Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 20

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 20)

Комплексы Н, Л', 1/ сохраняют свойства критериев подобия только для геометрически подобных насосов. Для геометрически неподобиых насосов комплексы Й, Л', 17 используются в качестве безразмерных комплексов. Безразмерные комплексы Н, Л~, У широко используют при обобщении данных геометрически неподобных насосов. Их удобство состоит в том, что при переходе к ним уменьшается число переменных, которыми надо оперировать при исследовании.

Исключив из формул (2,!60) и (2.161) линейные размеры Р и Р , получим другой вид критерия кинематического подобия и, '= вф~ 'г' )'Н '* = га„~У )г„) Н ~'. ~ '(к (2.163) „К Он характеризует геометрические соотношения, вытекающие из х'Р ' кинематического подобия. Критерий п, называегся коэффициентом быстроходности. В технической системе единиц Рис. 2.89. Примерный вид меридионального сечения колес насосов с различными коэффициентами быстроходности он будет иметь низкий КПД. Как будет показано дальше, при малых п„наряду с радиальными центростремительными турбинами, применяются осевые турбины. Это вызвано конструктивной простотой осевой турбины и удобством ее компоновки в агрегате.

Для увеличения высоты лопаток колеса осевой турбины вводят парциальный подвод газа к нему. Установив влияние коэффициента быстроходности насоса на форму меридионального сечения колеса, следует отметить, что нет строгой однозначной связи между геометрическими соотношениями колеса (РегРа, б,,'Ра и т. д.) и коэффициентом быстроходности насоса. На геометрические соотношения оказывают влияние и другие параметры насоса, которые выбираются при проектировании т,м еь м кавитационных свойств насоса щшхпдвдся уведичивздь диаметр входа в колесо Р, ишинрину колеса.Ьх А это при том же значении ллгр..

х.. Лмкчмав-»,„еа.о л ~а ° ь ю, в -- - жил выбор параметров, влияющих на геометрические соотношения колеса и на расчетные коэффициенты, производится в более широком диапазоне, чем в стационарных насосах. Так, угол выхода из колеса насосов ЖРД меняется от 25 до 90', а из колеса насосов общего машиностроения — от 20 до 40' и т. п.

В результате этого в насосах ЖРД коэффициент быстроходности и, только приближенно характеризует геометрические соотношения колеса и определяет расчетные коэффициенты. В стационарных насосах зависимость между геометрическими соотношениями и расчетными коэффициентами может быть более строгой. Отметим, что для многоступенчатых насосов коэффициент быстроходности па подсчитывается не для всего насоса, а для его ступени. Если ступень насоса имеет двусторонний вход, значение п, определяется по расходу через один вход. 98 2.1!.3.

Турбины Для геометрически подобных турбин (на установившихся режимах в области автомодельности по числу Ке) критериальное уравнение (2.159) можно записать в виде Х, т! = 1(и/с,д, (е, Мса ), где Х = 1,((ела()а); Мса = с,д/а. В турбинах на массовый расход влияет плотность газа р„по- этому на критерий расхода влияет масса. Для турбин критерий кинематического подобия обычно записывается как и/с,д. Из геометрического и кинематического подобия для турбин вытекает равенство критериев: коэффициента расхода ра) (2.

166) и безразмерной (приведенной) мощности Л' = !У/(РаолчУ'). (2.167) Число М, может быть заменено приведенной скоростью Х,, сад ад =- с,д(а„р, так как Х, однозначно связана с М, и (е. ад сад Коэффициент работы и безразмерная мощность однозначно свя- заны: Л' = т/,. Безразмерная мощность как критерий более харак- терна для турбины, так как ее задача выдать мощность. Поэтому критериальное уравнение (2.165), дополненное критерием т, можно записать в виде гп, Лг, Ч =1(и(с,д, )л,, й).

(2.168) Если геометрически подобные турбины испытывают на одном н том же газе (й = Ыеш), то уравнение (2П68) примет вид т, Лг, т) =1(и/с,д, 3,, ). Для определения параметров проводят испытания натурных турбин на модельных газах (воздух, фреон). В этом случае геометрическое подобие соблюдается безусловно, но могут не сохраняться равными значениями А для натурного и модельного газов. Если разница в значениях й модельного и натурного газов не превышает 10 еа, то, как показывает опыт, отклонением от условия й =--!г!еш можно пренебречь и использовать зависимость (2.! 69).

