Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 21

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

Текст из файла (страница 21)

На мощность, выдаваемую или потребляемую машиной, влияет также потеря (утечки) рабочего тела. Массовый расход рабочего тела, по которому рассчитывается располагаемая или полезная мощность лопаточной 101 машины, может отличаться от массового расхода рабочего тела, проходящего через колесо лопаточной машины, из-за его утечек через зазоры, отделяющие колесо от корпуса.

В насосах и компрессорах часть жидкости, вытекая из колеса, проходит по зазорам и через дренажные системы поступает в бак или на вход в колесо. В турбине не весь подведенный газ поступает к колесу — часть его может вытечь через осевой и радиальный зазоры между колесом и корпусом. В связи с этим действительная мощность будет меньше, чем мощность, рассчитанная по массовому расходу подведенного газа. Массовый расход утекающей жидкости при известных конструкции и параметрах машины может быть рассчитан.

Утечка жидкости в общем случае рассчитывается по формуле: ит = фт $' 2р Лрт, (2.173) где (е — коэффициент расхода щели уплотнения; 7 — площадь сечения щели; Арт — перепад давлений на уплотнений. Для сжимаемой жидкости тт = ф Рипа,ру() ), (2.174) где критические параметры подсчитаны по параметрам газа перед уплотнением, а приведенный расход д (Х,,) берется в функции степени понижения давления в уплотнении б„.

Оговорим, что перечисленные выше потери характеризуют работу отдельной лопаточной машины — насоса, турбины или ТНА. Некоторые потери отдельной лопаточной машины могут не являться потерями для двигательной установки. Так, скоростная энергия газа на выходе из турбины может быть использована для создания дополнительной тяги. Механическая энергия жидкости, перешедшая в тепловую, является потерей для насосов, но не является потерей для двигательной установки в целом, так как повышает энтальпию топлива в камере. Для схем с предкамерной турбиной это же положение будет справедливо и для турбины. Механические (внешние) потери.

К механическим (внешним) потерям относят потери в подшипниках, в контактных торцевых уплотнениях вала, манжетах, мощность, затрачиваемую на привод импеллеров и т, д. Мощность, затрачиваемая на механические потери, называется мощностью механических потерь. 2.12.2. Внутренние потери 2.12.2.1. Гидрааличееиие потери Потери в лопаточных решетках. Потери энергии при течении в решетках можно условно разбить на три группы; профильные (первичные) потери, концевые (вторичные) потери и дополнительные потери. П р о ф и л ь н ы е п о т е р и — потери энергии, возникающие 102 прн обтекании лопаточной решетки.

Профильные потери слагаются из: а) трения в пограничном слое; б) потерь на образование вихревых зон при обтекании профиля и выходных кромок (отрывные потери); в) волновых потерь, связанных с прохождением потока через скачки уплотнения, Наиболее точно эти потери в осевых машинах и неподвижных элементах радиальных машин можно определить продувкой лопаточной решетки. В этом разделе мы остановимся на выяснении структуры пограничного слоя и рассмотрим характер профильных потерь при дозвуковых скоростях, чтобы выявить наиболее общие закономерности обтекания лопаток предкамерных турбин и насосов. Особенности течения и потерь при сверхдвуковых скоростях, характерные для автономных турбин, будут рассмотрены в равд.

4. Рассмотрим более подробно картину течения в пограничном слое на примере некоторых профилей. На рис. 2.61 приведено схематичное изображение пограничного слоя на профиле реактивной конфузорной решетки при дозвуковых скоростях. Реактивные конфузорные решетки применяются в турбинах, в частности в сопловых аппаратах и в рабочем колесе предкамерной турбины ЖРД. Натекающий поток разделяется лопаткой на две части. Точка 1 называется точкой разветвления. В ней скорость равна нулю, а давление достигает максимального значения.

На корыте, начиная от точки 1, толщина пограничного слоя б„,р постепенно увеличивается. Ближе к выходу на конфузорном участке, где поток ускоряется, пограничный слой утоньшается. На спинке профиля лопатки толщина слоя 6„, обычно медленно нарастает, заметно увеличиваясь на участке косого среза, На этом участке возможен отрыв потока от поверхности лопатки. В зависимости от режима течения и профиля лопатки пограничный слой может быть ламинарным, турбулентным или смешанным. На рис.

2.6! изображена картина течения, при которой пограничный слой на корыте и на спинке вблизи точки разветвления ламинарен, затем он на спинке переходит в турбулентный с тонким ламинарным подслоем. При значительной конфузорности межлопаточногб канала точка перехода ламинарного пограничного слоя в турбулентный может располагаться на косом срезе. В автономных турбинах ЖРД широко применяются активные решетки.

