Ответы (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 2
Описание файла
Файл "Ответы" 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 "Ответы"
Текст 2 страницы из документа "Ответы"
Проблема обеспечения работы насосов без кавитационного срыва имеет решающее значение для ЖРД, так как кавитационные качества насоса определяют массу всей двигательной установки. Кавитационный срыв насосов при малых давлениях на входе (рвх<рсрв) приводит к прекращению работы двигателя. Повышение давления на входе связано с увеличением массы, так как давление на входе обеспечивается давлением в баке летательного аппарата.
Условие работы насоса без кавитационного срыва может быть записано в виде
рвх рсрв, (1)
Д
ля насосной системы ЖРД давление рвх определяется давлением в баках, инерционным и гравитационным напорами и величиной гидравлических сопротивлений входной магистрали:
Е
сли вообще нельзя допустить работу насоса при начавшейся кавитации (например, при опасности кавитационной эрозии в случае длительной работы турбонасосного агрегата), то имеет место выражение:
Подчеркнем, что для насоса режим начала кавитации ркав характеристикой Н=(рвх) практически не может быть выявлен.
П
ри проектировании двигательной установки всегда принимают, что располагаемое превышение давления больше необходимого на величину кавитационного запаса рзап:
Введением запаса давления рзап учитывается несовершенство способов определения необходимого превышения давления и отличие кавитационных свойств различных экземпляров одного и того же насоса.
Выражение (5) позволяет определить величину допускаемого кавитационного падения давления рсрв при заданном давлении в баке.
Антикавитационные свойства шнекоцентробежного насоса определяются четырьмя основными параметрами. Рассмотрим эти параметры.
-
Коэффициент кавитации 1срв.
В правильно рассчитанном шнекоцентробежном насосе его антикавитационные свойства определяются шнековым колесом. Коэффициент кавитации шнека (1срв) зависит от разрежения на лопатках шнека, которое зависит, в свою очередь, от формы профиля, угла лопаток л, угла атаки i и густоты решетки bл/t.
Э
ти параметры меняются по радиусу шнека (пространственная решетка), что оказывает влияние на величину1срв. Для шнеков постоянного шага(s=const) с густотой решетки на наружном диаметре bл/t>1 получена формула
где л.п и iпсоответственно угол лопаток и угол атаки на наружном (периферийном) диаметре шнека;
Д
ля подобных шнеков величина 1срв=idem является критерием подобия.
Знаменатель правой части формулы (6) учитывает пространственность решетки шнека. Выражение (6) может быть использовано и для шнека переменного шага при изогнутости профиля на среднем диаметре ср=(2л1л)ср до 46.
-
Кавитационное падение давления р1срв
Для определения р1срв мы пользуемся ниже изложенной формулой:
В
ыражение (8) показывает, что насосы с геометрически подобными шнеками на кинематически подобных режимах имеют одинаковые отношенияр1срв/uп2.
-
Кавитационное падение полного давления р1срв.
Антикавитационное совершенство насоса характеризуется величиной кавитационного падения полного давления р1срв. Чем меньше р1срв, тем меньшее давление в баке рб необходимо обеспечить для бессрывной работы насоса.
где mкоэффициент неравномерности абсолютной скорости на входе в шнек; рподвпотери в подводе насоса.
П
одставив в выражение (9) формулу для потерь в подводе; получим
Р
азделив уравнение (10) на uп2, получим
Для насосов с геометрически подобными подводами и шнеками (подобие насосов по входу), как это видно из выражений (8) и(11), на кинематически подобных режимах существует равенство отношений рсрв/uп2.
Формула (11) показывает, что для улучшения антикавитационных качеств насоса следует уменьшать неравномерность поля скоростей на входе в шнек и добиваться наименьших потерь в отводе.
4)Кавитационный коэффициент быстроходности
В
ыражение р1срв=1срв(12/2) преобразуем к виду
В
ыразим скорости uп и с1z через основные параметры насоса объемный расход и частоту вращения:
г
де Dээквивалентный диаметр входа в шнек:
У
множим и разделим правую часть уравнения (12) на отношение скоростей (с1z/uп)⅔ и используем выражения (13) и (14) и сгруппируем члены. Тогда получим
П
равая часть уравнения (15) для геометрически подобных по входу шнекоцентробежных насосов на кинематически подобных режимах является константой; тогда комплекс параметров в левой части уравнения будет являться критерием подобия, с помощью которого оценивают антикавитационные качества насосов. Обозначим его С':
В
виде, предложенном С. С. Рудневым, критерий антикавитационных качеств насоса записывается, например для срывного режима так:
К
ритерий Ссрв называют кавитационным коэффициентом быстроходности.
В технической системе единиц численно равная для Ссрв величина записывается так:
Вопрос №18.
