ОТР-ТЫ (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 4

Для того, чтобы иметь представление о возможных режимах в системе, имеющей последовательное или параллельное соединение насосов, необходимо рассматривать поведение характеристик H=f(Q) при их совместно работе. При существенно различных характеристиках насосов может получиться, что соединение насосов не даст увеличение напора или расхода. Из сказанного следует, что решения вопроса о совместной работе двух или более насосов, имеющих различные диапазоны напоров и расходов, необходимо внимательно рассмотреть их совместную характеристику и определить оптимальные режимы работы системы.

Регулирование насоса осуществляется дросселированием напорной магистрали. Пусть расход на новом режиме будет равен Q₂. Потребный напор Н_с2, который должен обеспечить насос, в этом случае будет определяться потребным напором системы при расходе Q₂ и добавочным сопротивлением дросселя L_др: Н_с2=Н_с2^'+L_др.

Новая характеристика системы, с учетом сопротивления дросселя, пройдет круче, и новый установившийся режим будет иметь место при меньшем значении расхода.

Введение сопротивления дросселя потребует большего напора насоса для заданного меньшего расхода и, тем самым большей мощности. Насос работает с меньшим коэффициентом полезного действия. Способ широко применяется при настройке двигателя, дроссельный кран также используется в системах регулирования для поддержания в камере сгорания заданных величин давления и соотношения компонентов.

Возможен и другой способ перевода системы на новый расход, который заключается в том, что часть жидкости, прошедшей через насос, перезапускается обратно в насос и не попадает в систему. И в этом случае затрачивается лишняя мощность, т. к. расход через насос возрастает и рабочая точка смещается в область меньших КПД.

Под регулированием турбины понимают воздействие на ее характеристику с целью изменения частоты вращения и мощности. Возможны несколько способов: 1) Сопловое регулирование предусматривает изменение количества рабочего тела, проходящего через турбину, путем изменения степени парциальности. Конструктивно сложен. 2) Регулирование турбины изменением параметров газа на входе; регулирование расхода газа через турбину при постоянной температуре, осуществляется с помощью дросселей, подводящих компоненты топлива к газогенератору; регулирование изменением температуры путем изменения соотношения компонента топлива с недостатком которого работает газогенератор. Расход изменяется дросселем. Изменение температуры ведет к изменению адиабатной работы изменяется частота вращения турбины.

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 № 44.

Насосы для жидкого водорода.

Особенности конструкции и расчета.

Малая плотность водорода и заметная зависимость ее от давления и температуры обуславливают особенности расчета водородных насосов. При давлениях на выходе из насоса 23 МПа потребные напоры насоса составляют (300400)10³ дж/кг. Поэтому водородные насосы для ЖРД, как правило, приходиться делать центробежными, многоступенчатыми. Для упрощения конструкции первые ступени выполняют с односторонним входом. При больших тягах увеличивается объемный расход, поэтому может оказаться применение осевых многоступенчатых насосов, из-за меньших размеров.

Для уменьшения числа ступеней водородного насоса частота вращения вала насоса должна быть возможно большей. Повышение частоты вращения лимитируется прочностью колеса. Для уменьшения давления в баке или для уменьшения величины потребного напора бустерного насоса( если он предусмотрен) первая ступень должна выполняться со шнеком.

Исходные данные и цель расчета водородного насоса те же, что и у насосов, работающих на обычных компонентах топлива, но при расчете водородного насоса появляется необходимость в определении температуры и плотности водорода на выходе из насоса, т. к. водород является жидкостью с заметной сжимаемостью.

Расчет на кавитацию ведется без учета положительного влияния термодинамических свойств водорода на антикавитационные качества насоса.

Особенность расчета водородного насоса состоит в чете сжимаемости водорода при определении напора насоса, необходимого для обеспечения заданного давления на выходе из насоса.

Напор водородного насоса (при с_вх=с_вых) как насоса, работающего сжимаемом рабочем теле, определяется по формуле:

Н

о так как увеличение удельного объема водорода в связи с подводом потерь тепла компенсируется уменьшением объема вследствие его сжимаемости, можно применить формулу, для определения напора несжимаемой жидкости:

где _ср=(_вых+_вх)/2средняя массовая плотность.

КПД и мощность такого насоса соответственно равны: _н=_ступ,

N_н=GH/_н

М
ощность насоса определяет повышение энтальпии жидкости в насосе:

В
итоге расчета следует проверить, обеспечит ли насос заданное давление и какие температуру и плотность имеет водород на выходе из насоса. Для этого надо посчитать повышение энтальпии водорода в ступени:

Далее для расчета используем i-s диаграмму процесса в водородном насосе.

Аналогичным образом определяются параметры водорода на выходе из последующих ступеней.

Вопрос №11.

Совместная работа шнека с центробежным колесом.

Согласование параметров шнека и центробежного колеса.

Исследования показывают, что антикавитационные качества шнекоцентробежного насоса будут определяться шнеком, если на режиме кавитационного срыва шнека создаваемый им напор достаточен для бессрывной работы центробежного колеса. Другими словами, шнекоцентробежный насос надо проектировать так, чтобы кавитационный срыв шнека происходил нескольно раньше, чем срыв центробежного колеса, или одновременно с ним.

Условие одновременного срыва записывается как равенство полного давления на выходе из шнека на срывном режиме полному давлению срыва центробежного колеса для наиболее опасных в кавитационном отношении сечений шнека и колеса. Такими сечениями для шнека и колеса являются сечения с наибольшей скоростью натекания потока, т.е. наружный диаметр шнека и периферийный диаметр входных кромок лопаток колеса.

П
римем, что струйка, покидающая шнек на диаметре D_ш, поступает в колесо на диаметр D₁^. Тогда условие одновременности срыва получим из равенства полных энергий единиц массы жидкости на выходе из шнека и на входе в колесо:

где Н_ш.пнапор периферийной решетки шнека: р_п1 и р_п1ц  соответственно давления паров жидкости на входе в шнек и на входе в центробежное колесо.

В общем случае давления р_п1 и р_п1ц не равны, так как температура на входе в центробежное колесо выше, чем на входе в шнекиз-за подогрева жидкости утечками, поступающими на вход в колесо, и подогрева вследствие потерь в шнеке.

П
ри работе насоса на рсчетном режиме различием давлений упругости паров можно пренебречь. В этом случае уравнение (1) запишется так:

Р
азделим уравнение (2) на u_п²:

_1ц и с_1цскорости периферийном диаметре D₁^ входных кромок центробежного колеса; _срв.цкоэффициент кавитации центробежного колеса на срывном режиме.

У
равнение (3) является уравнением совместной работы шнека и центробежного колеса. Преобразуем уравнение (3). Из треугольника скоростей на входе в центробежное колесо можно записать:

П
ри допущении, что потери в пространстве между шнеком и колесом отсутствуют, течение будет подчиняться закону с_ur=const; тогда

где с_2uпзакрутка потока на выходе из шнека на периферии.

П
ринимая, что осевая скорость на выходе из шнека с_2z (c_2z=c_1z) и меридиональная скорость на входе в центробежное колесо с_1тц неизменны по радиусу, получим

К
оэффициент кавитации центробежного колеса можно записать в виде:

где толщина входной кромки лопатки центробежного колеса; ₀толщина лопатки на расстоянии 25 мм от входной кромки.