Жидкостные ракетные двигатели Волков Е.Б. Головков Л.Г. Сырицын Т.А. (1014157), страница 66
Текст из файла (страница 66)
Тогда без учета инерпиальных нагрузок по линиям подачи окислителя в камеру и генератор должны выполняться следующие условия: (а) Р., =7' +ДГ„,: Р ю и Р Ь 7 У (б) дна тогично по лпнннн гора~чего: 7г, -=Р (а) ., =-и„+ дК (б) В связи с тем что давления за насосами, определяемые )словиями (а) н (б), должны быть одинаковыми, получаем: р„=и. + ДК, — б7'.,; (7.65) Р„=у -' М- дР, (7.66) Давление в камере р„нсегда известно прн расчете турбины.
Следовательно, назна щв или определив из каких-то дополнительных условий гидравлические потери в магистралях подачи топлива в камеру и генератор, можно рассчитать давление н генераторе и по (7.65) и по (7.66). Естественно, по оба значения р„г должны быть одинаковыми, что достигается соответствующая подбором гидравлических сопротивлений, Обычно потери Лр' и Лр" близки по величине, в связи с чем давление газа перед турбиной ЖРД разомкнутой схемы отличается от давления в камере незначительно. Однако эти два давления могут быть приняты и совершенно различными, при атом нужно только изменением гидравлических потерь в магистралях (например, установкой в трубопроводах дросселсй) добиться того, чтобы одновременно выполнялись условия (7.65) н (7.66). Для БАКР(( замкнутой схемы давление в генераторе не может быть принято любым, так как оно савва~но с давлением н камере дополнительным условием, которое устанавливается в связи со следующей особенностью ЖРД данной схемы.
Расход топлива в генератор (а следовательно, и расход газа а турбину) двигателя, имеющего схему, нзображсннтю нн рис, 7 40, б, является по существу заданным при расчете турбины. Этот расход определяетсн как < умма всего расхода одного нз компонентов топлива и некоторой доли расхода второго компонента. Расходы обоих компонентов должны быть известны при расчете турбиньн количество второго компонента, которое нужно подавать в генератор, определяется 355 однозначно потребным соотношением компонентов в генераторе. Кроме того, известно и давление газа Рг за т)рбиной— оно устанавливается по величине давления в камере и по~ерь давления на тракте, соединяющем камеру с турбиной. Следовательно, для рассматриваемой схемы двигателя оказываются известными расход рабочего тела турбины и все его параметры, кроме давления перед турбиной, т.
е. давления в генераторе. ВыгбиРаЯ в этих Условивх давление Рт, Устанавливают тем гпмым моишостгь развивагмгло т)рбииои, гак кик при данном КПД Йт=) (Стг,, Т„,ь р„„, р,). Мощнгтсть л е турбины долгина н шобон случае рннин~ьсчг гумне мггнщ~ гетер нггсчггов, г. е, иметь вполне оирсделенн)ю величин). Таким образо», при определении данлеиш в генераторе следует исходить из условия обеспечения нужной мощности турбины 7»г, = Лт„, + Х„ь м Используя выражения, полученные ранее для мощности турбины и насосов, записываем это уравнение в виде к — 1) 6 7ст,д тт7.
° ) ( Рг ) ок (Ри. ак Рек. ок) т'дгг гг Сгг (Рн. г Ркк. г) такте где Р, „, и Р„,, — давления на входе в насосы, Так как давление р,т в генераторе )КРД замкнутой схемы существенно больше давления в камере, то давления, создаваемые насосами Рн „к н Рн „опРеделаютса по величине Р,г и потерями на магистралях «насосы — генератора; Рк, ак Ргг + ДРггк( Рн., =Р,, + ДР'„.
