Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 32
Текст из файла (страница 32)
Промежуточные слои жидкости в зазоре приводятся в движение силами вязкости. Примерная эпюра окружных скоростей (в сечении зазора цилиндром произвольного радиуса) при отсутствии утечки через зазор показана на рис. 2.70. При вращении жидкости в зазоре возникает движение ее в меридиональной плоскости. Под действием центробежных сил слои жидкости, прилегающие к колесу, перемещаются к большему радиусу.
Под воздействием повышенного давления на выходе из колеса, вдоль стенки корпуса начинается движение от периферии к оси. Примерная эпюра меридианальных скоростей движения жидкости в осевом зазоре при малых утечках представлена на рис. 3,21, а линия тока дана на рис. 2.69, На распределение скоростей в зазоре влияет окружная скорость потока на периферии осевого зазора и утечки через уплотнения. В первом приближении найдем давление перед уплотнением для малой утечки жидкости, не влияющей на распределение скоростей и давлений в зазоре. При этом средняя угловая скорость вращения жидкости будет равняться половине угловой скорости вращения колеса: (3.60) Найдем закон изменения давления по радиусу в зазоре для частиц жидкости, находящихся в радиальном равновесии.
На элемент жидкости, находящийся в радиальном равновесии, в системе координат, связанной с этим элементом, действует центробежная инерционная сила Рьутр г ф дг и сила от разности давлений др ф( (см. рис. 3.21). Из у'равнения радиального равновесия (2.109) следует, что (3.61) Используя соотношение (3.60), после интегрирования уравнения (3.61) от г до г, получим (3.62) 157 Е зауеее 8 халеса Рис. 3.22. Зпюры давлений в осевом зазоре между' диском колеса и корпусом насоса и в проточной части колеса: 1 — беа учета утечек; 2 — с учетом утечек (3.64) 158 Зная радиус К„на котором расположено уплотнение, найдем давление перед ним р„: Ру — Ра — р — 8 Г( ( ° ) ~ (3'63) Подставляя выражение (3.63) в уравнение (3.69), найдем удельную работу, затрачиваемую при течении жидкости через уплотнение: Н ~! ( где Н„=-̈́— Н„„„.
С учетом формулы (2.94) получим при с, ж с, Н„= Н,— (с22Л). (3.66) На рис. 3.22 представлено распределение давлений в осевом зазоре и в проточной части колеса. Без учета утечек давление ру больше, что дает некоторое завышение )'у. Значение йу можно уточнить путем учета влияния утечек. Утечки жидкости через уплотнение колеса приводят н возникновению радиального течения в осевом зазоре от периферии к центру.
При отсутствии трения окружная скорость потока изменяется по закону с„г = сопн (см. равд. 2.10.2.1). Это ведет к тому, что с улленьшением радиуса увеличивается угловая скорость жидкости ыа, = сигг, а давление уменьшается. Такое же изменение с„, ыж и давления наблюдается и при наличии трения. Изменение этих параметров йо радиусу зависит от расхода утечек и окружной скорости потока на периферии осевого зазора сали которую в первом приближении можно принять равной гсю При наличии утечек запишем предложенное О.
А. Вербицкой выражение для разности давлении в сечениях радиуса га и текущего радиуса г, справедливое для гладких дисков: 2 2,3[о(г 1и )ЕР(ггг )) (3.66) Р,— Р=риг уе где йу, сл и р — коэффициенты, зависящие от расхода через уплоымние 1'у (рис. 3.23). В области, где г ) 0,85г„можно принять линейную зависимость разности р, — р от радиуса г: Рт — Р = 6,67 (Рз — Р, о зз„) (1 — г/го) (3.67) Полагая г — — )72 (0,85га, найдем разность давлений на выходе из колеса и перед уплотнением.
Рт Ру = Рнз уе 2 2,3(о(а „ги )-Лр(Л (г )] у (3. 3.68) Рис. 3.23. Зависимость козффициентов йу, а и () от Ру~'(ют1) а; -Я и ау гэ и соответствующую втой разности удельную работу з ез,з(а(ази/из)+В(яу)та) 1 у ст лзйу (3.69) Так как Е зависит от расхода (через коэффициенты )еу, а и р), а рум в свою очередь, зависит от й , см. формулу (3.66), то значение Уу будет определено в результате нескольких приближений.
Определение коэффициента рас- 0,)0 0,)0 0,!о йтг 0)0 Р = 1 Ц' Х~/(26 )+ 1,5, (3.70) где коэффициент сопротивления Х = 0,06 ... 0,08. Обычно (уlб — — 100 ... 200 и р = 0,4 ... 0,5. При определении утечек через разгрузочные отверстия (Суз) принимают р = 0,4 ... 0,6. При болыпих перепадах давлений на уплотнении в нем возникают болыпие скорости течения, приводящие к кавитации. При кавитас ции в уплотнении уменьшаются утечки, но возможны эрозия и пульсации. Расчет импеллерного уплотнения вала. В ТНА широко применяются гидродинамические радиальные уплотнения вала — импеллерные уплотнения (рис. 3.24). Импеллерное уплотнение служит для предотвращения попадания жидкости из полости высокого давления р,„„в газовую полость низкого давления р,им, Импеллерные уплотнения разъединяют полости насосов и полости турбины, а также полости насосов и полости, сообщающиеся с окружающим пространством — дренажные полости.
