Жидкостные ракетные двигатели Добровольский М.В. (1014159), страница 57
Текст из файла (страница 57)
Шнеки обычно двух- или трехзаходные; напор- ность шнека составляет 3 — 20% от общего напора *. Кавитация может быть предотвращена также наддувом баков до 2 — 6 ага (=0,2 —;0,6 Мн/м') для того, чтобы соответственно повысить давление на входе в насос. Антикавитационные свойства насосов зависят от конструктивных форм (число и длина лопаток, угол атаки, применение двустороннего входа, применение переразмеренных колес), а также от термодинамическнх свойств подаваемого компонента [1391,1141).
7. 2. РАСЧЕТ И ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСОВ ЖРЛ * Подробно работа и расчет осевых шнековых цреднасосов рассмотрены в работе [139,". 278 Порядок расчета Исходными данными для расчета насоса ЖРД являются: расход компонента, объемный — Я ма/сек или массовый — 6 кг/сек; необходи. мый напор насоса Н м и давление на входе в насос р„.
Инженерный расчет насоса должен дать следующие основные его параметры: — основные размеры с[ит, Рю, Рь Ь!, Рм Ьа, — форму колеса в меридиональном сечении, число и профиль лопаток, размеры улитки; — мощность и КПД; — характеристики. Расчет насоса можно проводить в следующем порядке. 1. Выбираем число оборотов насоса н аб/мин. Оно может быть задано; тогда из расчета на кавитацию необходимо найти давление на входе Р„к„, обеспечивающее бескавитационную работу. Если число оборотов нужно определить, то его находят из расчета на кавитацию по формуле (7. 32). Если на одном валу размещается несколько насосов, то число оборотов вала определяется по наименьшему расчетному числу оборотов. 2.
По формуле (7. 11) определяем коэффициент быстроходности и,. 3. Задаемся предварительно значениями КПД Чр=0,9 —:0,95 при п,=30 —:130 (ббльшим и, соответствуют большие 11р); т1,=0,7-:-0,9 н Ч„=0,85 —:0,98. Оцениваем предварительно Ч„=г1,Ч„1)„. 4.
Находим в первом приближении потребную мощность насоса (7. 10): у трчн 5. Крутящий момент на валу Л4„р — — 71620 —" кГ см, л диаметр вала находим из расчета на кручение; где тх к)7см' — допустимое напряжение на кручение. Если диаметра вала получается неконструктивно малым, его соответственно увеличивают. 6. Из конструктивных соображений находим диаметр втулки Ы„= (1,1 —:1,3) г(,. 7. Действительный объемный расход компонента через колесо Оо — — — мыс ел. 0 Чо и.
Определяем размеры входа в колесо. По формуле (7. 19) находим эквивалентный диаметр и диаметр входа Р й 10з.1 1 1,'р Л где Й,=б — 16; Рр — — ~/ Р' +11'р Диаметр окружности Р1, на которой находится кромка лопатки, берется равным Рр или несколько меньшим (последнее обычно при отсутствии преднасоса). 9. Скорость движения жидкости на входе (7.
12) Ер Ер 1О. Определяем ширину входа на колесо Ь1. Для улучшения антикавитационных свойств вход выполняют уширенным; соответственно ширину Ь1 находим из условия 1,2( ',' (2,5, Ю1э откуда Ь,=(0,375 —: 0,625) — ". В1 279 11. Зная Р, и (2, определяем окружную скорость и1 и меридиональную скорость с1 . Согласно уравнению (7. 16) я121п и= —. 1 60 В соответствии с уравнениями (7. 13) и (7.14) 122 с,,„= ги (7. 33) где в соответствии с равенством (7. 6) Н, = НЦ21,.
Коэффициент А„при практических расчетах можно брать равным 0,5. По найденному значению и2 находим приближенное значение диаметра колеса: 2 (7. 34) Задаемся величиной угла выхода потока с колеса, т. е. углом наклона лопатки 52. Для обычных насосов р2 принимают равным 15 — 60' (для водородных насосов до 90'). При этом меньшие значения 52 имеют насо.
сы с большим значением коэффициента быстроходности л,. В отдельных случаях, при очень высоких напорах и малых плотностях компонентов, можно принимать значение 52 порядка 40 — 60'. По найденным предварительным значениям Р, и 52 проверяем правильность выбранного в п. 12 числа лопаток сс в=65 - ' 5!П Р2 О1 81 +22 (Р2 — В1) 2 (7. 35) Обычно з=б —:12. Задаемся с2 . В первом приближении с2 =с1 . По формуле (7.22) находим ширину колеса на выходе (22. При этом 2(22 определяем предварительно по уравнению (7.21).
Величина Ь2 из конструктивных соображе- 280 Коэффициентом стеснения 2(21 предварительно задаемся (0,85 — 0,9). После определения 51, з и 111„величина 2р1 корректируется по формуле (7. 15). 12. Угол наклона лопатки на входе находим из треугольника скоростей (см. рис. 7.6): 1д51=с1 /и.