Учитывая зто, уравнение баланса мощностей можно записать как !г л) + Ыг 'тРгг + ДРг Рвк. г) Вг(г (7.67) Задавшись значениями коэффипиентов полезного действия турбины и насосов, из )равнения (7,67) находят потребное давление рабоче~о тела перед турбиной (р,г). Уравнение (7 67) мо;ьно расшить, грзфиче, ки *. г ес.щ а ТНЛ наоаю не ааа, а, например, трп насоса, то правая часть траанення (г 67) должна аняючать трн аелнчннм, соотьетстнующне мощностям н ех насосоа. Давление газа за турбиной (р~) желательно иметь возчо кно меньшим, так как снижение р, прн прочих равных условиях означает увеличение теплоперспада Ьо, срабатываемого в турбине, Однако в ЖРД любых схем существуют условия, не позволяюгцие уменьнзать р~ ниже определенного предела.
В двигателях замкнутых схем, как уже отмечалось, давление за турбиной должно быть больше давления в камере на величину потерь в магистрали «турбина †- камераь. Дли двигателей разомкнутых схем р, выбирают с учетом тш и, как используется газ после турбины, !'.слн газ гра~у жг нзиравляе(ся в отбросные соила, то неличишой р~ должно обеспечиваться надкритическое истечение газа нз эгих говел (давление р~ для этого должно быть примерно в два раза большим, чем давление атмосферы), В противном случае изменени< давления атмосферы при полете изменит давление рь что приведет к изменению характеристик туроииы. В схемах, где газ после турбины используется в каких-то других агрегатах двигателя )теплообменники, баки и т. п.), давление р~ назначается с учетом потерь в этих агрегатах. Определение мощности турбины и числа оборотов Мощность турбины находится как сумма мощностей насосов.
Г1ри этом мощности насосов должны определяться с учетом того, что эти насосы пнтают не только камеру, но и генератор рабочего гела турбины, т. е, в формуле мощности 6Н пасоса Лг == величина расхода 6 должна включать и н тзч расход в камеру, и расход компонента в генератор. Однако расход топлива в газогенераторе сам зависит от мощпосги турбины, Поэтому в применении к ЖРД разомкнутых схем определение мощности турбины приходится вести приближениями. В начале по извсстиым расходам компонентов в камеру определяется мощность насосов н мощность турбины, потребные только для питания основной камеры. Определяется количество газа, нсобходимое прп этом для работы турбины: 6,= з тл«ха« Величина теплоперепада Йа известна, гак как ранее были назначены все параметры, влияющие на теплоперепад (рг„, рь Т,т и др.). Величиной КПД задаются Расход б, разбивается по известному соотношению компонентов на расходы горючего и окислигеля, Этн расходы добавляются к расхотам в камер), и мощности насосов н турбины рассчитываются снова, Число оборотов вала турбины желательно брать во(можно бол~е высоким, так как это Олагопрнятно сказывается на характеристиках и конструкции турбины, Уменьшается, в частности, диаметр ротора и все радиальные размеры турбины.
Однако в ТНЛ безредукторной схемы, где число оборотов турбины равно числу оборотов насосов, увеличение гг может привести к возникновению кавитацпи в насосах. В этом случае число оборотов вала ТНЛ устанавлпваетгя пгходя пз рзгч(та навигационных режимов 1заоозы иас~(сон. Выбор гипа турбины Выбирая тип турбины, необходимо решигь вопрос о том, какой должна быль турбина по организации рабочего про- цесса 1активной или реактивной, осевой или радиальной) и сколько ступеней в нек следует иметь. При решении этих вопросов учитываются главным обра- зом величина срабатываемого в турбине теплоперепада п значение потребной мощности турбины.
Теплоперепад рассчитывается по параметрам рабочего тела на входе в турбину и давлению за турбиной. Так как дав.гение изменяется в турбинах ЖРД разомкнутых схем И( значительно 1 — '-= — 20 —:50~ то Йо, рзополагаемый для этих Р. турбин, получается высоким 1((,=.100 —:200 гггггг.г,(кГ).
