Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 33
Текст из файла (страница 33)
Эти потери в основном и определяют потери гидравлического торможения. Мощность гидравлического торможения в насосах со спиральными отводами можно определить следующим образом: 3 з дг. т рог. тсо га где (3.76) Формула справедлива только при (г и. 0,6(гр, при (г ) 0,6)гр Сг. т Из формулы (3,76) следует, что мощность гидравлического торможения возрастает с увеличением площади сечения горла отвода г'„, т.
е. с увеличением расчетного расхода через насос (коэффициента быстроходности). Для двухвиткового отвода в формулу (3.76) вместо Р, следует подставить сумму площадей сечения выхода из витков сборника (см. рис. 3.11): (Рб+ Го)+(Ри+~'о) =2(7гб+~о) В случае лопаточного отвода вместо г"„используется суммарная площадь на входе в лопаточный диффУзоР г (7"„,и + Го), см. Рис. 3.12. 6 овсиииииов Б, В, и др 161 Затрата мощности на трение диска определяется формулой (2.186). Если значение Стр „подставить в формулу (2.187), то окончательно получим Лтр. д = соп51 ю гз (3.77) 3.1.2.3. Механические потери Механические потери мощности в насосе (мощность, затраченную в подшипниках У„,л и в контактных и импеллерных уплотнениях Л у) зависят от конкретной конструкции насоса.
Можно приближенно считать при отсутствии импеллерных уплотнений ЛГмех = Л)иодш+ Л(у = (0,005 ° ° 0 01) Лги- (3 78) В общем случае зависимость мощности, затраченной на трение в контактных уплотнениях и в подшипниках, может быть представлена в виде Л(мех ))(нолю + Лу = соп5(т ю + соп5(а оу. (3.79) Мощность, затраченная в подшипниках, пропорциональна квадрату угловой скорости. Мощность, затраченная в контактных уплотнениях (в манжетах, сальниках), обычно пропорциональна угловой скорости в первой степени. Окончательно характер зависимости (3,79) определяется конкретным конструктивным выполнением насоса.
Основную долю Л'„, составляет мощность, затрачиваемая на привод импеллеров, которые, как правило, применяются в современных ТНА Лгм,„= Лги + Лг„,д + Лг — (О 03 0 05) М„ 3.1.3. КПД насоса 3.1.3.1. Расходный КПД Преобразуем формулу для расходного КГ(ц насоса, записанную в виде Чр — 11(1 + УуГ)г). (3.80) Примем, что утечки в насосе происходят через два одинаковых уплотнения колеса.
Тогда можво записать согласно формулам (3.68), (3.64), (3.66) Ру —— 2ип()убу (3.81) Выражая ГГ через расходный параметр насоса др, соответствующий расчетному режиму, см. формулу (3.10), и преобразуя с помощью формулы (2.164) выражение (3.81), получим — = 1,33 1Оеи — У ( — У) ( — ~) ю~, (3.82) 1 Р Я Р, зтпг де А=~и„,,й,(1 — йр) — — (й,(1 — д,))* — — ~1 — ( — ') ( — ') 1~ л, — козффипиент быстроходности насоса, подсчитанный по всему расходу через насос 1'.
162 к„;- 6 66 6,6 0,7 6,6 т 36 66 Уа 66 116 гт6 а) Рис. 3.25, Зависимость Расходного КПД насосов от л, (а) и Кп (б) пРи РазО„ личных значениях расходного параметра др на расчетном режиме Подстааив выражение (3.82) в формулу (3.80), получим 1 !+1,33 !оер ~" ( — т) (+) Расчетная формула (3.83) для расходного КПД включает в себя отношение диаметров центробежного колеса. Можно записать, что где Ве — диаметр входа в колесо; К„= 2,13Ве)~/~„,„ (3.85) — коэффициент дизлютра входа * (как будет показано дальше, этот коэффициент определяется при расчете на каиитацию); 1 — число входов в колесо. После преобразования выражения (3.84) с нсаользованием формул (2.154) и (3.!О) окончательно получим —.—.- 0,00т з, " р' й ц, (1 — д л,1, (3.86) 2 (3.84) где грп =-' Рт(Ве.
Па рис. 3.25, а представлена зависимость расходного КПД насоса т)р от коэффициента быстроходности л, расходного параметра др и коэффициента диаметра входа в колесо Кп . Ол При расчетах значения Ц; з)г и т)г. к определялись по данным разд.
3.1.1.6, Кроме того, было принято, что р = 0,4; бт/Вт =-- 0,85 1О-'; Р Ьт =-. 1,4; ~рп = = 0,9. * Безразмерный коэффициент 2.13 в формуле (3.85) вводится для того, чтобы значение Кп, подсчитанное по этой формуле, совпадало со значением Кп, подсчитанным по формуле КР = 0 /)г РДп, где л — частота вращения, об!мин. тз. о()' е 183 7(д 08 Р,б Р,2 00 О,б Рг Р,7 0 70 00 00 70 00 а) 770 700 77 Рис. 3.26.
Зависимость дискового КПД насосов от и, (а) и от Кп пРи др = = 0,2 (б) 164 Зависимости, приведенные на рис. 3.25, могут быть использованы для предварительной оценки расходного КПД насоса. С увеличением и, значение т)р возрастает, что можно объяснить ростом )г при примерно неизменном значении 1' . Возрастание расходного параметра рр приводит к уменьшению з)р, так как пронсходвт увеличение статического напора колеса и давления перед уплотнением. С повышением Кп увеличивается диаметр уплотнения и возрастают утечки, поэтому з) падает. Влияние дп на т! растет с уменьшением л, (рис.
