Основы теории и расчета жидкостных ракетных двигателей. Учебник под ред. В.М.Кудрявцева (1014186), страница 105
Текст из файла (страница 105)
Треугольники скоростей на вхолопатками). де й выходе иа шнека Расход пропорционален осевой скорости, т. е. )г ==- = с „а (го == с, (с, — осевая скорость при нулевом угле атаки). Следовательно г) = )г / )го = с„,/с,„о —— с„„ /с, , = с, /с, , Так как 1дй, = с„,/и, то г/ = с /(и1ф,), Используя (14.65) й (14.66), получим 1арт/1йр, = 2нс, /(ыз) =с, /с„о —— г/. Учитывая, что с о — — и16()„= шз/(2и), найдем Из треугольника скоростей окружная составляющая абсолютной скорости с,„= ир — с, р/1а~„р, (14.71) где ся~в = У,б/Р,; Рая = /гл(ахОов — 2бов/з1прор) Считаем, что берй)прер — — бр/з)п(5р, где бр и б,р — толщина лопатки на диаметрах Ор и О,р. Подставив (14.71) в (14.59), получим Н, = и — кирУваб Ор/(бр Ьл (нОор — 2 бвй1п ~л.р)).
(14.72) По экспериментальным данным максимальный КПД шнека соответствует режиму д = 0,65. Одним из решающих параметров, влияющих на КПД, является коэффициент диаметра шнека г а 'х и Онв~ 1 (г1вт/Он) 1 аб 2те/(60 м) ' При Кп= 6 —: 7,5, что характерно для шнеков с высокими антикавитационными свойствами, КПД шнека "равен 0,5 — 0,4.
С уменьшением Кп экономичность шнековых насосов растет и при /(и = 4 —: 4,5 может достигать величины 0,7— Тангенциальные насосы. Вихревой нас о с. Вихревой насос (рис, 14.24) — разновидяи ность лопаточного насоса. Жидкость через входной патрубок поступает внутрь насоса, захватывается лоРис. 14.24. Схема вихревого насоса патками рабочего колеса ЗГи движется по окружности 'насоса до входного патрубка. Рабочее колесо представляет собой дйск с плоскими лопатками-пластинами, расположенными обычно перпендикулярно плоскости колеса. Входной и выходной патрубки насоса соединены кольцевым каналом 2, располагаемым в корпусе 1 по периферии или сбоку лопаток колеса.
Жидкость, двигаясь по кольцевому каналу корпуса, многократно поступает в межлопаточные каналы колеса, где перемещается приблизительно с постоянной угловой скоростью. В кольцевом канале корпуса скорость жидкости зависит от площади поперечного сечения канала. Вследствие различных скоростей, а следовательно, различного распределения давления в каналах колеса и корпуса в насосе возникает значительное циркуляционное (вихревое) течение, передаощее энергию от колеса к жидкости. Кроме того, в насосе непосредственно действует давление вращав- 524 шихся лопаток на жидкость — перепад давлений на передней и задней стенках лопаток (рис. 14.25). При вращении колеса поток жидкости с большой скоростью выходит из межлопаточных каналов колеса 1 и смешивается с медленно текущим потоком в кольцевом канале корпуса 2.
Процесс перемешивания этих двух потоков сопровождается передачей энергии жидкости рабочим колесом. Вихревой насос целесообразно применять при относительно малых расходах и высоких напорах (орнентировочно до п, = 40 —: 50). Теория расчета вихревого насоса может быть рассмотрена с использованием теоремы импульсов. Для этого составим уравнение равновесия сил в потоке жидкости на 2 1 2 длине Й кольцевого канала (считаем, что боковой канал концентричен относительно оси вращения колеса и имеет постоянное сечение; гидравлическими потерями пренебрегаем): Рис.
14.25. Токи жидкости между колесом и каналом вихревого насоса: а — аяркулянноянва ток; б — тоя яа.аа перепада давления ва лопатках рРя-1-рдгсялг(1 = (р+ г/р) Рк+ рг/с г/1 или с/р = — р (фг/Ря) (Скл Сн) С(1, где р — давление жидкости в канале; Р„ — поперечное сечение кольцевого канала; Йр — приращение давления жидкости по длине канала; ся, — средняя составляющая скорости потока по направлению окружности при переходе от рабочего колеса к боковому каналу; с„ — скорость основного потока в кольцевом канале, которую приобретает обратный поток при возвращении в рабочее колесо; г/„— объемный расход потока жидкости, циркулирующего в радиальном направлении по каналам колеса (обратный поток) и приходящего на единицу длины кольцевого канала. Прирост давления в потоке по всей длине 1 кольцевого канала от выхода из насоса до входа в него Лр = р (с,//Р„) (св„— с ).
По всей длине канала суммарный циркуляционный поток У„= = д„1. Таким образом, без учета потерь теоретический напор насоса Н, = Лр/р = д,1 (с„„— с„)/Р„= У, (с„„— с„)/Ря. Следует отметить, что циркуляционный поток зависит только от сопротивления, т. е. формы каналов и лопаток колеса. Таким образом, величины д„; У„; с „ присущи определенной геометрии насоса при заданных оборотах, их находят экспериментально. 525 Поскольку с, имеет среднее значение по сечению бокового канала, то можно считать, что с, = У/Р„, где У вЂ” производительность насоса. Следовательно, Н, = д,/(с — У/У /Га = 1г,(ск„— У/Г1/Гк. Согласно этому уравнению зависимость напора от производительности — напорная характеристика вихревого насоса — прямая линия.