Импеллерное уплотнение представляет собой колесо (импеллер), которое устанавливается в корпусе с малым осевым 6, и радиальным б, зазорами. Вид лопаток колеса не оказывает заметного влияния на эффективность уплотнения, так как через импеллер нет течения жидкости.
Из технологических соображений лопатки импеллера выполняются радиальными. 169 хода. Коэффициент расхода опреде- Ю() ляется значением гидравлического 0 сопротивления уплотнения. Чем боль- ру 7037( а)га") ше это сопротивление, тем меньше расход через уплотнение при заданном перепаде давлений. Исходя из этого для уменыпения расхода через уплотнения стремятся увеличить гидравлические потери по тракту, повышая искусственно сопротивления введением острых кромок, внезапных расширений, крутых поворотоа и пр.
Для щелевых (см. рис. 3.20, вид А) и плавающих уплотнений коэффициент расхода р определим по формуле Рис. 3.24. Схема импеллерного уплотнения вала с открытым (а) и закрытым (б) импеллером: Г. 2 — Лис» и лопатки нипеллера Импеллеры могут быть открытыми (см. рис. 3.24, а) и закрытыми по наружному диаметру (см.
рис. 3.24, б). Применение закрытых импеллеров уменьшает попадание газа в полость, заполненную жидкостью. С этой целью обеспечивается и заполнение импеллеров ЖИДКОСТЬЮ (Гги ( Г2имп) Лопатки импеллера вовлекшот жидкость во вращение с угловой скоростью ыас Распределение давления в осевом зазоре, заполненном жидкостью, определяется втой угловой скоростью, Интегрируя выражение (3.61), получим (3.7!) гДе фв = (ыж'ы)' — коэффиЦиент, Рнер — Давление жиДкости иа пеРифеРии импеллера. При обычном осевом зазоре (а««з««мп ==- 02) жидкость со стороны гладкого диска вращается с угловой скоростью, равной половине угловой скорости колеса, так как отсутствует расходное течение. Тогда на основании формулы (3.62) получим, что ыз г Рнер Р2 ими+ Р 8 ( 2 В)' Полагая в фзрмуле (3.71) г = гв; и используя последнее соотвошение, получим выражение для перепада давлений на уплотйении: При полном заполнении импеллера («ж = «,нмп ри «и) перепад давлений, удерживаемый уплотнением, будет максимальным: Для импеллеров с г,и„ш = 20 ...
60 мм (при ы ) 1000 рад!с) значение коэффициента фз лежит в пределах 0,88 ... 0,92 при числе лопаток импеллера 2 ) 12, й ) ) 4 мм, 6„ ( 5 мм. Увеличение г и Ь ведет к росту «рз. Мощность, потребляемая импеллером при «ж -††«и, определится по формуле за Д имп СимпРЫ «2 иич' где по данным Д. С. Шапиро сими= 0,004)афз+ 0,0011(1+ 5йlганмп)! а=-! для закрытого импеллера, а для открытого импеллера а = 1+ 5 (6«+ Ь+ 6«)!«а имп Мощность, потребляемая закрытым импеллером, меньше мощности, потребляемой открытым импеллером, в 1,5 ... 2 раза, так каи в закрытом импеллере меньше 160 потери, вызванные обменом жидкости через поверхность между межлопаточным каналом пмпеллера и корпусом. Выразпьг мощность, потребляемую импеллером, через максимальный перепад гавлений с помощью формул (3,73) и (3.74): гримп (дзиги РГимп)твх/Р (3.75) где А' — коэффициент.
Из формулы (3.75) следует, что при заданном перепаде давлений увеличение угловой скорости нмпеллера уменьшает потребляемую мощность ввиду уменьшения диаметра импеллера. Г!оэтому импеллерные уплотнения нашли применение в насосах ЖРД, имеющих высокие угловые скорости. 3.1.2.2. Дисковые потери При работе насоса неизбежна затрата мощности, связанная с дисковыми потерями. В насосах 7КРД к дисковым потерям, кроме потери энергии, связанной с трением наружных поверхностей колеса о жидкость йг„, д, относят затрату мощности на гидравлическое торможение У„,,з ))(д — Л тр, д + й г.
т При расходах, меньших расчетного, начиная с )),, ж 0,6)гр на входе в колесо и на выходе из него наблюдаются интенсивные обратные токи. Обратные токи жидкости увеличивают поверхность трения. Поток, получивший закрутку в колесе, проникая в основной исзакрученный поток, теряет закрутку из-за турбулентного трения. Связанную с этим потерю энергии и называют потерей на гидравлическое торможение на входе в колесо. Потери гидравлического торможения на выходе из колеса связаны с обратными токами, возникающими из-за наличия обратного течения в спиральном отводе при малых расходах.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
