Ответы на экз. вопросы 1 (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 7

Для повышения антикавитационных качеств насоса диаметр втулки следует выбирать минимальным, обеспечивая лишь необходимую прочность вала или конструктивную целесообразность. При высоких требованиях к антикавитационным качествам насоса следует выбирать диаметр шнека близким к оптимальному. Если при этом получаются большие значения К_Dш, приводящие к значительному уменьшению КПД насоса, то следует перейти от схемы насоса с одинаковыми диаметрами шнека и входа в колесо( D_ш=D₀ ) к схеме с диаметром шнека, большим, чем диаметр входа в колесо (D_ш>D₀). Это позволит при высоких аетикавитационных качествах насоса получить и высокий КПД.

Для повышения напорности шнека иногда бывает необходимо увеличить диаметр втулки на выходе ( увеличение D_р); тогда целесообразно применить в шнеке коническую втулку.

Вопрос №29.

Вход потока в колесо центробежного насоса. Определение оптимальных размеров входа. Основные геометрические и кинематические соотношения.

П
оток, выйдя из колеса шнека, поступает в центробежное колесо. Пренебрегая потерями, можно принять, что течение в пространстве между шнеком и лопатками центробежного колеса определяется по закону с_ur=const. При этом допущении и предположении, что струйки текут не перемешиваясь, по известной окружной составляющей абсолютной скорости выхода из преднасоса можно найти окружную составляющую абсолютной скорости на входе в центробежное колесо:

Меридиональная составляющая абсолютной скорости остается неизменной или уменьшается.

У
гол потока найдется из соотношения:

Угол лопаток найдется по углу потока и углу атаки. Угол атаки задается в пределах 515. Величина угла атаки в этом диапазоне слабо влияет на параметры насоса.

Углы _1л целесообразно иметь в пределах 1530. С увеличением _1л будет сказываться загромождение сечения входными кромками лопаток и уменьшается диффузорность межлопаточного канала.

Вопрос № 31.

Выход потока из центробежного колеса.

Определение геометрических параметров.

У
гол лопаток _2л непосредственно влияет на величину коэффициента напора насоса:

где k_zкоэффициент влияния конечного числа лопаток

_ггидравлический КПД насоса.

Однако на коэффициент напора влияет также отношение скоростей с_2т/u₂. При этом, как видно из формулы (1), варьирование отношением с_2т/u₂ и углом _2л не будет сказываться на Н_т, если произведение (с_2т/u₂)ctg_2л, называемое расходным параметром (q), будет оставаться постоянным. Поэтому выбор _2л должен быть связан со значениями отношения с_2т/u₂.

Для того чтобы найти абсолютную скорость жидкости в любой точке межлопаточного канала на некотором расстоянии от входа на лопатки, надо произвести векторное сложение относительной скорости жидкости в канале  и переносной скорости u. Относительная скорость  на любом радиусе внутри межлопаточного канала найдется по направлению, которое определяется в первом приближении направлением средней линии лопатки (угол _л), и по величине меридиональной составляющей скорости с_тл. Предположение относительно того, что направление касательной к средней линии профиля параллельно относительной скорости, строго говоря, справедливо лишь для решетки, состоящей из бесконечно большого числа бесконечно тонких профилей. При необходимости векторы скоростей, соответствующие этой расчетной схеме, будем отмечать знаком  (z = ).

Для нахождения величины осредненной скорости внутри межлопаточного канала необходимо учитывать толщину профиля вместе с толщиной вытеснения пограничного слоя. При отрывном обтекании следует учитывать толщину отрывной зоны.

Определение меридиональной скорости с учетом толщины лопаток в сечении колеса, расположенном на произвольном радиусе, проведем на примере центробежного колеса. Проходное сечение колеса ( радиус r ) обозначим F_т, проходное сечение на том же радиусе r с учетом толщины лопаток обозначим F_тл. Отношение F_т/ F_тл представляет собой коэффициент сужения сечения; обозначим его k. Сечения F_т и F_тл можно вычислить через шаг лопаток t (t=2r/z, где zчисло лопаток);

тогда

З
десь толщина лопаток, определенная по дуге окружности ( приближенно по хорде). Связь между нормальной толщиной  и толщиной  легко устанавливается:

Д
ля нахождения меридиональной скорости с учетом толщины лопаток в сечении колеса, расположенном на произвольном радиусе, воспользуемся формулой:

Здесь с_тлмеридиональная скорость с учетом толщины лопаток;

с_тмеридиональная скорость без учета толщины лопаток.

О
тносительная скорость в произвольном сечении колеса с учетом толщины лопаток найдется построением треугольника скоростей по известным скоростям с_тл и u и углу _л, или из соотношения

Треугольники скоростей на выходе из колеса строятся также, как и для произвольного сечения, но без учета сужения сечения лопатками.

Вопрос № 20.

