Насосы (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 6
Описание файла
Файл "Насосы" внутри архива находится в папке "Шпаргалки и ответы к экзамену". Документ из архива "Шпаргалки и ответы к экзамену", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы теории и проектирования турбонасосных агрегатов" из 7 семестр, которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "к экзамену/зачёту", в предмете "основы теории и проектирования турбонасосных агрегатов" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "Насосы"
Текст 6 страницы из документа "Насосы"
Р
азгрузка ротора ТНА от осевой силы: в ТНА усилие, действующее на упорный подшипник, найдется векторным сложением осевых сил от насосов, турбины и импеллеров импеллерных уплотнений. Для разгрузки подшипника от осевой силы и для ее уменьшения подбирают определенным образом расположение по радиусу задних уплотнений центробежных колес насосов. Таким образом можно полностью разгрузить подшипник от осевой силы только на одном режиме работы турбонасосного агрегатакак правило, на расчетном режиме. Для того чтобы осуществить разгрузку на других режимах, близких к расчетному, в конструкции ТНА можно предусмотреть автоматическое проточное гидравлическое разгрузочное устройство.
Р
адиальная сила в насосе: в центробежном насосе со спиральным отводом давление и скорость по окружности выхода из колеса равномерны только вблизи расчетного режима. Для расходов, меньших расчетного, сечения спирального отвода оказываются перерасширенными. Поэтому поток тормозится и давление по длине спирального сборника возрастает. Это приводит к возникновению радиальной силы. Для расходов, превышающих расчетный, сечения отвода становится зауженным. Определить величину и направление радиальной силы можно на основании теоремы об изменении количества движения в радиальном направлении, если известны распределения давления и скорости по окружности выхода из колеса. Так как при проектировании насоса распределение этих параметров не известно, то для расчета радиальной силы Rr можно воспользоваться эмпирическим соотношением:
где KRrкоэффициент радиальной силы, Ннапор насоса на рассматриваемом режиме; bДширина колеса с учетом ширины дисков.
Р
адиальная сила в турбине: возникает при парциальном подводе газа. Радиальная сила Rr, действующая на колесо парциальной осевой турбины, будет равна:
где Nтмощность турбины.
С уменьшением степени парциальности радиальная сила Rr возрастает. Уменьшить радиальную силу Rr до нуля можно путем разделения одной дуги подвода газа на две симметрично расположенные дуги подвода, при этом КПД турбины упадет. В радиальной турбине радиальная сила может быть определена, если известно распределение давления по окружности входа в колесо. Определив величины радиальных сил, действующих на колеса насосов и турбины, ищем радиальные усилия на подшипниках.
Вопрос № 22.
Работа, передаваемая жидкости колесом насоса. Степень реактивности колеса. Влияние степени реактивности на работу колеса насоса.
О
тнеся мощность насоса к массовому секундному расходу, получим выражение для удельной работы лопаточной машины. Удельная работа это энергия, переданная колесу турбины единицей массы жидкости или переданная колесом насоса единице массы жидкости:
П
одставляя, выражение для момента Мu, действующего со стороны лопаток на жидкость, получим
Записанное в этом виде уравнение носит название уравнения Эйлера для лопаточных машин. Оно справедливо для всех типов лопаточных машин.
В
насосе или компрессоре энергия передается от колеса к жидкости, т.е. с2uu2>c1uu1; соответственно получим
где Нтудельный теоретический напор.
Удельная работа лопаточной машины будет тем больше, чем больше окружная составляющая скорости сu и окружная скорость u, входящие в первые члены уравнений (2) и (3). В случае насоса или компрессора необходимая величина с2u обеспечивается отклонением потока в рабочем колесе, т.е. углом лопаток колеса на выходе 2л: чем больше 2л, тем больше будет с2u. Большая величина окружной скорости u2 может быть получена при большой частоте вращения или при больших диаметрах колеса D2.
Удельная работа лопаточной машины на окружности колеса будет больше, если окружная составляющая скорости, которая входит во второй член уравнений (2) и (3), будет иметь йной знак, чем окружная составляющая скорости в первом члене этих уравнений.
Для насоса и компрессора это означает, что при закрутке потока на входе в сторону, обратную вращению, напор машины будет увеличиваться, а при закрутке потока в сторону вращенияснижаться.
Введем понятие о кинематической степени реактивности колеса лопаточной машины. Кинематическая степень реактивности колеса определяет тип лопаточной машины и позволяет оценить ее основные свойства.
Кинематическую степень реактивности колеса определим как отношение теоретически возможного изменения потенциальной энергии при Lсопр=0 к полному изменению энергии1 кг массы жидкости, проходящей через колесо.
Д
ля колеса насоса, работающего на несжимаемой жидкости, выражение для степени реактивности запишется так:
Разберем связь работы колеса лопаточной машины и степени реактивности.
