Ответы на экз. вопросы 1 (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 8

Так как указанные способы профилирования являются приблизительными, необходимо проверить закон изменения проходных сечений межлопаточного канала, нормальных к линиям тока в относительном движении. Площадь проходных сечений определяется произведением диаметра a_i вписанной в межлопаточный канал окружности на ширину в_i канала в меридиональном сечении на том же радиусе, на котором выбран диаметр a_i.

Закон изменения должен быть плавным, по возможности сходится с кривой, которая характерна для рабочих колес. При отклонении от указанного закона следует изменить площади проходных сечений путем изменения меридионального сечения колеса.

Профилирование лопаток по точкам.

Этот метод не требует проверки сечений межлопаточного канала. канал профилируется таким образом, чтобы обеспечивался заданный закон изменения относительной скорости W и меридиональной составляющей скорости c_m и толщины лопатки  вдоль канала. Таким способом обеспечиваются благоприятные условия для обтекания контура лопатки потоком, что соответствует максимуму гидравлического КПД - _г. Наиболее экономичные колеса с устойчивым течением имеют отношение относительных скоростей на входе и выходе w_i / w_2 = 1,0...1,4.

Профилирование лопатки более целесообразно проводить с помощью уравнения ее в полярных координатах, которое связывает приращение центрального угла d с приращением радиуса dR.

Расчет ведется по формуле:

При больших значениях =D₁/D₂ (более 0,55) лопатки должны иметь более совершенную форму, т. к. в этом случае возрастает роль циркуляционных сил при передаче энергии от колеса к жидкости. Увеличение отношения и , соответственно, коэффициента быстроходности n_s при одном и том же расходе связано с повышением частоты вращения насоса, что позволяет уменьшить его габариты и массу всего агрегата. Для радиально-осевых колес при отношении более 0,55 поверхность лопатки, если расположить ее только в радиальной части колеса, значительно сокращается, удельная нагрузка на лопатку увеличивается, и тем самым понижается кавитационные качества насоса.

Целесообразно увеличить поверхность лопастей, располагая их не только в рациональной части потока, но и в месте перехода потока из осевого в радиальный, а это приближает лопатки к оси насоса. В результате уменьшаются окружные, а следовательно, и относительные скорости при входе потока на лопатки колеса, что ведет к уменьшению гидравлических потерь и улучшению всасывающей способности колеса.

Использование лопаток двоякой кривизны в колесах с малым n_s позволяет повысить их кавитационные качества. Расчет таких лопаток значительно сложнее, чем цилиндрических. Лопастная система располагается в области поворота потока, и возникающее на входе лопатки неоднородное поле скоростей, создает значительное различие в условиях работы входных кромок лопаток вблизи втулки и вблизи обода колеса. Вследствие этого необходимо применять иные способы профилирования, которые отражают закономерности реального процесса, позволяют обобщать накапливаемый опыт и, на базе такого обобщения, совершенствовать саму методику профилирования.

Для построения лопатки двоякой кривизны используется метод конформного отображения поверхности тока на поверхность вращения, разворачивающуюся на плоскость. В качестве такой поверхности можно взять поверхность цилиндра или конуса. Эту поверхность называют отображающей.

Приближенное профилирование лопаток при помощи конформных отображений основывается на том, что если на одной поверхности вращения ( например, на цилиндре) имеется кривая, наклоненная к окружности под определенными углами, то эту кривую можно перенести на другую поверхность таким образом, что углы наклона кривой к окружности останутся теме же.

После построения лопаток в плане следует проверить закон изменения площади проходных сечений межлопаточного канала по его длине. Рекомендуется сравнивать полученный закон с законом для колес с высоким гидравлическим КПД.

Вопрос № 24.

Компоновочные схемы ТНА. Их особенности.

Число насосов в ТНА зависит от количества применяемых в двигателе жидких компонентов ( насос окислителя, горючего и т.д.). Кроме того, в состав ТНА могут входить пусковая турбина, редуктор числа оборотов, пускорегулирующие элементы и др. Насосы и турбина обычно размещаются в ТНА вдоль одной оси по одновальной схеме или на нескольких валах и кинематически связываются редуктором оборотов.

Одновальная схема ТНА получила наибольшее распространение из-за простоты, малых габаритов и массы. Многовальная система ТНА сложнее, но экономичней одновальной, т.к. для каждого из агрегатов, входящих в ТНА, можно выбрать оптимальную частоту вращения.

По принципу действия насосы делят на три класса: объемные, струйные и лопаточные. Объемные насосы не получили в ЖРД распространения в качестве основных насосов ТНА, но применяются как агрегаты различных гидросистем ракеты ( гидропривод аэродинамических рулей, рулевых камер и т. д. ). Струйные насосы просты в исполнении, но имеют низкую экономичность и применяются только в качестве подкачивающих (бустерных) насосов. Лопаточные насосы могут работать с большими оборотами, иметь малую массу и габариты, обеспечивать большие расходы и напоры компонентов топлива. Их широко применяют в ЖРД в качестве основных и различных специальных насосов.

Турбины, применяемые в ТНА, как правило, газовые осевого или радиального типов. Газ, выходя из турбины, может выбрасываться в окружающую среду или направляться в КС двигателя. В первом случае турбину называют автономной, во втором - предкамерной. ЖРД с предкамероной турбиной ТНА более экономичен, чем с автономной турбиной.

Для запуска турбонасосного агрегата (раскрутки) используют или основную турбину ТНА, или специальную, дополнительно устанавливаемую, пусковую.

Вопрос № 6.

Cовместная работа насосов с турбиной

При совместной работе турбины с насосами необходимое условие - равенство мощности N_т, развиваемой турбиной, и мощности N_н, необходимой для привода насосов. Для изменения режима работы турбонасосного агрегата необходимо изменить режим работы турбины так, чтобы на новом режиме обеспечивалось равенство N_н = N_т. Мощность насосов на любом режиме определяется по их гидравлической характеристике.

С изменением частоты вращения мощность насосов изменяется по зависимости NА³, где А - постоянный коэффициент;  - частота вращения.

Изменение параметров турбины при изменении режима работы ТНА во многом зависит от схемы турбонасосной системы подачи компонентов в газогенератор и способа регулирования ТНА.

Самыми распространенными схемами и способами регулирования турбонасосных систем подачи являются: с автономным газогенератором, независимым от ТНА, и с подачей компонентов в газогенератор от насосов ТНА.

В схеме с автономным газогенератором выход турбины на рабочий режим _раб осуществляется при постоянном режиме работы газогенератора, т.е. при постоянных значениях Т_вх.0; р_вх.0; и m_т.

В схеме с подачей компонентов в газогенератор от насосов ТНА по мере роста частоты вращения увеличиваются давление р_вх.0 и расход газа m_т, при этом считается Т_вх.0 = const. Кривая роста N_т по частоте вращения вплоть до _раб будет располагаться значительно ниже кривой N_т = f (), нежели в схеме с независимым газогенератором, N_изб.т будет невелика, а на некотором участке ( в начале кривой до _min) может даже иметь отрицательное значение. Поэтому в подобных схемах для ускорения выхода турбины на рабочий режим начальный момент запуска ТНА до режима _пуск, несколько превышающего _min, осуществляется с помощью какого-либо постороннего источника энергии, например пускового независимого газогенератора (порохового, газового и др. ). Обычно _пуск = (1,11,2) _min, N_пускN_т на участке от  = 0 до _пуск.

38