Ответы (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 4
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 4 страницы из документа "Ответы"
Вопрос № 25.
Схема высокооборотного шнекоцентробежного насоса.
Требования к подводу насоса.
В настоящее время большинство насосных агрегатов выполнено с предвключенными шнеками для повышения антикавитационных качеств, что позволяет повысить угловую скорость вращения вала и уменьшить давление на входе в насос. Срывной кавитационный коэффициент быстроходности центробежного колеса ссрв равен 800…2200. Для шнекоцентробежного насоса ссрв достигает значений 4500…5000 и более.
Основные геометрические параметры шнека: Dшнаружный диаметр; Dсрсредний диаметр; dвтдиаметр вала; Sшаг спирали шнека, S=Dсрtgлшср; ℓос.ш.ср.осевая длина шнека; zшчисло лопаток; bлсрдлина лопатки вдоль винтовой линии при S=соnst, bлср=ℓос.ш.ср/sinл.ш.ср., tср шаг лопаточной решетки, tср=Dср/zш; ср= bлср/tсргустота решетки; dвт=dвт/Dшвтулочное отношение.
Основные геометрические параметры центробежного колеса: D1средний диаметр входных кромок лопаток; Dодиаметр входа в колесо; D2диаметр колеса на выходе; b1 и b2, 1л и 2л, t1 и t2ширина колеса, углы установки лопаток, шаг решетки лопаток на входе и выходе соответственно.
Цель расчета насосадля заданных исходных данных(производительности, напора) определить угловую скорость вращения вала насоса , геометрические размеры и форму основных элементов(подвода, шнека, центробежного колеса, отвода), парметры потока, потери энергии, потребляемую мощность, КПД и энергетические характеристики насоса.
П
одвод насоса зависит от расположения самого насоса. Для консольно расположенного насоса целесообразно иметь прямой конический или коленообразный патрубок, для неконсольных насосов применяются кольцевой или полуспиральный подводы. Подвод обычно выполняется с конфузорным участком, в котором происходит повышение скорости на 15…20% для выравнивания полей скоростей перед шнеком. Рекомендуемая скорость на входе с1=5…10м/с. К примеру, возьмем один из вариантов кольцевого подвода. Входной диаметр подвода Dвх, исходя из условия повышения скорости в подводе на 15…20% определяем по формуле
где D=(1,02…1,05)Dш, а d=(1,05…1,1)dвт.
На начальном участке скорость увеличивается на 2…4%. Для равномерного подвода жидкости к шнеку и исключения закрутки потока в подводе выполнены ребраразделительное и направляющее.
Вопрос № 44.
Насосы для жидкого водорода.
Особенности конструкции и расчета.
Малая плотность водорода и заметная зависимость ее от давления и температуры обуславливают особенности расчета водородных насосов. При давлениях на выходе из насоса 23 МПа потребные напоры насоса составляют (300400)103 дж/кг. Поэтому водородные насосы для ЖРД, как правило, приходиться делать центробежными, многоступенчатыми. Для упрощения конструкции первые ступени выполняют с односторонним входом. При больших тягах увеличивается объемный расход, поэтому может оказаться применение осевых многоступенчатых насосов, из-за меньших размеров.
Для уменьшения числа ступеней водородного насоса частота вращения вала насоса должна быть возможно большей. Повышение частоты вращения лимитируется прочностью колеса. Для уменьшения давления в баке или для уменьшения величины потребного напора бустерного насоса( если он предусмотрен) первая ступень должна выполняться со шнеком.
Исходные данные и цель расчета водородного насоса те же, что и у насосов, работающих на обычных компонентах топлива, но при расчете водородного насоса появляется необходимость в определении температуры и плотности водорода на выходе из насоса, т. к. водород является жидкостью с заметной сжимаемостью.
Расчет на кавитацию ведется без учета положительного влияния термодинамических свойств водорода на антикавитационные качества насоса.
Особенность расчета водородного насоса состоит в чете сжимаемости водорода при определении напора насоса, необходимого для обеспечения заданного давления на выходе из насоса.