Обозначим через У ., производительность насоса (максимальная) при нулевом напоре; На — напор при нулевой производительности. Тогда при,Н,= 0 У= 1г . Следовательно, У„(ск Ушах/Ек)/Ь'к = Оа откуда с к и Упаах/Рак При Н, = Н, У = О. Напор Н, = (У„/г"„)(У,„/Ра), следовательно, 1 г = НаРк/Упах. По опытным данным, ск„приблизительно равна окружной скорости ир колеса (с „= ир) на радиусе гр(ск, ( ир из-за влияния конечного числа лопаток колеса). Расчетный радиус выхода рабочего колеса гр — — г,р+ (г„т,— — г,)/3.
Полезная мощность насоса /1/к = РУН, где Н вЂ” действительный напор насоса. Максимальная полезная мощность достигается приблизительно при У = 0,5У,х и, следовательно, при с = 0,5ск„. Целесообразная работа колеса вихревого насоса состоит только в создании обратного потока (г,. Мощность, затраченная на создание обратного потока, й/, = р 1г, (с„,— с„')/2. Мощность на валу насоса "/аатр а" а+ Лва Напор, развиваемый насосом, Н = й,ив, где й„— коэффициент напора в точке оптимального КПД (при с /и, = 0,5). Он зависит от формы каналов вихревого насоса (рис.
14.26). Найдя величины Н или и, легко определить остальные геометрические параметры колеса. Обычно принимают: ширину колеса Ьяв (г, — г,„вх)/2, число лопаток гам 2ига а/(г — г г,), сечение бокового канала при оптимальном КПД г к = У/ск= У/0,5и,. С учетом влияния конечного ,У,Ф числа лопаток колеса в расчетах обычно принимают с„„= 0,85ив (длЯ пРЯмоУгольных лопа- аг=сгвйгг Драйв йва1 1гвг,г ток). Давление жидкости в коль- Рнс. 14.26.
завнсныость коэффициента цевом канале насоса постепенно напора /а„от формы какала вихРевого возрастает от входного до вы- насоса ходного патрубков и на ходовую часть насоса действует неравномерное по окружности радиальное усилие /х, рг ЬН. Ч е р и а к о в ы й н а с о с. Для получения удовлетворительной экономичности (КПД) при высоких напорах и малых расходах компонентов применяют насосы с вращающимся корпусом — черпаковые насосы (рис. 14.27). Область целесообразного применения черпаковых насосов ограничивается п, =.
1Π—: 30. Насос состоит из вращающегося на валу корпуса 2, на внутренних стенках которого расположены радиальные лопатки 4. Компонент внутрь насоса поступает через входной патрубок 1. Для предохранения вытекания жидкости из вращающегося корпуса в насосе имеется узел уплотнения Б. Внутри вращающегося корпуса размещается неподвижный обтекатель 3 (один или два) с расположенным на периферии входным отверстием, через который компонент поступает в отводящий канал б и выводится из насоса. Обтекатель имеет каплевидную форму с малым гидравлическим сопротивлением. Рнс. 14.27.
Схема перпакового насоса 627 626 где л/ — потери в насосе. Основные потери в вихревых насосах складываются из гидравлических потерь на трение при течении жидкости по каналам и удар при входе потока в каналы колеса и корпуса, объемных потерь из-за утечек по зазорам и механических потерь. Коэффициент полезного действия насоса э/ = 0,2 —: 0,45. По опытным данным, оптимальный КПД будет при с,/ир —— 0,5. Ступень вихревого насоса может развить очень высокий напор, который будет больше, чем у центробежного насоса, при одинаковых окружных скоростях колес. Но область целесообразного ° применения вихревых насосов ограничена малыми расходами — до (5 — 6) 10-вма/с.
По сравнению с ранее рассмотренным лопаточным ц р очным цент обежным больший напор и лучнас осом черпаковый насос при малых дв имеет больш " ший КПД, но конструктивно может оказаться более сл ожным. овского насоса соУравнение напорной характеристики черпаковск го ста вляют учитывая, что теоретический напор насоса на радиусе г не зависит от режима работы насоса, т. е. Н, =(в)гвв) У св о насоса гидравлических потерь Ь„действительный напор насос Н вЂ” Нт Ьв — (в)гвр),в — ~)вгвр) (д где 1„— коэффициент потерь; с„— скорость потока на входе в обтекатель; Й вЂ” коэффициент стеснения потока при входе в обтекатель; „— коэфф ц е Є— площадь входа в обтекатель; У рввввд.
Обозначим Х = зд)!2(А„Рв)в1 и подставим в полученное уравнение, тогда Н = (ыг,„)' — ).1)в. Уравнение напора выражает собой параболу с вершиной при )) = О, крутизна которой зависит от гидравлического сопротивления канала обтекателя и т, д. Насос хорошо работает при обтекателе (лучше одинарном) с относительным размером В/() = 8 —: 10, зазором между вращающимся корпусом и периферией обтекателя, равным 1 — 2 мм, высотой лопаток вращающегося корпуса Ь ~ 0,16В, когда количество лопаток г - 8 и овальное входное отверстие с отношением осей в пределах 2 — 2,5. Диффузор на выходе из насоса желательно иметь с углом раскрытия до 5 — 6'. При расчетах обычно принимают угловую скорость жидкости в) = = 0,97в)„, г е угловая скорость вращающегося корпуса ы„= яп!30; скорость входа потока в обтекатель с„ = 0,65 †: 0,75и, (здесь и, = = вгвв).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