Потери в насосах. К.П.Д. насоса.
Потери в насосе бывают: гидравлические, дисковые и механические потери, потери на утечки в насосе. Оценим эти потери.
-
Гидравлические потери в сборнике и коническом диффузоре.
При расчетах потери в спиральном сборнике и в коническом диффузоре оцениваются суммарно с использованием статистических данных. Расчет потерь в элементах сборника и конического диффузора методами гидравлики является недостоверным, так как он не учитывает, например, имеющую место большую неравномерность поля скоростей в сборнике и коническом диффузоре. Особенно должны быть заметны потери при смешении струй, вытекающих из колеса, с потоком, движущимся по спиральному сборнику.
С
умма потерь в сборнике и коническом диффузоре выражается через кинетическую энергию потока на входе в сборник. Если отвод состоит из безлопаточного диффузора, сборника и конического диффузора, то потери в таком отводе выражаются через кинетическую энергию потока на выходе из колеса:
г
де отв=0,180,22коэффициент потерь в отводе. При с1uш=0, пренебрегая скоростью с2т (незначительной по сравнению с с2u) можно записать:
Т
акже в насосе имеются потери в подводе и колесе они соответственно равны:
П
отерями в подводе можно пренебречь, так как скорость свх существенно меньше скоростей u1 и c2u. Тогда
Напор, создаваемый насосом, равен разности теоретического напора и гидравлических потерь: Н= НтLг= НтLкLотв.
Г
идравлический КПД насоса это отношение действительного напора к теоретическому:г =Н/Нт=1Lг/Hт. Разделив уравнение (3) на (u22), получим
где к коэффициент потерь центробежного колеса. Его можно определить по формуле к=0,15+0,18/(0,77hц),
где hц доля энергии, передаваемой жидкости колесом за счет циркуляционного обтекания лопаток потоком:
В
формуле (4) отв коэффициент потерь в отводе, определяемый по формуле:
Основное влияние на г оказывает D1. Помимо этого на него также влияют qр; отв.
При обобщении опытных данных установлены зависимости для ориентировочной оценки гидравлического КПД центробежного насоса по D1Для насосов с
D
1< 0,55…0,65 гидравлический КПД берется равным г =0,82…0,85. При 0,55…0,65< D1<0,8 и z=12…18
Установка шнек, как показывают исследования, при D1>0,5 приводит к уменьшению гидравлических потерь в центробежном колесе, т. е. повышаетг. Опытные данные показывают, что максимальный гшнекоцентробежного насоса достигаются при оптимальной относительной закрутке потока шнеком на входе в колесо opt =0,35…0,45.
Г
идравлический КПД шнекоценробежного насоса с D1<0,5 при <opt можно оценить с помощью выражения:
где (г)=0 гидравлический КПД насоса при с14=0, определяемый по формуле (4).
Р
асходный КПД. В насосе имеют место потери энергии из-за утечек жидкости из полости высокого давления в полость низкого давления через щелевые, плавающие или лабиринтные уплотнения. Эти потери оцениваются расходным КПД.
где Qурасход утечек; Qррасчетный расход через насос.
С
читая, что утечки в насосе происходят через два одинаковых уплотнения, напишем:
где
=1/(ℓу/2у)+1,5 коэффициент расхода, обычно =0,4…0,5;
коэффициент сопротивления, обычно =0,06…0,08.
Dу=Do+(3…5)мм; у=0,1…0,3ммдля плавающего уплотнения; ℓу=(100…200)у.
г.к=г/отвгидравлический КПД центробежного колеса.
О
кончательно формула (7) примет вид:
Р
асход утечек можно определить по формуле
Д
исковый КПД. На расчетном режиме дисковые потери насоса состоят только из потерь мощности на преодоление сил трения наружных поверхностей диска центробежного колеса о жидкость. Мощность дискового трения рассчитывается по формуле
г
де стр.д коэффициент трения при Re=R22/<2104
где Sсредний осевой зазор между диском и корпусом насоса.
При 2104<Re<105 стр.д = 1,334/Re;
При Re>105 стр.д = 0,037/5Re.
Д
исковый КПД насоса подсчитывается по формуле
где Нт=Н/г.
В
нутренний КПД насоса определяется произведением
где Nвн=(Qр+Qу)Нт+Nтр.д.
Механический КПД. Механические потери включают в себя потери в подшипниках, контактных и импеллерных уплотнениях. Как правило, большая часть мощности механических потерь насоса затрачивается на привод импеллеров.
М
еханический КПД насоса определяется по формуле
При отсутствии импеллерных уплотнений мех =0,99…0,995.
При их наличии мех=0,95…0,97.
П
олный КПД насоса это произведение внутреннего вн и механического мех КПД: