвращение утечки наружу. Особенно это важно для самовоспламеняющихся компонентов. (Различают концевые уплотнения – в местах выхода вала из корпуса и уплотнения разъемных соединений корпуса);

3. Уменьшения утечек компонентов из полостей высокого давления в полости низкого давления. (Для повышение объёмного к.п.д. насосов, турбин или ступеней в многоступенчатых агрегатах).

Уплотнения бывают многообразных видов:

- уплотнения на разъемных элементах корпусов (статора), - уплотнения ротора, т.е. рабочих колес: бандажи, на шнеках, импеллерные уплотнения и.т.д.:

По времени функционирования У. разделяют на стояночные, рабочие.

По принципу действия уплотнения делятся на бесконтактные, контактные и комбинированные. К контактным относятся: сальниковые (набивочные), торцевые, уплотнения с плавающими кольцами, манжетные и т.д. К бесконтактным: щелевые, лабиринтные, импеллерные (гидродинамические) и т.д.

Основными параметрами характеризующими применимость уплотнений являются: - рабочий перепад давления, время работы, относительная скорость перемещения детали, величина утечки через уплотнение, характеристики сред, и т.д.

В
насосе имеют место потери энергии, связанные с утечками жидкости из полости высокого давления в полость низкого давления через щелевые, плавающие или лабиринтные уплотнения. Например, расход утечек через переднее уплотнение колеса определится формулой:

г
де   коэффициент расхода. Для щелевого и плавающего уплотнений  определяется по формуле:

где коэффициент сопротивления =0,060,08.

Утечка жидкости из полости высокого давления на вход насоса увеличивает значение объемного расхода, фактически протекающего через рабочие колеса, по сравнению с полезным расходом, ухудшают тем самым антикавитационные свойства насоса. Такое влияние утечек реализуется тогда, когда в месте смешения потока утечек с основным потоком их скорости равны по величине и совпадают по направлению. В высокооборотных шнекоцентробежных насосах бандаж на шнеке ставится:

1. для улучшения энергетических характеристик шнека путем уменьшения вторичных потерь из-за перетекания жидкости с рабочей стороны лопаток на нерабочую.

2. для увеличения прочности шнека.

С другой стороны, при наличии бандажа сильно закрученные утечки из центробежного колеса, направленные против или поперек основного потока жидкости, за счет увеличения расхода жидкости через шнек и эжектирующего эффекта должны увеличивать потребное давление жидкости на входе в шнек, т. е. ухудшать антикавитационные свойства насоса.

Кроме того, утечки, закручивая периферийную часть всасываемого потока, увеличивают неравномерность поля скоростей на входе, вследствие чего ухудшаются антикавитационные свойства шнека и всего насоса.

Самым неблагоприятным случаем является тот, когда утечки со стороны ведомого диска центробежного колеса вводятся навстречу основному потоку.

При направлении потока утечек на входе в шнек поперек основного потока потери энергии потока при смешении и соответствующее увеличение срывного кавитационного запаса можно определить по формуле:

О

тсюда коэффициент потерь

Таким образом, для получения наилучших антикавитационных свойств можно рекомендовать проектировать насосы без бандажей на предвключенных шнеках, при этом радиальный зазор между корпусом насоса и шнеком следует выдерживать в пределах _y=(0,0050,01)D_ш. В тех случаях, когда бандаж необходим для увеличения прочности и жесткости конструкции, целесообразно перед шнеком устанавливать неподвижный конус, поворачивающий утечки в направлении основного потока.

В высокооборотных насосах широко используются гидродинамические уплотнения вала  импеллерные уплотнения(открытые и закрытые с “козырьком”). Импеллерное уплотнение служит для предотвращения попадания жидкости из полости высокого давления (р_2имп) в газовую полость низкого давления (р_1имп).

Лопатки импеллера приводят жидкость в зазоре _z во вращение с постоянной угловой скоростью _ж=.

При этом окружная скорость жидкости

c_u=r.

И
нтегрируя выражение: с_u²/r=(1/)(dp/dr), получим

где р_пер давление жидкости на периферии импеллера.

П
ри большом осевом зазоре со стороны гладкого диска импеллера(/r_2имп0,5) давление р_пер можно полагать равным уплотняемому давлению р_2имп. При малом осевом зазоре (0,2/r_2имп) можно полагать, что жидкость со стороны гладкого диска вращается с угловой скоростью, равной половине угловой скорости колеса (при отсутствии расходного течения). Тогда на основании формулы:_ж=/2 можно записать, что

П
олагая в формуле (1) r = r_ж, найдем выражение для перепада давлений на уплотнении соответственно при большом и малом зазоре со стороны гладкого диска:

Формулу (3) можно использовать при наличии расходного течения в зазоре со стороны гладкого диска, направленного от центра, так как при этом изменение давления по радиусу невелико.

Максимальный перепад давлений, удерживаемый уплотнением определится с помощью формул (3) и (4) при r_ж=r_1имп (для большого и малого зазора соответственно)

Для определения мощности, потребляемой импеллером, рассмотрим импеллер полностью залитой жидкостью(r_ж=0).

Момент трения на импеллере должен быть по абсолютной величине равен моменту трения на неподвижной стенке, ограничивающей полость импеллера. Момент трения на неподвижной стенке зависит от распределения скоростей в потоке жидкости. Полагаем, что момент трения на поверхности 1-2-3-4-5-6 обусловлен распределением скоростей движения жидкости, вызванного лопатками импеллера, а момент трения на поверхности 6-7-8-1- гладкой поверхностью импеллера. Рассмотрим момент трения, обусловленный действием лопаток.

Э
лементарный момент трения на торцовой стенке 2-3-4-5 можно записать в следующем виде:

где с_тркоэффициент трения.

Подставим в (5) значение с_u и проинтегрируем уравнение (5) в пределах от r=0 до r=r_2имп.

В
результате получим момент трения на поверхности 3-4:

Д
ля интегрирования уравнения (5) в пределах от r=r_2имп до r=r_2имп+_r( поверхность 2-3, 4-5), а также для определения момента трения на поверхности 1-2 (5-6) полагаем, что в радиальном зазоре _r скорости жидкости изменяются по закону свободного вихря. Отсюда для поверхностей 1-2-3(4-5-6) получим следующий результат:

С
кладывая выражения (6) и (7) и переходя к мощности, окончательно получим при полностью заполненном импеллере мощность (Вт), обусловленную действием лопаток:

где k₁ включает в себя с_тр и постоянные величины.

М
ощность трения гладкого диска импеллера (Вт) описывается формулой по структуре, аналогичной формуле (8):

Коэффициент k₂ зависит от числа Рейнольдса расхода жидкости у гладкого диска. Опытные данные показывают, что можно принять k₂=0,00113.

С
помощью формул (8) и (9) можно записать следующее выражение для мощности , потребляемой полностью залитым импеллером:

Примечание: лопаточная мощность импеллера с “козырьком” при r_ж=0 будет в (1+(10(_r+r+_z)/D_2имп)) раз меньше, чем открытого импеллера.

Вопрос № 16.

Виды систем подачи. Схемы систем питания с ТНА.

В зависимости от устройства системы питания двигателя, подача компонентов топлива в камеру сгорания ЖРД может осуществляться вытеснением из бака газом высокого давления или с помощью насосов. В соответствие с этим системы подачи компонентов топлива ЖРД делятся на две группы:

1) вытеснительные системы;

2) насосные системы.