Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 37
Текст из файла (страница 37)
Повышенное давление обеспечивает работу без кавитационного срыва осевой ступени, стоящей за шнеком, а уменьшение окружной составляющей скорости потока способствует повышению напорности ступени, см. формулу (2.33), Изменение параметров потока по длине подвода и шнека такое же, как и в шнекопентробежном насосе (см. рис. 3.1). Для осевой промежуточной ступени изменение параметров дано на рис. 3.46.
Входной направляющий аппарат а промежуточной ступени является спрямляющим аппаратом предшествующей ступени. В рабочем колесе б к жидкости подводится энергия — полное давление растет, возрастают скорость и статическое давление, так как ступень выполняется реактивной. В спрямляющем аппарате параметры изменяются так же, как в направляющем а.
Полное давление в аппаратах падает из-за потерь. Шнекоосевой насос может не иметь специального отвода. После спрямляющего аппарата поток поступает непосредственно в трубопровод. Для улучшения компоновки в шнекоосевом насосе можно использовать такие же отводы, как в шнекоцентробежном насосе (см. равд. 3.1.1.5). На рис. 3.44 показан спиральный отвод. Основные положения теорий шнека и осевой ступени даны в разд.
2, аптикавитационные качества шнека рассмотрены в равд. 3.3. Остановимся на особенностях расчета шнекоосевых и шнековых насосов. 3.2.2. Шнекоосевой насос Угловая скорость шиекоосевого насоса и диаметры шнека. Угловая скорость определяется по коэффициенту Сеню который находится в пределах 3000 ... 4000 (см. равд. 3.2.1). Мз конструктивных соображений и йдьч искбточенн йврмапв вртпка~ вткдди относительный диаметр втулки нвт ш — Йвт. ш1Рш выбирают в предслахД,Д 0.л При таких значениях Ыв„щ для получения указанных высоких значений Сера надо выбирать коэффициент диаметра шнековой ступени Кр .— — 2,1301н()з ~9„, = ш — 7 3 ... 7 7. Значения Кр и нвт щ определяют диаметрыВщ и г(вт ш (сьь рис, 344). Если прн этом возникают трудности в получении напора, необходимого для бессрывной работы осевой ступени, то следует выбирать Кр,„в пределах 6 ...
7, при этом Сер„обычно находятся в пределах 2600 ... 3000. Диаметры осевых ступеней. Осевые ступени, как правило, выполняют с постоянными периферийным Вн и втулочным нвт диаметрами. Диаметр Вн определяется диаметром шнека: 0„= (0,9 .. 1,О) Рнг Диаметр втулки пвт находится по коэффициенту эквивалентного диаметра осевой ступени Кр =.. 2,!30э))7 $'(ы где Р, = ИГР,', — и-',, Дня получения высокой окружной скорости (высокого напора) при минимальных потерях принимают Кр, = 4,0 ... 4,6.
Диаметры пвт и Рп определяют размеры выхода шнека (см. рис. 3.44). Другие геометрические параметры шнека определяют с использованием соогношений равд. 3.3.6. Углы рабочей решетки, число лопаток. По полученным значениям Рп и с(вт для среднего диаметра Вор — — (Вп+ с1в,)72 181 щ грауус Рис. 3.47. Зависимость допустимого угла по- ворота потока в решетке от угла потока на вы- ходе и густоты решетки определяют скорости и строят треугольник скоростей на входе в первую осевую стуЬа пень (см. равд. 2.5.4, принимаем после спрямляющего аппарата шнека схц — — 0).
По углу потока !), находят угол лопаток Рьа (! = 2 ... 3'). Угол потока на выходе Рз эЪ нада выбирать таким, чтобы течение в диффузорпой рез1етке колеса было безотрывным. Обобщение опытных данных продувок днффузорных решеток позволило получить связь между допустимым углом поворота потока в решетке ай = ()э — - рт, выходным 10 углом н густотой решетки Ьлйл (рнс. 3.47), Для увеличения напорности следует выбирать максимальные углы поворота а потока, при которых требуется болыная 10 3р,чО 7л д, 3 .
густота. После определения угла ))э находЯт Угол лопатки на вьщоде Рэл — — Рз+ 5. Угол отставания 5 можно принимать равным 3 ... 5'. В дальнейшем этот угол уточняется по формуле Г 0,92(х11Ьл) — 0 002йзл + О!8 ) (3.1 15) где 0 .= 180 — (!) л+ ()аз) — угол изгиба профиля; х1 — см. рис. 2 7. В формулу (3.115) углы б, 0 и Р подставляются в градусах.
Для определения числа лопаток надо задаться относительной высотой лопатки. Для уменьшения потерь на парный вихрь целесообразно выбрать Ьл/Ьл .. 1,5 (см. равд. 2.12.2.1). Тогда, выражая число лопаток г через шаг 1л, получим 2О Ьл И. !+авт 2.= и —— (л Ьл ! цвт 3.2.3.
Шнековый насос 3.2.3.1. Выбор параметров Шнековый одноступенчатый насос (см. рис. 3.45) используется в качестве бустерного насоса (см. разд. 3.2.1). Угловая скорость шнекового насоса и его диаметры х) и с(гвт определякзтся 182 По значению х определяют шаг 1л, а затем по Ьлйл — хорду лопатки Ьл. Лопатки осевых ступеней получаются короткими (17зрЪл ( 7), поэтому их можно не профилировать по радиусу. Число ступеней. По углу Рз определяют треугольник на выходе ступени (см. равд. 2.5.4) и определяют скорость с,ц =-. и — гз, с!я !)з (сз„= ем 5 зная эту скорость, по формуле (2.98) определяют теоретический напор ступени Н . Принимая гидравлический КПД ступени Чг = 0,82 ... 0,88, найдем действительный напор ступени Н = Нтт)„. Число осевых ступеней определяется как частное от деления потребного напора насоса на напор ступени.
