В вытеснительных системах для подачи топлива в камеру сгорания используется какой-либо аккумулятор давления. В качестве аккумулятора давления применяют баллон со сжатым воздухом или агрегат, вырабатывающий газ путем сжигания пороха или жидких компонентов.

Характерная особенность вытеснительной системы подачи заключается в том, что баки с компонентами находятся под большим давлением, превышающем давление в камере, поэтому баки приходиться делать толстостенными.

При насосной системе подачи внутри топливных баков поддерживается небольшое давление, необходимое для обеспечения бескавитационной работы насосов. Давление, необходимое для подачи топлива в камеру сгорания, создается насосами, приводимыми в движение от двигателя обычно от турбины. В дальнейшем агрегат, состоящий из насосов и двигателя, будем называть насосным агрегатом. Если в насосном агрегате в качестве двигателя используется турбина, то такой агрегат будем называть турбонасосным агрегатом, сокращенноТНА. Рабочим телом турбины является газ, полученный в газогенераторе двигателя при сгорании компонентов топлива или разложением какого-либо вещества.

Условия работы турбины будут существенно различаться в зависимости от того, подается ли газ после турбины в камеру сгорания или нет. Примем это за основной признак для классификации систем питания ЖРД с ТНА.

Схему системы питания с подачей газа после турбины в камеру сгорания будем называть схемой с предкамерной турбиной, а схему без подачи турбинного газа в камеру сгорания будем называть схемой. с автономной ( независимой ) турбиной.

В схеме с предкамерной турбиной давление на выходе из турбины ( противодавление ) велико, оно определяется давлением в камере сгорания ЖРД.

В схеме с автономной турбиной противодавление значительно меньше, так как газ после турбины выбрасывается в атмосферу, минуя камеру сгорания. ЖРД с автономной турбиной широко применяются в ракетной технике.

Вопрос №18

Потери в насосах. К.П.Д. насоса.

Потери в насосе бывают: гидравлические, дисковые и механические потери, потери на утечки в насосе. Оценим эти потери.

1. Гидравлические потери в сборнике и коническом диффузоре.

При расчетах потери в спиральном сборнике и в коническом диффузоре оцениваются суммарно с использованием статистических данных. Расчет потерь в элементах сборника и конического диффузора методами гидравлики является недостоверным, так как он не учитывает, например, имеющую место большую неравномерность поля скоростей в сборнике и коническом диффузоре. Особенно должны быть заметны потери при смешении струй, вытекающих из колеса, с потоком, движущимся по спиральному сборнику.

С
умма потерь в сборнике и коническом диффузоре выражается через кинетическую энергию потока на входе в сборник. Если отвод состоит из безлопаточного диффузора, сборника и конического диффузора, то потери в таком отводе выражаются через кинетическую энергию потока на выходе из колеса:

г
де _отв=0,180,22коэффициент потерь в отводе. При с_1uш=0, пренебрегая скоростью с_2т (незначительной по сравнению с с_2u) можно записать:

Т
акже в насосе имеются потери в подводе и колесе они соответственно равны:

П
отерями в подводе можно пренебречь, так как скорость с_вх существенно меньше скоростей u₁ и c_2u. Тогда

Напор, создаваемый насосом, равен разности теоретического напора и гидравлических потерь: Н= Н_тL_г= Н_тL_кL_отв.

Г
идравлический КПД насоса  это отношение действительного напора к теоретическому:_г =Н/Н_т=1L_г/H_т. Разделив уравнение (3) на (u₂²), получим

т
огда

где _к коэффициент потерь центробежного колеса. Его можно определить по формуле _к=0,15+0,18/(0,77h_ц),

где h_ц доля энергии, передаваемой жидкости колесом за счет циркуляционного обтекания лопаток потоком:

В

формуле (4) _отв коэффициент потерь в отводе, определяемый по формуле:

Основное влияние на _г оказывает D_1. Помимо этого на него также влияют q_р; _отв.

При обобщении опытных данных установлены зависимости для ориентировочной оценки гидравлического КПД центробежного насоса по D₁Для насосов с

D
₁< 0,55…0,65 гидравлический КПД берется равным _г =0,82…0,85. При 0,55…0,65< D₁<0,8 и z=12…18

Установка шнек, как показывают исследования, при D₁>0,5 приводит к уменьшению гидравлических потерь в центробежном колесе, т. е. повышает_г. Опытные данные показывают, что максимальный _гшнекоцентробежного насоса достигаются при оптимальной относительной закрутке потока шнеком на входе в колесо _opt =0,35…0,45.

Г
идравлический КПД шнекоценробежного насоса с D₁<0,5 при <_opt можно оценить с помощью выражения:

где (_г)_=0 гидравлический КПД насоса при с₁₄=0, определяемый по формуле (4).

Р
асходный КПД. В насосе имеют место потери энергии из-за утечек жидкости из полости высокого давления в полость низкого давления через щелевые, плавающие или лабиринтные уплотнения. Эти потери оцениваются расходным КПД.

где Q_урасход утечек; Q_ррасчетный расход через насос.

С
читая, что утечки в насосе происходят через два одинаковых уплотнения, напишем:

где

=1/(ℓ_у/2_у)+1,5  коэффициент расхода, обычно =0,4…0,5;

  коэффициент сопротивления, обычно =0,06…0,08.

D_у=D_o+(3…5)мм; _у=0,1…0,3ммдля плавающего уплотнения; ℓ_у=(100…200)_у.

_г.к=_г/_отвгидравлический КПД центробежного колеса.

г
идравлический КПД отвода.

