ОТР-ТЫ (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 5
Описание файла
Файл "ОТР-ТЫ" 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 "ОТР-ТЫ"
Текст 5 страницы из документа "ОТР-ТЫ"
Формула (7) получена для случая отсутствия закрутки на входе в центробежное колесо, но опытные данные позволяют заключить, что она может быть использована и при наличии закрутки.
Напор шнека Нш.п можно выразить следующим образом:
г
де г.ш.п гидравлический КПД периферийной решетки шнека.
П
одставив выражения (4), (5) и (6) в уравнение (3), получим
г
де срв.ц после подстановки выражений (5) и (6) в (7) можно представить следующей формулой:
В уравнении (9) величина р1срв/uп2,как правило, известна из кавитационного расчета шнекоцентробежного насоса. Из уравнения (9) можно найти ту закрутку с2uп на периферийном диаметре шнека, при которой обеспечивается одновременность кавитационного срыва центробежного колеса и шнека. Эта закрутка определяет с2uп определяет потребный напор шнека.
Так как закрутка с2uп входит ив левую, и в правую части уравнения (9), то оно решается графически. Из графика определяем, что уравнению могут удовлетворять два значения с2uп/uп большее или меньшее. Нас интересует меньшее значение с2uп/uп, так как ему соответствует меньший напор шнека.
П
о относительной закрутке можно определить угол лопатки шнека на периферии:
Ш
аг шнека на выходе определится по формуле:
На потребный напор шнека и величину шага s2 влияют соотношение площадей выхода из шнека и входа на лопатки колеса () и соотношение диаметров шнека и входа на лопатки центробежного колеса D1/Dш.
Из графика следует, что шнек для совместной работы с колесом должен проектироваться с малыми значениями отношения с2uп/uп, не превышающими 0,20,3.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 ат††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††††ли угол атаки iп окажется меньше 35, то можно остановиться на шнеке постоянного шага: s=s1=s2. Если же iп будет больше 35, то следует принять угол атаки равным 23 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 №9.
Осевые насосы.
Осевые насосы, как правило, обладают малым напором в одной ступени. Но способны перекачивать большие расходы. В основном они применяются в качестве преднасосов. В отдельных случаях осевой насос может быть использован и в качестве самостоятельного подкачивающего насоса, устанавливаемого непосредственно в баке или вблизи бака. Он имеет автономный привод и называется бустерным насосом.
При использовании водорода в качестве горючего требуется перекачивать большие объемные расходы даже при сравнительно малых массовых расходах. Для этой цели могут быть использованы многоступенчатые осевые насосы.
В общем случае устройство насоса состоит из подвода и направляющего аппарата. Подвод входной патрубок, конструктивно выполняемый аналогично подводам центробежного насоса. Направляющий аппарат представляет собой лопаточную решетку, обеспечивающую заданное направление скорости на входе в рабочее колесо. Направляющий аппарат на входе может и отсутствовать.
Осевой насос для повышения антикавитационных качеств также может иметь ступень с высокими антикавитационными качествами, в частности, шнек. В этом случае шнековое колесо будет колесом первой ступени осевого насоса.
В случае многоступенчатого насоса роль направляющего аппарата на входе в рабочее колесо играет выходной спрямляющий аппарат предыдущей ступени.
Рабочее колесо представляет собой решетку лопаток, укрепленную на вращающемся валу. В рабочем колесе к жидкости подводится энергия. На выходе из рабочего колеса ставится лопастная решетка, в которой скоростная энергия частично преобразуется в давление.
Осевой насос может не иметь специального отвода. После спрямления потока в лопаточной диффузорной решетке поток из корпуса насоса может переходить непосредственно в трубопровод или в следующую ступень.
В отдельных случаях, если поток имеет большую скорость(большую скорость), которую трудно преобразовать в энергию давления в осевой лопаточной решетке с малыми потерями, могут быть использованы отводящие устройства в виде спирального сборника и конического диффузора, как у шнекоцентробежного насоса.
Можно построить изменение характеристики насосов с различными расходными параметрами qр для расчетного режима. Линии qр>0,4 пойдут круче, что характерно для осевых насосов. Для этих насосов характерно резкое увеличение напора при уменьшении расхода по сравнению с расчетным и резкое падение напора при увеличении расхода.
Перегиб кривой напора в левой части характеристики характерен для осевых насосов и компрессоров и объясняется возникновением на этих режимах вихревых зон.
Мощность осевых насосов резко возрастает при уменьшении расхода. Это связано с появлением отрывных вихревых зон и затратой мощности на “гидравлическое торможение”.
Зная напорную характеристику шнекового осевого насоса, можно оценить параметры шнекового насоса в случае его применения в качестве самостоятельного бустерного насоса.
При совместной работе шнека с центробежным колесом(шнекоцентробежный насос) центробежное колесо влияет на работу стоящей перед ним ступени, поэтому характеристики изолированного шнекового насоса будут отличаться от характеристик шнека при его совместной работе с центробежным колесом. Шнековые насосы, применяемые в ЖРД, имеют большую густоту решетки. Поэтому влиянием конечного числа лопаток можно пренебречь, т.е. можно принять Нт=Нт∞.
Вопрос №51.
Осевые и радиальные силы в ТНА.
Осевые и радиальные силы, действующие на рабочие колеса насосов и турбины и импеллерные уплотнения передаются через вал на подшипники ТНА и нагружают их. Подбор подшипников производится с учетом действующих сил, поэтому при проектировании ТНА величины осевых и радиальных сил должны быть известны.
О
севая сила в насосе: для ее определения надо знать распределение давления р по контрольной поверхности. В общем случае в проекции на ось z получим:
где Rzсила, действующая на колесо в осевом направлении( положительное направление Rz совпадает с направлением с1z).
Зная распределение давления по элементам контрольной поверхности, можно перейти к определению осевой силы в насосе, интеграл в уравнении (1) представить через составляющие осевой силы в виде:
М
ожно получить общую формулу для интегралов I1 и I2:
где Нстстатический напор колеса;
О
севая сила в турбине: для ее подсчета по формуле (1) надо знать распределение давления по поверхностям. Зная эти распределения, формула (1) примет вид:
В реактивной турбине р1>р2, поэтому на колесе возникает значительная осевая сила, действующая по направлению потока газа. В активной турбине давления р1 и р2 почти одинаковы и осевая сила практически близка к нулю. Последнее обстоятельство часто является решающим для выбора активной турбины в качестве предкамерной турбины ЖРД, так как в реактивных предкамерных турбинах эти силы могут быть велики. Отметим, что в парциальной активной турбине р1<р2 и осевая сила будет возникать со стороны выхода.
Осевая сила в импеллерном уплотнении: В конструкции ТНА часто используют импеллерные уплотнения вала. В связи с тем, что колесо импеллерного уплотнения импеллерудерживает определенный перепад давлений, на нем возникает осевая сила. Определим эту силу. Так как через импеллерное уплотнение не расходного течения ж
идкости, то выражение для осевой силы (1) перепишется в виде
Зная все давления действующие на импеллер, получим выражение для осевой силы:
Д
ля полностью заполненного жидкостью импеллера:
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.