Будем полагать, что для насоса и компрессора величина закрутки на входе с1u=0, т.е. что они имеют радиальный вход. Угол атаки всюду будем принимать равным нулю. Кроме того, будем полагать, что существует равенство меридиональных скоростей на входе и на выходе: с1т=с2т=ст.
В
ыражение для кинематической степени реактивности колеса при принятых допущениях можно представить в виде
С
учетом того, что с12=с2т2 выражение для степени реактивности примет вид:
Отношение сu/u=cu назовем относительной закруткой.
П
роанализируем формулу (5) в общем виде для любой машины.
С
ледовательно, для чисто активной лопаточной машины преобразование энергии идет только посредством изменения кинетической энергии рабочего тела. Относительные скорости на выходе из колеса и на входе в колесо равны между собой. Угол входа в колесо равен arctgcт/u, а угол выхода из колеса равен180 arctgcт/u. Профиль лопатки является симметричным.
Относительные скорости на выходе из колеса насоса и на входе в колесо турбины имеют угол наклона, равный углу наклона лопаток, =90. Угол на входе в насос и на выходе из турбины равен arctgcт/u. Профиль лопатки несимметричный.
П
ри прохождении через колесо поток не меняет своего направления и величины скорости Угол потока = arctgcт/u. Профиль лопатки имеет пластины.
Выводы:
1) Чем больше по абсолютной величине относительная закрутка, тем меньше степень реактивности;
2) меньшим степеням реактивности и большим относительным закруткам соответствуют большие величины работы и большие коэффициенты теоретического напора и окружной работы;
3) максимальная величина статического напора или изменения потенциальной энергии имеет место при к =0,5 и угле наклона лопаток 90 (для компрессорной машины на выходе).
4) кривизна профили лопаток увеличивается с уменьшением степени реактивности.
5) при отрицательных степенях реактивности (к<0) с увеличением угла до величин, больших (180 arctgcт/u), коэффициент теоретического напора (работы) лопаточной машины будет увеличиваться, но при этом в каналах рабочего колеса компрессора (насоса) давление будет падать, а в каналах турбины возрастать, что нежелательно;
6) при степенях реактивности больше единицы (к>1) лопаточные машины (при c1u=0 для насоса и c2u=0 для турбины) не могут выполнять те функции, для которых они предназначеныкомпрессор будет работать только на режиме турбины, т.е. совершать работу за счет энергии жидкости, а турбина будет работать на режиме компрессора, т.е. повышать энергию жидкости за счет внешней механической энергии.
Вопрос № 7.
Связь кавитационных качеств насоса с параметрами системы подачи.
Пути повышения антикавитационных качеств системы.
Наличие гравитационного и инерционного подпоров позволяет применять меньшее давление в баке. Для этого целесообразно размещать баки компонентов впереди насоса и, по возможности ближе к носу ракеты.
Необходимое для бессрывной работы насоса давление в баке в основном зависит от кавитационного совершенства насоса, которое определяет величинурсрв. Чем меньше рсрв, тем меньше будет рб. Поэтому при разработке ТНА ЖРД особенно важно получить малые значения рсрв.
Высокого антикавитационного совершенства насоса можно добиться путем правильного выбора конструктивных параметров шнека.
Изменение наружного диаметра шнека Dш при прочих равных условиях приводит к изменению скоростей с1z и uп, от величины которых зависят1срв ирсрв. Сложная зависимость 1срв и рсрв от с1z и uп приводит к тому, что при определенном (оптимальном) диаметре Dш достигаются наилучшие антикавитационные качества насоса.
У нас есть выражение
М
аксимум Ссрв достигается при минимуме комплекса рсрв/4/3Q2/3. После преобразования этого комплекса, можно убедиться в том, что он связан с двумя конструктивными коэффициентами: коэффициентом эквивалентного диаметра шнека
И коэффициентом диаметра втулки
Э
ти коэффициенты определяют коэффициент диаметра шнека
с
помощью которого при известных значениях Q и можно определить диаметр шнека:
К
оэффициенты КDэ и Кdвт определяются отношением скоростей:
С помощью полученных соотношений можно построить графики зависимости Ссрв от КDэ и Кdвт для шнекоцентробежных насосов с различными типами подводов. Из графиков видно, что с увеличением КDэ (увеличение Dш) до некоторого предела коэффициент Ссрв возрастает.
Можно также построить зависимость оптимальных значений (КDэ)opt и максимального значения кавитационного коэффициента быстроходности (Ссрв)max от Кdвт. Оптимальные значения КDэ=77,5, а (Ссрв)max достигает значений 40004500 при малых значениях Кdвт. Из графиков можно увидеть, что увеличение потерь в подводе( например, переход от осевого к кольцевому подводу) уменьшает значение Ссрв на 815%. С помощью графиков можно выбрать диаметр шнека Dш и оценить значение (Ссрв)max , так как при расчете значение Кdвт легко определяется: диаметр втулки dвт находится из предварительного расчета вала насоса на прочность ( на передаваемый крутящий момент), а Q и при расчете известны.