Напор водородного насоса (при свх=свых) как насоса, работающего сжимаемом рабочем теле, определяется по формуле:
Н
о так как увеличение удельного объема водорода в связи с подводом потерь тепла компенсируется уменьшением объема вследствие его сжимаемости, можно применить формулу, для определения напора несжимаемой жидкости:
где ср=(вых+вх)/2средняя массовая плотность.
КПД и мощность такого насоса соответственно равны: н=ступ,
Nн=GH/н
М
ощность насоса определяет повышение энтальпии жидкости в насосе:
В
итоге расчета следует проверить, обеспечит ли насос заданное давление и какие температуру и плотность имеет водород на выходе из насоса. Для этого надо посчитать повышение энтальпии водорода в ступени:
Далее для расчета используем i-s диаграмму процесса в водородном насосе.
Аналогичным образом определяются параметры водорода на выходе из последующих ступеней.
Вопрос №11.
Совместная работа шнека с центробежным колесом.
Согласование параметров шнека и центробежного колеса.
Исследования показывают, что антикавитационные качества шнекоцентробежного насоса будут определяться шнеком, если на режиме кавитационного срыва шнека создаваемый им напор достаточен для бессрывной работы центробежного колеса. Другими словами, шнекоцентробежный насос надо проектировать так, чтобы кавитационный срыв шнека происходил нескольно раньше, чем срыв центробежного колеса, или одновременно с ним.
Условие одновременного срыва записывается как равенство полного давления на выходе из шнека на срывном режиме полному давлению срыва центробежного колеса для наиболее опасных в кавитационном отношении сечений шнека и колеса. Такими сечениями для шнека и колеса являются сечения с наибольшей скоростью натекания потока, т.е. наружный диаметр шнека и периферийный диаметр входных кромок лопаток колеса.
П
римем, что струйка, покидающая шнек на диаметре Dш, поступает в колесо на диаметр D1. Тогда условие одновременности срыва получим из равенства полных энергий единиц массы жидкости на выходе из шнека и на входе в колесо:
где Нш.пнапор периферийной решетки шнека: рп1 и рп1ц соответственно давления паров жидкости на входе в шнек и на входе в центробежное колесо.
В общем случае давления рп1 и рп1ц не равны, так как температура на входе в центробежное колесо выше, чем на входе в шнекиз-за подогрева жидкости утечками, поступающими на вход в колесо, и подогрева вследствие потерь в шнеке.
П
ри работе насоса на рсчетном режиме различием давлений упругости паров можно пренебречь. В этом случае уравнение (1) запишется так:
Р
азделим уравнение (2) на uп2:
1ц и с1цскорости периферийном диаметре D1 входных кромок центробежного колеса; срв.цкоэффициент кавитации центробежного колеса на срывном режиме.
У
равнение (3) является уравнением совместной работы шнека и центробежного колеса. Преобразуем уравнение (3). Из треугольника скоростей на входе в центробежное колесо можно записать:
П
ри допущении, что потери в пространстве между шнеком и колесом отсутствуют, течение будет подчиняться закону сur=const; тогда
где с2uпзакрутка потока на выходе из шнека на периферии.
П
ринимая, что осевая скорость на выходе из шнека с2z (c2z=c1z) и меридиональная скорость на входе в центробежное колесо с1тц неизменны по радиусу, получим
К
оэффициент кавитации центробежного колеса можно записать в виде:
где толщина входной кромки лопатки центробежного колеса; 0толщина 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 Нш.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 р1срв/uп2,как правило, известна из кавитационного расчета шнекоцентробежного насоса. Из уравнения (9) можно найти ту закрутку с2uп на периферийном диаметре шнека, при которой обеспечивается одновременность кавитационного срыва центробежного колеса и шнека. Эта закрутка определяет с2uп определяет потребный напор шнека.
Так как закрутка с2uп входит ив левую, и в правую части уравнения (9), то оно решается графически. Из графика определяем, что уравнению могут удовлетворять два значения с2uп/uп большее или меньшее. Нас интересует меньшее значение с2uп/uп, 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/Dш.
Из графика следует, что шнек для совместной работы с колесом должен проектироваться с малыми значениями отношения с2uп/uп, не превышающими 0,20,3.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.