Ступени делэют одннаковыии. Параметры направляющего и спрвмляющего аппаратов (см. рис. 3.46). Скорости потока на выходе и входе аппаратов оярсделяются абсолютными скоростями потока на входе и выходе колеса. Геометрические параметры решеток аппаратов нахолнт аналогично параметрам решетки колеса (вместо углов р используются углы потока в абсолютном движении а). Осевой зазор между колесом и аппаратами выбирают в пределах (0„1 ..
0,3) Ьл, при больших зазорах уменьшаются пульсации давлений за счет выравнивания потока, но могут возрасти потери на трение в зазоре. а) й) ()) Рис. 3.43. Меридиональные сечения шнеков: а — с постоянным дкккстром втулки я псряфсрвв; б — с постоянным днкмстрсм втулки н умсньшкющямся диаметрам периферии; к — с увсляяквкющнмся диаметром втулки я умскьшвющямся диаметрам псркфсркк так же, как и соответствующие диаметры шнекоосевого насоса (см.
равд. 3.2.2). Диаметр втулки на выходе с(а„находят, принимая Кош = 4...4,5(Рка = У Ра„— с(а „). Потребный напор бустерного насоса Н является заданным (см. разд. 3.3.7). По т)„= 0,6 ... 0,7 (см. разд. 2.10.1) находят потребный теоретический напор Н, = = Н(Ч„. С помощью соотношений равд. 2.10.1 находят шаг шнека на выходе, соответствующий Н,. Другие геометрические параметры шнека определяют с использованием соотношений разд. 3.3.6. Отметим, что, помимо шнека с конической втулкой (см. рис. 3.45), в бустерных насосах можно использовать шнеки и с другим профилем меридионального сечения (рис. 3.48). Выбор формы колеса ступени определяется компоновкой и требованиями к их антикавитационным и напорным качествам.
3.2.3.2. Энергетические характеристики Нт = ир (! — —" с!я вл р) = ир (! — Чя), сяг р (3.1!6) где ир — окружная скорость на расчетном диаметре 0р. Выразим Нт через расход Р и геометрические параметры шнеха. Значение с,с легко определить из соотношений с„= у"г'Ряс; идп и им вт !тш --с(вт бор кк 4 4 2 з!п!)л ср где бор — толщина лопатки на среднем диаметре (см. рис. 2.49). 163 Теоретические характеристики. Расчет характеристик шнекового насоса рассмотрим на примере шнека постоянного шага с неизменными диаметрами на пе иферии и у втулки (рис.
3.46, а, 2.49). ри рабате шнека в шнекоцентробежном насосе центробежное колесо влияет на работу стоящего перед ним шнека. Поэтому характеристики шнекового насоса отличаются от характеристик шнека шнекоцентробежного насоса. Это отличие приводит в основном к тому, что расчетные диаметры для отдельно стоящего шнека и для шнека, стоящего перед центробежным колесом, различны, см.
формулы (2. !44) и (2.!45). Шнековые насосы со шнеком постоянного шага (см. рис. 2.49) имеют большую густоту решетки, поэтому влиянием конечного числа лопаток можно пренебречь, т. е. можно принять Н = Н . Тогда теоретический напор шнека постоянного шага, см. формулу (2. !46), запишется в виде Рис. 3.49, Схема построения энергетических характеристик шнекового насоса мам а[и!миг 7,0 00 дб 01 0 Преобразуя это выражение, получим ~аа йл (пРср збср7з1п ил. ср)' (3.117) Учитывая, что 16 рлр =- з)пРр, выразим окончательно Нт, см.
формулу (3,116), через геометрические параметры шнека. аг ='— иирУПР з)гл (пРср збср'з~п [)л. ср) (3.118) Исследуем это выражение при )1 — —. О Н з —— и; з ° Р при Нт= Π— айл (ЯРр — збср7аап [)л. ср) ы на=о 2п (3.119) зйл (ПРср — збср7з!и рл.
ср) ы яшмах 2п При Р = О на основании опытных данных получена зависимость для действительного напора шнека [9[ Н,= [6,69 — 1,36 [(Р— а,т)[и'-', гле Лш — радиальный зазор между шнеком н корпусом. 184 Из этих соотношений следует, что теоретическая характеристика шнекового осевого насоса представляет собой в координатах Нта (г пряму~о линию, отсекаюшую на оси ордннат отрезок, пропорциональный и'-', а йо оси абсцисс — отрезок, длина р' которого определяется выраженнеаг (3.!!9), (рис. ЗА9).
Чем больше угол лопатки [)а, р, тем более полого идет характеристика. При увеличении частоты вращения теоретический напор Н а возрастает быстрее, чем (ггг в, и теоретическая характеристика становится круче. т" При уменьшении расхода угол атаки увеличивается, при увеличении — умень- шаетсЯ. ПРи нУлевом Угле атаки теоРетический напоР Н, = О и (г = ))гг,о, т Теоретическую характеристику можно также рассмзтривать как зависимость Нт =- '— [ (рр) для серий шнеков с разными расчетными расходами.
Действительные характеристики. Действительная напорная характеристика шнекового насоса с осевым или коленообразным' отводом может быть построена потрем ам,соответствующим У=О, Рн и н Учштах, при к роч полна!й т КПД шнека достигает максимума. Обычно, как показали В. И. Петров и В. Ф. Чебаевский, максимум полного КПД соответствует значению расходного параметра „-'юа а~ е а 'а" .ч. с а а....
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
