Основы теории и расчета жидкостных ракетных двигателей. Учебник под ред. В.М.Кудрявцева (1014186), страница 103
Текст из файла (страница 103)
складывается из коэффициентов сопротивления на входе в щель |, — 0,5, на длине щели Л(/(23 ) (1— длина щели, Л=0,04 —:0,08) и выходе из щели 1,„аж Рнс. 14.15. Типы уплотнений колеса: и-проетоа лабиринт р-в,во.; 0,4В; З -О,З вЂ”;о,вмм; б — двухрвдвма лебириит В-О,М вЂ” 0,ЗВ; З -О,З . , 0,5 мм; е — вливающее увлотвевие р О,З — 0,45; В 0,00 — 'О,!5 мм т 1, т. е.
р, = 1/)' Л(/(2Я ) +- Евх+ Еи „. Теперь расход через лабиринт " ут = 2рпоупзщ Обычно в насосах ЖРД т),б — — 0,85 —: 0,97. Механические йотери. Механические потери Умел = Утр.д+ Луп+ Л под+)Уг.т где У';р~дм( — дисковое тРение — мощность тРениЯ наРУжной повеРхности колес о жидкость; У, — мощность трения в узлах уплотнения; У,д — мощность трения в подшипниках; У,, — мощность гидравлического торможения, возникающая за счет обратных токов на входе и выходе из колеса при нерасчетных режимах.
Мощность на валу насоса, затрачиваемую только на гидравлику насоса без механических потерь, называют гидравлической мощностью насоса У,. Отношение гидравлической мощности ко всей затраченной- называют механическим К/7Д насоса: Обычно в насосах ЖРД у) „= 0,85 —: 0,98. Точное определение всех составляющих потерь затруднено, по- ' этому пользуются различными опытными формулами, например" 514 Утр.д = /д)р.дат'Гтиб(КВТ), ГдЕ Г, — В ММ. МОЖНО ПрИНятЬ й,рд —— = 2 10 '.
Часто потери на дисковое трение оцениваются КПД диско ого трения т),р д 1 У рд/(Р)г 7/ + Лг р д), тогда Луп+ Лпод — (Ог005, Ог01)Увито так как Уг т на расчетном режиме мало, то в этом случае его не учитывают. В насосостроении иногда употребляется внутренний мощностной КПД гвитт т ~юо т!тр.д Р)граб ге /Уеиутг Увнут Р1 раб~в + Л тр.д — ВНУТРЕННЯЯ МОЩНОСТЬ.
Осевое усилйе. Йа колесо центробежного насоса, не имеющего специальных разгрузочных устройств, всегда действует осевая сила, направленная в сторону входного патрубка. Осе- рг рг рг вое усилие может быть очень значительным. Что- й бы чрезмерно не нагру- руди г РУ4ЛР жать ходовую часть насоса (подшипники), применяют различные типы разгру- рдр зочных устройств, например гидравлически разгру Рнс. 14.16. Эпюры осевого давления на нажеииое колесо, т.
е. коле- Ружных стенках нентробежного колеса со с двусторонним уплот пением (см. рис. 14.9) и отводом жидкости со стороны основного диска колес во входную область насоса через специальный трубопровод или отверстия в диске колеса. В последнем случае необходимо, чтобы проходное сечение отверстий в диске было в два и более раза больше площади щели (лабиринта) уплотнения по колесу.
Размещение отверстий на колесе не должно, конечно, портить его кавитационные качества. От конструктивного выполнения центробежного колеса (узлов уплотнения, типа дренирования) зависит суммарная составляющая й) ом Рнс. 14,!7. Схемы открытого (о) н закрытого (б) нмпеллеров 17е 5!5 осевых усилий, действующих на одну и другую стороны колеса. Эпюру давлений (рис. 14.16) ра до Рт (р п,„и р п ) можно построить, используя уравнение (14.47).
Давление на входе р«обычно известно, а давление в дренажной полости рир отличается от р«на величину потерь давления в дренажной магистрали. Обычно при г, ,„ = гтп лр колесо считается разгруженным. И м п е л л е р . Его применяют в насосах ЖРД для создания надежного гидравлического уплотнения по валу насоса. Конструктивно это диск с 6 — 10 лопатками 2 высотой 2 — 5 мм и толщиной 2 — 3 мм. Импеллеры (рис. 14.17) бывают открытыми и закрытыми (с козырьком). Их устанавливают с радиальным (наружным) зазором 0,1— 0,3 мм и осевым (между корпусом насоса и лопатками импеллера) рабочим зазором 0,5 — 2 мм. В закрытых импеллерах менее возможно попадание газовой фазы в полость, где находится жидкость.
При вращении импеллера имеющаяся в рабочем зазоре жидкость находится в равновесном состоянии от действия центробежных сил, развиваемых жидкостью, и разности гидравлического давления по высоте диска. Условия радиального равновесия частицы жидкости «(р = р«вкг«(г. Проинтегрировав уравнение от г, до г, при г = г, получим р, — р, = рюк (гв ив г;//2. (14. 50) $Это максимальный перепад давления, который может создаваться нмпеллером (теоретически).