При дозвуковом обтекании профиля лопатки активной решетки в пограничном слое обычно также можно выделить три участка (см. рис. 2.62): ламинарный (1), турбулентный (2) с ламинарным подслоем (3) и отрывную область (4). Их протяженность сильно зависит от угла атаки. При положительных углах атаки точка пеРехода (5) и зона отрыва (4) приближаются ко входу. При обтекании активной решетки наблюдаются более глубокое понижение давления на спинке лопатки и большой пик давления со стороны корыта при входе в лопатку. При таком распределении 103 Рнс, 2.б1.

Схематичное наображенае пограничного слоя на профиле лопатки реактивной решетки: ! — точка раааетилеиин; т — ламинарный пограничный олой; 3 — тачка перехода; и — ламинарный поделОй: 5 — турбулент. ный слой Рис. 2.62. Схематичное изображение пограничного слоя на профиле лопатки активной решетки давления у выходной кромки лопатки активной решетки имеет место диффузорное течение, которое сопровождается отрывным течением. При малом угле входа диффузорная область появляется на выходной части спинки. В диффузорных решетках у выходной части спинки имеют место диффузорное течение, набухание пограничного слоя и его отрыв. Отрыв приводит к образованию вихрей с обратным током у поверхности.

Вихревые жгуты переходят в основной поток и затухают в нем. На создание вихрей затрачивается энергия, и профильные потери при обтекании лопаток возрастают. Решетки центробежных насосов, как правило, диффузорные, поэтому утолщение пограничного слоя и его отрыв наблюдаются в них часто. При обычных для центробежных насосов положительных углах атаки, как показано на рис. 2.63, происходит отрыв струи к концу лопатки с тыльной ее стороны. В этом месте кинематическая энергия частиц пограничного слоя будет недостаточной для преодоления перепада давлений. При Ке ~ 10' число Рейнольдса заметно влияет на потери при обтекании лопаточных профилей 1Ке = год„,Ъ).

Чем меньше Ке, тем больше потери. В лопаточных машинах ЖРД обычно Ке ) 1О'. При этом шероховатость оказывает более сильное влиянис на потери, чем режим течения, определяемый числом Ке. При больп!их шероховатостях потери в решетке заметно увеличиваются. При среднеквадратичной высоте неровностей до 5 мкм качество обраоотки мало влияет на потери в решетке, так как неровности поверхности закрываются ламинарпым подслоем. Обычно проточная часть насоса, внутренние поверхности корпуса и диска колеса выполняются с Ка =- !О мкм. После литья такая шероховатость достигается специальной обработкой. Уменьшение шероховатости приводит к увеличению КПД насоса. Проточная часть турбины, как правило 104 выполняется с Ра =- 6,3 мкм, а поверхности диска и корпуса— с Ка = 10 мкм. Чем меньше размеры лопаточной машины, тем меньше должна быть шероховатость поверхности.

Существенные потери возникают при обтекании выходных кромок. Кромочные потери, соизмеримые с трением, относятся также к профильным потерям. На выходе из решетки поток подвергается внезапному расширению и за кромкой возникают вихревые отрывные зоны. Чем толще выходная кромка и чем более ~устая решетка, тем больше кромочные потери. Вытекающий из решетки поток существенно неравномерен (рис.

2.64). Концевые (вторичные) потери — потери, возникающие у концов лопатки. Рассмотрим последовательно все потери, которые относятся к концевым: 1. Потери трения на цилиндрических поверхностях, ограничивающих межлопаточный канал по высоте. Парный вихрь. Трение на внешней и внутренней ограничивающих поверхностях приводит к торможению скорости возле них; наличию градиента скоростей и развитого пограничного слоя. В общем случае влияние трения на наружной и внутренней поверхностях на течение различно, но основные закономерности должны быть аналогичными.

Эти потери на трение определяются режимом течения и состоянием поверхности и могут быть оценены с учетом числа Ке. В общем балансе потерь их доля существенна только при малой высоте лопатки. Наличие трения на ограничивающих поверхностях при течении по межлопаточным каналам, которые всегда криволинейны, вызывает паразитные вихревые течения, называемые парным вихрем. Распределение давления по межлопаточному каналу решетки (для примера взята турбкнная решетка) будет разным в среднем по высоте сечения (! — 1 на рис.

2.65) и у ограничивающих поверхностей (сечения П вЂ” П и Ш вЂ” П(). Рассмотрена решетка, имеющая кольцо, охватывающее лопатки и вращающееся вместе с ними(так называемый бандаж). с,п ао у,у да г,р аьгрорус ы ог г Рис. 2.64. Параметры потока на вы- ходе из решетки: — — ург = ол; — — — — ул = ьв С вЂ” скорость; аг — угад потока Рис. 2.63.

Возможная вихревая вона при обтекании лопаток колеса центробежного насоса с положительными углами атаки 166 гдг Рис. 2.65. Схема вторичного течения в межлопаточном канале: 4 — пограничный слой; У вЂ” впюра относи- телЬных сиоростей (условно повернута в плоскость чертежав а — лопатка; ив диск; и — бандаж Рис.

Характеристики

Список файлов книги