Для геометрически неподобных турбин комплексы, входящие в уравнение (2.168), теряют смысл критериев подобия и используются как безразмерные комплексы. Если не обеспечивается геометрическое подобие по шероховатости поверхностей и зазорам, говорят о неполном геометрическом подобии, которое учитывается при пересчете данных испытаний модели на моделируемый объект. С помощью критериев лл и п(сад, исключая средний диал1етр Вор, можно получить комплекс, который также будет критерием кииематического подобия турбин !! = м р гл(ра(( оад' Умножив и разделив критерий П на плотность газа на выходе из соплового аппа- рата р,ад, соответствующую адиабатной скорости истечения стал, получим П ш~ Уззд 1/ Ргал ы г "ад Рз Е'«1 ~так' оал оал (2.170) где )угад — объемный расход газа на входе в колесо турбины, рассчитанный по параметрам адиабзтного процесса.

По аналогии с выражением (2.164) получим выражение для коэффициента быстроходности ступени турбины н,т. На основании формулы (2.170) Рис. 2.60. Примерный вид меридионального сечения колес осевых и радиальных центростремительных турбин с различными коэффициентами быстро- ходности 100 и, = 193,3а ~I )гы /(~тл= 193,3п() (х, й). (2.Н1) Из последнего выражения следует, что при дс = Ыегп и л = Ыегп коэффициент гзк быстроходности л,т является критерием кинематического подобия для турбин, так как он однозначно связан с критерием подобия П. Коэффициентом быстроходности турбины л,т, как н коэффициентом быстроходности насоса и„ пользуются для приближенного определения формы меридионального сечения колеса турбины (рис.

2.60). С увеличением л,т возрастает высота лопатки колеса, отношение диаметров радиальной турбины Рзср)Р, увеличивается. Турбины с лзт ( 60 для увеличения высоты лопатки выполняются, как правило, с неполным йодводом газа по окружности колеса (парциальным подводом). Однако нет строгой однозначной связи между геометрическими соотношениями колеса турбины и значением л, .

На геометрические соотношения колеса. оказывают влияние и другие параметры, которые выбираются при расчете независимо от л,т. На рис. 2.50 и 2.60 показаны колеса лопаточных машин с различными значениями пз и паю Насосы ЖРД обычно имеют п, =- 30 ... 150. Причем насосам горючего соответствуют меньшие значения и„ а насосам окислителя — большие, так как объемный расход 1) насоса окислителя больше, а напор О меньше, чем соответствующие величины для насоса горючего (см. равд. !.1).

Поэтому насосы горючего имеют колеса с более узким и длинным меридиональнымсечением. Автономные турбины ЖРД, выполняе- мые осевыми, имеют и,, ~ 80, а предкамерные — л,„) 80, поэтому у колес предкамерных осевых турбин более длинные лопатки, чем у автономных турбшц Нз рис. 2.60 следует, что при одном и том же коэффициенте быстроходности можно использовать как центростремительные, так и осевые турбины. Выбор типа турбины определяется дополнительными условиями: конструктивными особенностями, удобством компоновки в агрегатах и т. д.

З.!З. ПОТЕРИ Н ЛОПАТОЧНЫХ МАШИНАХ 2.!2.1. Классификация основных видов потерь Внутренние потери. При осуществлении рабочего процесса в реальной лопаточной машине имеют место необратимыс потери механической энергии. Потери механической энергии можно разделить на четыре группы: а) внутренние потери; б) скоростные выходные потери; в) потери, связанные с утечками рабочего тела; г) механические (внешние) потери. Под внутренними потерями будем понимать все потери внутри лопаточной машины, приводящие к изменению энтальпии рабочего тела. К этой группе потерь относятся потери, связанные с трением и вихреобразованием (отрывом) в турбинах и компрессорах при достижении звуковых скоростей, а также волновые потери.

Внутренние потери, связанные с течением в лопаточных решетках, подводах и отводах, будем называть гидравлическими, дополнительные потери, связанные с работой колеса лопаточной машины, — дисковыми потерями. К внутренним потерям следует отнести также потери энергии, приводящие к изменению энтальпии рабочего тела в связи с его перетеканием, например из-за подогрева рабочего тела при дросселированин его в зазорах и при последующем смешении с основным потоком. Если перетекающая через зазоры жидкость (утечки) не смешивается с основным потоком и, следовательно, не меняет состояния рабочего тела, то потери, возникающие при этом, не будем относить к внутренним.

Примером таких потерь могут служить потери из-за утечки жидкости через дренаж в окружающее пространство. Скоростные выходные потери. Кинетическую энергию жидкости, подсчитанную по выходной скорости, в турбинах условно принимают за потерянную энергию. Эту энергию можно рассматривать как потерянную в том смысле, что она не может оыть преобразована в полезную работу данной ступени турбины. Эти потери, которые называют скоростными выходными потерями, подсчитывают по скорости выхода газа из турбины (., = с1/2. (2.172) Потери, связанные с утечками рабочего тела.

Характеристики

Список файлов книги