Параметры насоса и их связь с параметрами двигательной установки.

Требования к насосам почти целиком определяются такими параметрами двигательной установки, как тяга, давление в камере сгорания, физико-химические свойства компонентов, давление в баках и т. п. Эти требования таковы:

1) насос должен быть приспособлен для работы с агрессивными жидкостями, какими являются высококипящие и низкокипящие (криогенные) окислители топлив ЖРД: азотная кислота и ее производные, перекись водорода, жидкий фтор, жидкий кислород и т. п.

При работе на окислителях недопустимо трение между деталями насоса, которое приводит к местному нагреву внутренних частей насоса, возгоранию и даже взрыву насоса. Ввиду этого насосы, в которых имеются трущиеся пары, могут оказаться пригодными для ЖРД;

2) насосы ЖРД должны обладать высокими антикавитационными свойствами, т.е. они должны быть работоспособны при малых давлениях на входе. Чем меньше допустимое давление на входе в насос, тем меньше необходимое давление в баке компонента, а это приводит к уменьшению массы бака и уменьшению массы всей двигательной установки;

3) насос должен иметь такую характеристику (зависимость создаваемого напора от расхода жидкости), которая обеспечила бы устойчивую работу системы питания как на основных, так и на переходных режимах работы двигателя.

При работе насоса должна быть исключена возможность срыва режима или возникновения колебаний параметров насоса (напор, расход) под влиянием малых случайных отклонений в сопротивлении системы питания.

4) Двигатель привода должен иметь высокую угловую скорость, и как правило, обеспечивать привод насосов без применения специальных передающих момент устройств (например, шестеренчатого перебора);

5) в двигателе должен использоваться такой источник энергии, который не требует значительного увеличения массы ракеты. В случае, когда рабочее тело выбрасывается в атмосферу, минуя камеру сгорания ЖРД, двигатель привода насосов должен иметь высокие значения мощности, отнесенной к единице массы расходуемого рабочего тела;

6) двигатель должен легко переводиться с одного режима на другой.

Вопрос №34.

Профилирование канала центробежного колеса

в меридиональном сечении и в плане.

Методы профилирования.

К профилированию лопаток центробежного колеса приступают после того, как рассчитаны его основные размеры - диаметры входа D₁ и D₂, углы установки лопатки на входе _1л и выходе _2л, ширина на входе b₁ и выходе b₂ и др.

Построение меридионального сечения колеса и лопатки в плане проводится с целью получения наилучшей в гидравлическом отношении формы канала, т.е. для получения высокого гидравлического КПД насоса.

Профилирование канала колеса в меридиональном сечении

По известному из расчета коэффициенту n_s можно приближенно судить о форме меридионального сечения колеса. При малых n_s ( менее 50) меридиональное сечение колесо узкое и длинное, с увеличением n_s канал становится короче и шире. Кроме того, n_s в известной степени определяет форму средней линии меридионального сечения, которой при построении надо задаваться.

Узкие, не уширенные на входе колеса строятся в соответствии с уравнением

b_i = Q/ 2R_i c_mi.

Для построения сечения необходимо задаться законом изменения скорости c_m от входа на лопатку (c_1m) до выхода (c _2m ). Обычно принимают линейный характер изменения скорости: c_2m = (0,6...1,0).

Имея для каждого R_i значение c_mi из графика c_mi = f(R_i), определяют ширину канала в данном сечении. На выбранных радиусах на средней линии очерчиваем окружности радиусом b_i/2. Контур канала в меридиональном сечении получается как огибающая этих окружностей.

Для колес с уширенным входом, обладающих высокими антикавитационными качествами, меридиональное сечение полностью определяется шириной колеса на входе b₁ и на выходе b₂.

Профилирование лопаток центробежного колеса.

Профилирование лопаток должно осуществляться так, чтобы создать более благоприятные условия для обтекания ее контура потоком, что соответствует минимуму гидравлических потерь.

При профилировании лопатки используют один из двух методов - точный и приближенный. При построении лопатки точным методом она профилируется исходя из принятого на основе опыта закона изменения скоростей c_m и w в функции длины средней линии s канала. Закон должен быть плавным, без минимумов и максимумов. При построении приближенным методом выдерживаются полученные из расчета значения углов установки лопатки на входе _1л и на выходе _2л, при произвольном профиле лопатки в плане, т.е. при произвольной форме межлопаточного канала.

В центробежных колесах с отношением D1/D2  0,55 основную роль в передаче энергии жидкости играют кориолисовы силы.

В указанных насосах используются более простые, технологичные профили лопаток.Такие лопатки называются цилиндрические ( их образующие параллельны оси колеса).

Широкое распространение получил способ построения средней линии профиля цилиндрической лопатки дугой окружности.

Метод построения цилиндрических лопаток двумя дугами окружности также получил широкое распространение.