Ответы на экз. вопросы 1 (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 6

Р
адиальная сила в турбине: возникает при парциальном подводе газа. Радиальная сила R_r, действующая на колесо парциальной осевой турбины, будет равна:

где N_тмощность турбины.

С уменьшением степени парциальности  радиальная сила R_r возрастает. Уменьшить радиальную силу R_r 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 № 16.

Виды систем подачи. Схемы систем питания с ТНА.

В зависимости от устройства системы питания двигателя, подача компонентов топлива в камеру сгорания ЖРД может осуществляться вытеснением из бака газом высокого давления или с помощью насосов. В соответствие с этим системы подачи компонентов топлива ЖРД делятся на две группы:

1) вытеснительные системы;

2) насосные системы.

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 № 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 М_u, 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. с_2uu₂>c_1uu₁; соответственно получим

где Н_тудельный теоретический напор.

Удельная работа лопаточной машины будет тем больше, чем больше окружная составляющая скорости с_u и окружная скорость u, входящие в первые члены уравнений (2) и (3). В случае насоса или компрессора необходимая величина с_2u обеспечивается отклонением потока в рабочем колесе, т.е. углом лопаток колеса на выходе _2л: чем больше _2л, тем больше будет с_2u. 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 вращенияснижаться.

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 L_сопр=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 с_1u=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: с_1т=с_2т=с_т.

В
ыражение для кинематической степени реактивности колеса при принятых допущениях можно представить в виде

С

учетом того, что с₁²=с_2т² выражение для степени реактивности примет вид:

Отношение с_u/u=c_u 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 arctgc_т/u, а угол выхода из колеса равен180 arctgc_т/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 arctgc_т/u. Профиль лопатки несимметричный.

П
ри прохождении через колесо поток не меняет своего направления и величины скорости Угол потока = arctgc_т/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 arctgc_т/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 c_1u=0 для насоса и c_2u=0 для турбины) не могут выполнять те функции, для которых они предназначеныкомпрессор 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 величинур_срв^. Чем меньше р_срв^, тем меньше будет р_б. Поэтому при разработке ТНА ЖРД особенно важно получить малые значения р_срв^.

Высокого антикавитационного совершенства насоса можно добиться путем правильного выбора конструктивных параметров шнека.

Изменение наружного диаметра шнека D_ш при прочих равных условиях приводит к изменению скоростей с_1z и u_п, от величины которых зависят_1срв ир_срв^. Сложная зависимость _1срв и р_срв^ от с_1z и u_п приводит к тому, что при определенном (оптимальном) диаметре D_ш достигаются наилучшие антикавитационные качества насоса.

У нас есть выражение

М

аксимум С_срв достигается при минимуме комплекса р_срв^/^4/3Q^2/3. 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 К_Dэ и К_dвт определяются отношением скоростей:

С помощью полученных соотношений можно построить графики зависимости С_срв от К_Dэ и К_dвт для шнекоцентробежных насосов с различными типами подводов. Из графиков видно, что с увеличением К_Dэ (увеличение D_ш) до некоторого предела коэффициент С_срв возрастает.

Можно также построить зависимость оптимальных значений (К_Dэ)_opt и максимального значения кавитационного коэффициента быстроходности (С_срв)_max от К_dвт. Оптимальные значения К_Dэ=77,5, а (С_срв)_max достигает значений 40004500 при малых значениях К_dвт. Из графиков можно увидеть, что увеличение потерь в подводе( например, переход от осевого к кольцевому подводу) уменьшает значение С_срв на 815%. С помощью графиков можно выбрать диаметр шнека D_ш и оценить значение (С_срв)_max , так как при расчете значение К_dвт легко определяется: диаметр втулки d_вт находится из предварительного расчета вала насоса на прочность ( на передаваемый крутящий момент), а Q и  при расчете известны.