Угол наклона лопатки 51„определяем в соответствии с равенством -(7.!9): 1)1.,— — 91+Л(4, где Лр =5 —:15'. При малых углах 01 берут ббльшие значения Лр, так как малые 51„приводят к невыгодной форме межлопаточного канала (длинный узкий канал). Обычно ~1з находится в пределах 12 — 22'. Определив 81, задаваясь толщиной лопатки 01=3 —:5 мм, по формуле (7.15) корректируем значение 2)21.
При этом число лопаток з выбираем предварительно, по аналогии с другими конструкциями; правильность выбора проверяем в дальнейшем по равенству (7.35). Если входная кромка лопатки не параллельна оси вращения, а имеет большой угол наклона, то разные точки кромки имеют разные значения и1 и угол ~1ч необходимо определять для нескольких точек.
13. Определяем параметры на выходе из колеса в два приема: сна. чала приближенно, а затем полученные величины уточняются. Для грубого определения диаметра Р, найдем приближенное значение окружной скорости по формуле (7.26), считая Н,=Н,: 112 Н, =Ԅ— ', У ний берется не менее 4 — 5 лтм; при этом допускается уменьшение сг до Величины Сгщ 0,5с11л. Уточняем полученные предварительные величины. Для этого по формуле (7. 27) определяем Н, =Н,(1+р), где р находим по формуле (7. 28), Определяем уточненное значение иг. В соответствии с рис. 7. 8 формулу (7.
25) перепишем в виде откуда Сгм тг 88 $ 1 28 ) (7. 36) 0 0 2и1тА Рис. 7. 12. Построение меридионального сечения колеса насоса Определив несколько значений Ь; при разных ]сь профилируем боковые стенки канала как огибающие окружностей радиусами Ы2 с центрами на средней линии. 15. Исходя из полученных значений Рь рьь Рг и рг, профилируем лопатки. 18. Выбираем тип диффузора (если он необходим). 17. Определяем размеры и профилируем улитку насоса.
18. Профилируем входной и выходной патрубки насоса. 19. Определяем величины гидравлических потерь и находим точное значение т[,. При большом расхождении полученного значения т], с заданным корректируем расчет е. ' Подробно проектирование участков и определение параметров, указанных в пп. 1б — 19, рассмотрено в работах [28], [139], [!40]. 281 Определив и, находим по формуле (7. 34) уточненное значение Рг. г о Если расхождение Рг с Р,' более 5/е, расчет проводим заново, используя полученное значение Рг как исходное.
14. Производим профилирование колеса в меридиональном сечении. Для этого задаемся формой средней ь линии колеса. Обычно форму средней линии берем аналогичной средней линии колеса сходного насоса. В известной степени форма средней линии определяется величиной коэффициента быстроходности п, (см. рис. 7.4). Ширина меридионального сечения иа входе и выходе известна, так как известны Ь, и Ьг. Определяем изменение меридиональной скорости с по сечению колеса. При этом считаем, что по сечению скорость с изменяется, плавно (обычно по прямой) от скорости с1 до скорости сг„, (рис. 7.
12). Ширину сечения Ь; на произвольном радиусе ]ст определяем по формуле, аналогичной выражению (7.33) (без учета стеснения сечения лопатками): Характеристики насосов Работа насоса в системе подачи ЖРД характеризуется напором Н, расходом Я, числом оборотов и и КПД насоса т1„. При заданных Я и 11, мощность и напор однозначно связаны уравнением (7.!О): и 0 т 75Ча В практике наибольшее распространение получили характеристики в виде зависимостей напора, КПД и мощности от расхода.
Рассмотрим зависимость Н=1(Я), называемую напорной хараа ктер исти кой. Рис. 7.13. Напорные характеристинн при постояаном числе оборотне Рис. 7. 14. Зависимость гидравлических потерь от расхода При бесконечном числе лопаток согласно уравнению (7.25) (7. 37) 282 пасти Н, к В соответствии с выражениями (7.23) и (7.22) и учитывая, что прн бесконечном числе лопаток ара = 1, получим ие сся рт Н, с'о д лп таба т.
е. уравнение прямой линии. Наклон характеристики Н, =1(ф зависит от величины рт. При ра(90' (лопатки загнуты назад) получим «падающую» характеристику (рис. 7. 13). При конечном числе лопаток по формуле (7. 27) Н,= — '" . 1+ р Считая, что р не зависит от расхода, получим характеристику Н,=1((,1) в виде прямой, ординаты которой уменьшены в (1 +р) раз. Для получения действительной напорной характеристики необходимо из Н, вычесть гидравлические потери Лй,.
Согласно выражению (7. 5) Лй„=Лйтп+Ь, . Потери на трение ~й,р возрастают пропорционально квадрату расхода (рис. 7.14). Потери на срыв и удар стттта возникают вследствие несоответствия направления потока направлению каналов. При уменьшении расхода, а также при очень больших расходах величина ЛЛ» возрастает. Минимум гидравлических потерь (обычно соответствует расчетному режиму) не совпадает с минимумом Л)тта. Определив разность (Н,— ЛЬт) при разных напорах, получим действительную напорную характеристику при заданном числе оборотов Н=~(О) (см. рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