В гурбпРс нах ЖРД замкнутых схем — суцгествен~но ниже, чго опреР1 деляет и значительно меньшую величину теплопсрепада, а следовательно, и скорости истечения газа из сопел. Прп болыпих теплоперепадах целесообразно применять активные турбины, так как они имеют более низкое оптин мальное значение х= —, чем реактивные. Поэтому при том г, ' жс значении скорости с! максимальный КПД в активной тур- бинГ ггожно пОг!3 '! нть прп г(гньпп!х значениях окр! н(п('и ско- р(ктп, что обсспгчпваег прочность колсга туроппы и бсгканп- гационную работу насосов. Кром! того, погрсбнын расход газа через турбину обратно пропорционален теплоперепаду и, следовательно, при больших теплопсрепадах этот расход мал. При этом лопатки .голжны быть коро!кими, В реактивных туропнах применять особенно короткие ло- патю! нецелесообразно. так как с умсньшгнпем длины лопат- ки возрастают потери на утечку газа и падает КПД турбинь!.
Учитывая это, можно сделать вывод: дли ЖРД разо!(кнутых схем целесообразнее применять зктивныг турбины, для ФРД зожигзнием — реакгпвные. Р.ггиальные пентростреми!ельные турбины выгодно прп- ЗВВ менять по сравнению с осевыми в том случае, когда потреоиая могцность турбины невелика. Прп этом, как уже отмечалось, КГ!Д радиальной турбины выше, чем осевой. Число стчпгисй горбины выбирают, учитьвая зависимо:ть КПД от х (риг. 7ЛД) Допзскасмая по уса~виям прочн ти лопаток окру киая сьорость составляет и=300 †4 м/свк.
Следовательно, для одност) пенчатой активной туроины при максимальном КПД скорость истечения газа из сопел должна быть что соответствует теплоперепаду Й,=(60 — 100) икал/кГ. Для Зцо- - 4Л~ двух тупюшатой турбины аналогично с', о,22 — — (!300 — 1800) м/сем, что обеспечивается срабатыванием теплоперсцада в 200 — 400 клал/л/'.
Таким образом, ио величине располигаемого теплоперепада можно установить количество ступеней, при котором турбина будет иметь наибольший КПД, Выбирая число ступеней турбины, необходимо учитывать и требования снижения веса турбины и увеличения ес надежности. Наиболее простой является одноступенчатая турбина. Поэтому в некоторых случаях, и особенно когда мощность турбины невелика и уменьшение ее КПД незначительно ухудшит характеристики всего двигателя, отдают предпочтение одиоступенчатой турбиие, если даже оиа работает в таких условиях (х(х,„,,), при которых КПД ее меньше, чем у двухступенчатой. Выбирая тип туроины и назначая ее параметры, не обязатель~но принимать величину х в точности равной оптимальному значению. График зависимости КПД от х в области, близкой к х,„„ довольно пологий и некоторое отступление от х,„, не снизит существенно коэффициент полезного действия. В то же время уменыцение х, как правило, благоприятно сказывается на особенностях конструкции турбины, так как позволяет уменьшить потребную окружную скорость на лопатках и (при гой же с~) и, следовательно, .тибо снизить число оборотов ~урбины, либо уменыпить диаметр ес ротора.
Поэтому многие пз осуществленных турбин зарубежных ЖРД работают в режимах, соответствующих х, меньшим, чем х,„, для принятого числа ступеней. Нагрев рабочих лопаток турбины и выбор температуры рабочего тела Г!овышеипе температуры газа, поступающего в турбину, иозволяез цри прочих равных условиях уменыцить его расход, потрсонь и для того, чтобы обеспечить заданн>ю мощ- 359 ность. Однако при этом усиливается нагрев элементов турбины (сопел, лопаток, диска ротора и других деталей), омываемых рабочим телом. В наиболее сложных условиях ока. ываются рабочис .и1паткп ротора, которые испытывнк7т оолыцие напряжения от действия центробежных сил и сил воздействия газовых стр>й. Кроме того, цод действием газа может наступить и эрозия поверхностей лопатки.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