Для реального импеллера необходимо ввести коэффициент й 0,9. Таким образом, напор, создаваемый импеллером, //имп =1/«и„~ Рщв (гв — гх)/2. Если зазор между корпусом и противоположной от лопаток стороной диска импеллера велик, то можно принять ри = ра. Если зазор мал, то угловую скорость вращения жидкости можно считать равной половине угловой скорости колеса ш„= «о/2, и уравнение (14.50) по аналогии с уравнением (14.47) примет вид р, — р, = р«а'(тг — гв)/8. Мощность, потребляемая импеллером, «"/вми = "имп 0,008 рю' гаа, где /гнпп 3 2/«/(/«+ 8 ) Ь вЂ” высота лопатки; 8„— осевой рабо- чий зазор.
Применение импеллерного уплотнения снижает механический КПД насоса на 2 — 5%. Осевые насосы. В турбонасосных агрегатах ЖРД могут приме- няться многоступенчатые осевые насосы с профилированными лопат- ками по всей их длине (рис. 14.18) или одноступенчатые осевые на- сосы (шнеки) с прямыми на всей или большей части лопатками, рас-л,.".* положенными по винтовой линии (рис, 14.19). В общем случае тип 'иа( осевого насоса (изменение по радиусу теоретического напора, степени а) с, Рис. !4.18. Осевой насос: а — схема насоса «1 — рабочее колесо.
а — вапраилнющиа аппарат); б— мернвиональное сечение лопатки колеса реактивности, осевой скорости и т. д.) определяется законом распределения по радиусу (от «(„до /7,) колеса циркуляции потока с„г. У колес с профилированными лопатками обычно с„г = сопи((с„г = сопз1; с,„г = сопз1; с, /г = сопз1 и др.); у шнеков закон распреде- в (1 — р, ) «йез, „, ления циркуляции слг = шгв(г/г )' (г/ги)а + 1 т. е. с„г = «р(от; г; рр н). Здесь 1 — (8 т//Рн)а + 8 !'2л,и 1а 32, 1л ("ет/Йд'+ 18 йх„„ Многоступенчатые осевые насосы применя«от для подачи компонентов с малой плотностью, например жидкого водорода, а шнековые — для борьбы с кавитацией на входе в любые насосы ЖРД. У осевых насосов в соответствии с (14.4) Нт = и (с,л — с,„).
Следовательно, для получения высоких напоров в осевых насосах желательно иметь большую величину с,„— с,„, т. е. возможно большие углы потока ра — Р«в решетке, что во многом зависит от Рис. 14.19. Схема шнекового колеса 817 изгиба р» — р( профиля лопатки осевого многоступенчатого насоса или величины угла атаки Лр( = р,« — ]), лопаток шнекового насоса. Обычно в осевых насосах применяют решетки с достаточно большой густотой лопаток т„= Ь«Н, (1 4.51) где 5 — длина хорды лопатки; 1 — шаг решетки.
В тках с малой густотой, что обычно бывает в осевых насосах с большой производительностью и малым напором, лопатки ра т решетка бог ают как независимые аэродинамические профили и рассчитывают их с учетом циркуляции потока по теореме Жуковского. Подобные насосы называют пропеллерными. Кинематические параметры и направление потока в осевом насосе (с, и(, и, р, а, с„, с, и(„и др.) определяют аналогично параметрам центробежного насоса, рассмотренного ранее. Высота лопатки й = (Р— (1„)/2.
(14.52) с, =44(г~, /'[ (Є— (1 /1 (14.53) 'де з раз = Чоэ— = 1//Ч вЂ” расход компонента с учетом утечек. Обычно Ч,е = 0,85 —: 0,95. '(На входе в межлопаточный канал колеса скорость с„„=1С„ //«„ /« — коэффициент загромождения лопатками входа в колесо. где Абсолютные скорости потока после выхода и на выходе из л ко еса соответственно:, с»~ = 4 1'рае ] [" ((Рн ~вт]1 ' с«~ = с»«(//««~ (14.55) (14. 56) где /«» — коэффициент загромождения лопатками в.хода из колеса. После рабочего колеса осевого насоса в зависимости от его тина н назначения могут располагаться лопаточный или спиральный диффузор, направляющий аппарат или колесо центробежного насоса. От степени реактивности осевого колеса зависит характер изменения параметров в ступени насоса. При с,„ = 0 согласно (14.19) р„,„ = = 1 — с,„/(2и), при с,, чь 0 реактивность колеса р„„'= 1 — (с,„+;с,„)/(2и), у осевых насосов обычно р„„= 0,6 —: 0,8.
(14.57) 5(з Перед входом в колесо осевого насоса абсолютная скорость потока, как правило, имеет осевое направление с« = с« . Осевая скорость потока На рабочее колесо осевого насоса из-за разности давлений на входе и выходе всегда действует осевое усилие ' [ [ ] ("[ /] ((4.58( О с е в о й м н о г о с т у п е н ч а т ы й н а с о с. Многоступенчатый осевой насос обычно выполняют из нескольких идентичных ступеней. Ступень состоит (см.
рис. 14.18) нз лопаточных решеток рабочего колеса и направляющего аппарата. Ступень осевого насоса может обеспечить значительный расход компонента, но при относительно небольшом напоре р = 0,5 —: 1,5 МПа. Хорошие качества осевых насосов возможны при оптимальных величинах углов входа и выхода потока р, и р«, относительной скорости а(„осевой скорости с,, густоты решетки т, отношении (1„/Р = а„, степени реактивности р„„и др. Обороты вала насоса ограничиваются прочностью рабочего колеса или антикавитациоиными качествами насоса.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