3.25, б). Ое Р 3.1.3.2. Дисковый КПД На расчетном режиме дисковые потери насгса состоят только из потерь на дисковое трение. Поэтому формула для дискового КПД запишется так: т)л= 77тМвя = 1 астр.л(77вн = 1 Д тр, дЛан= = 1 — ~Утр. л!((Ш + Шт) От + й'тр, л). Подставим в эту формулу выражение для мощности, затрачиваемой из-за дискового трения (2.136). После преобразований, аналогичных преобразованиям, проведенным в подразд. 3.1.3.1, получим расчетную формулу для дискового КПД: Чл =!в а за аз (3.87) С д+ 1,3 1О ~фа(/г (1 — о )1 !ел~+ 17,20 Х На рис.
3.26, а представлены зависимости дискового КПД т) от л,, ер, Кп, л полученные с помощью формулы (3.37). При расчетах значения йю т)г, т)г.к р )дй=б ведение Чвнм = ЧгЧдчр. Подставив в эту формулу выражение (3.83) и (3.87), получим Чг (3.88) 7 7' !0вЧгбтр. д гйвЧг (! тр)) лв Об ОФ 07 ОД О ГО 00 50 70 00 770 ГОО л О) Лмт Рис. 3.27. Зависимости внутреянего мощностного КПЛ насоса от л„ (тт, б, в соответственно при Ко = 5; 6,5; 8) и от коэффициента Ко,. — †.односторонний вхад; — —— — — — — двусторонний вход Ота ог 0 Ш 00 00 70 00 ПО ГОО пз 07 бу/Оу 0 у 0т определялись так же, как и в равд. 3.
1 .3. 1 . Коэффициент трения дйска Стр д принят равным 0,002, что соответствует Ке = 3 1О'. На рис. 3.26, а видно, что увеличение л, и уменьшение др ведут к росту Чд. Такое влияние лв вызвано тем, что его увеличению соответствует, например, умень- шение напорз насоса, которое, в свою очередь, ведет к уменьшению диаметра колеса я мощности, расходуемой на днсковое трение. На снижение наружного диаметра колеса влияет расходный параметр др, так как его уменьшение увеличивает теорети- ческий напор, см. формулу (3.10).
Влияние Кр наЧ различно при малых и больших значениях л (см. рис. 3.26, б): о, д в при малых л увеличение К ведет к возрастанию, а при больших — к умень- в о, шению Ч . Это объясняется следующим образом. При болыиих п увеличение Кж д' в приводит к превышению От значении 0,7, пссле которого начинается падение ги- дравлического КГ!71 (см. рпс, 3.19). Это ведет к увеличению наружного диаметра колеса и, следовательно, к росту мощности дискового трения, В области малых и, при увеличении Кр значение 7) останется меньшим 0,7, гидравлический КПД не уменьшается, не изменяется наружный диаметр колеса и, следовательно, остается постоянной мощность, расходуемая на дисковое трение. Вместе с тем с увеличс- нием К возрастает внутренняя мон!ность насоса, так как растут утечки и Ч, Ов возрастает.
3.1.3.3. Внутренний мон!постной КПД Внутренний мощностной КПД насоса Ч „рг определяется как произ- Зависимости Ч в и от п, и 4 при различных Ко представлены нз рис. 3.27. Влияние Кр на Ч „лг возрастает с увеличением л, (рис. 3.27, а). С ростом и, значение Ч „и УвеличиваетсЯ, но пРи опРеделенном значении л„и больших Ко значение Чз„и начинает УменьшатьсЯ, тзк кзк 1)т10з достигает больших значений, при которых сильно падает Ч„(см. рнс. 3.19). При болынпх л, и Ко увеличение д ведет к росту Ч „,ч, твк кзк с увеличением др, наряду с уменьшением расходного и дискового КПД происходит увеличение гидравлического КПД в связи с уменьшением О,!Оз, см.
формулу (3.36), вследствие роста наружного диаметра колеса, В области больших значений и, и Ко целесообразно переходить на насосы двустороннего входа. При двустороннем входе (1 =- 2) уменьшается ()м что ведет к возрастанию гидравлического КПД насоса. В области малых и, значения Чв„„ч для насосов одностороннего и двустороннего входов практически совпадают.
3.1,3.4. Механический КПД Механический КПД насоса определяется выражением Чмех = 1 )1мех)он. При отсутствии в насосе импеллерных уплотнений Чме„— - 0,99 ... 0,995. Применение импеллерных уплотнений приводит к снижению механического КПД до 0,95 ... 0,97. Этими давными можно пользоваться при предварительных расчетах полного КПД. Более точно можно оценить механический КПД насоса с импеллерными уплотнениями, используя формулу (3.74) для подсчета мощности, потребляемой импеллером.
3.1.3.5. Полный КПД Полвый КПД насоса Ч„определяется как произведение внутреннего мощностного КПД Чьим и механического КПД Чме: (3.39) Чн = Чвнмчмех. 3.1.4. Энергетические характеристики 3.1.4.1. Теоретические характеристики насосов при я = оо Зависимость теоретического напора от расхода. Работа насоса в системе питания ЖРД характеризуется частотой вращения, расходом жидкости, напором и КПД насоса. Мощность и КПД насоса однозначно связаны при заданных )г и Н: й)„= р)гН/Ч„.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
