Ответы на экз. вопросы 1 (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 5

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.

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 Н_ш.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 р_1срв^/u_п²,как правило, известна из кавитационного расчета шнекоцентробежного насоса. Из уравнения (9) можно найти ту закрутку с_2uп на периферийном диаметре шнека, при которой обеспечивается одновременность кавитационного срыва центробежного колеса и шнека. Эта закрутка определяет с_2uп определяет потребный напор шнека.

Так как закрутка с_2uп входит ив левую, и в правую части уравнения (9), то оно решается графически. Из графика определяем, что уравнению могут удовлетворять два значения с_2uп/u_п  большее или меньшее. Нас интересует меньшее значение с_2uп/u_п, 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^/D_ш.

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 №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 q_р для расчетного режима. Линии q_р>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 Н_т=Н_т∞.

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 R_zсила, действующая на колесо в осевом направлении( положительное направление R_z совпадает с направлением с_1z).

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 Н_стстатический 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 импеллерудерживает 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 агрегатакак 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 R_r можно воспользоваться эмпирическим соотношением:

где K_Rrкоэффициент радиальной силы, Ннапор насоса на рассматриваемом режиме; b_Дширина колеса с учетом ширины дисков.