О
кончательно формула (7) примет вид:

Р
асход утечек можно определить по формуле

Д
исковый КПД. На расчетном режиме дисковые потери насоса состоят только из потерь мощности на преодоление сил трения наружных поверхностей диска центробежного колеса о жидкость. Мощность дискового трения рассчитывается по формуле

г
де с_тр.д коэффициент трения при Re=R₂²/<210⁴

где Sсредний осевой зазор между диском и корпусом насоса.

При 210⁴<Re<10⁵ с_тр.д = 1,334/Re;

При Re>10⁵ с_тр.д = 0,037/⁵Re.

Д
исковый КПД насоса подсчитывается по формуле

где Н_т=Н/_г.

В
нутренний КПД насоса определяется произведением

где N_вн=(Q_р+Q_у)Н_т+N_тр.д.

Механический КПД. Механические потери включают в себя потери в подшипниках, контактных и импеллерных уплотнениях. Как правило, большая часть мощности механических потерь насоса затрачивается на привод импеллеров.

М
еханический КПД насоса определяется по формуле

При отсутствии импеллерных уплотнений _мех =0,99…0,995.

При их наличии _мех=0,95…0,97.

П
олный КПД насоса это произведение внутреннего _вн и механического _мех КПД:

где N_nпотребляемая мощность насоса, N_н=Q_pHполезная мощность насоса.

Все рассмотренные ранее КПД, кроме гидравлического, можно предварительно оценивать с помощью графиков, на которых представлены зависимости  от n_s, q_p и К_Do.

Вопрос № 25

Схема высокооборотного шнекоцентробежного насоса.

Требования к подводу насоса.

В настоящее время большинство насосных агрегатов выполнено с предвключенными шнеками для повышения антикавитационных качеств, что позволяет повысить угловую скорость вращения вала и уменьшить давление на входе в насос. Срывной кавитационный коэффициент быстроходности центробежного колеса с_срв равен 800…2200. Для шнекоцентробежного насоса с_срв достигает значений 4500…5000 и более.

Основные геометрические параметры шнека: D_шнаружный диаметр; D_срсредний диаметр; d_втдиаметр вала; Sшаг спирали шнека, S=D_срtg_лшср; ℓ_{ос.ш.ср.}осевая длина шнека; z_шчисло лопаток; b_лсрдлина лопатки вдоль винтовой линии при S=соnst, b_лср=ℓ_ос.ш.ср/sin_л.ш.ср., t_ср шаг лопаточной решетки, t_ср=D_ср/z_ш; _ср= b_лср/t_сргустота решетки; d_вт=d_вт/D_швтулочное отношение.

Основные геометрические параметры центробежного колеса: D₁средний диаметр входных кромок лопаток; D_одиаметр входа в колесо; D₂диаметр колеса на выходе; b₁ и b₂, _1л и _2л, t₁ и t₂ширина колеса, углы установки лопаток, шаг решетки лопаток на входе и выходе соответственно.

Цель расчета насосадля заданных исходных данных(производительности, напора) определить угловую скорость вращения вала насоса , геометрические размеры и форму основных элементов(подвода, шнека, центробежного колеса, отвода), парметры потока, потери энергии, потребляемую мощность, КПД и энергетические характеристики насоса.

П
одвод насоса зависит от расположения самого насоса. Для консольно расположенного насоса целесообразно иметь прямой конический или коленообразный патрубок, для неконсольных насосов применяются кольцевой или полуспиральный подводы. Подвод обычно выполняется с конфузорным участком, в котором происходит повышение скорости на 15…20% для выравнивания полей скоростей перед шнеком. Рекомендуемая скорость на входе с₁=5…10м/с. К примеру, возьмем один из вариантов кольцевого подвода. Входной диаметр подвода D_вх, исходя из условия повышения скорости в подводе на 15…20% определяем по формуле

где D=(1,02…1,05)D_ш, а d=(1,05…1,1)d_вт.

На начальном участке скорость увеличивается на 2…4%. Для равномерного подвода жидкости к шнеку и исключения закрутки потока в подводе выполнены ребраразделительное и направляющее.

Вопрос № 40

Подобие насосов. Энергетические характеристики насосов.

Влияние параметров насоса на теоретическую характеристику.

Определяющими критериями подобия являются критерии, в которые входят геометрические характеристики системы, физические постоянные, параметры граничных и начальных условий. Другими словами, определяющие критерии состоят из параметров, значения которых можно подбирать при экспериментах.

Для насосов могут быть получены различные системы критериев в зависимости от рассматриваемого явления. Остановимся на критериях, которые характеризуют энергетическую эффективность насоса на установившихся режимах при отсутствии кавитации в проточной части насоса или при отсутствии ее влияния на параметры насоса. Для геометрически подобных насосов такими критериями являются следующие критерии:

1. Критерий Эйлера Eu=Н=Н/u₂².

2. Мощностной критерий N=N_вн/³D₂⁵ или кпд насоса_вн.

3. Расходный критерий Q=Q/D₂³.

4. Критерий Рейнольдса Re=D₂²/4.

Определяющими критериями являются Q, Re, а неопределяющими  Н, N, _вн.

Определяющий критерий Q для геометрически подобных насосов является критерием кинематического подобия. Критерий Re характеризует соотношение сил инерции в жидкости и сил вязкости. Опыт показывает, что с некоторого значения Re начинается область автомодельности, т. е. дальнейшее увеличение Re не влияет на Н и N.

Д
ля геометрически подобных насосов, критерием подобия также является и коэффициент быстроходности n_s. Для установившихся процессов можно записать, что