Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 41
Текст из файла (страница 41)
Кроме того, надо стремиться к уменьшению давления ро и для снижения массы системы наддува бака. Рассмотрим более подробно влияние отдельных членов выражения (3.155) на необходимое давление в баке. 3.3.5. Влияние параметров насосной системы н перекачиваемого компонента топлива на давление в баке 3.3.3Л. Гидравлическая система, антикавнтационнме качества насоса Наличие инерционного подпора, как это следует-из уравнения (3.155), позволяет применять меньшее давление в баке.
Для этого целесообразно размещать баки компонентов по возможности в передней части ракеты (см. рис. 1.3). Определять необходимое давление в баке надо для того момента работы ракеты, когда член р!! имеет минимальное значение. Для уменьшения давления в баке гидравлическое сопротивление Участка от бака до входа в насос (Лрс„пр „) должно быть минимальным, а это значит, что желательно иметь короткий трубопровод и следует избегать поворотов, резкого изменения сечений и большой скорости течения жидкости, Кроме того, уменьшение скорости при 19? заданном полном давлении непосредственно приводит к увеличению располагаемого запаса давления на входе.
Однако с уменьшением скорости течения увеличиваются размеры и масса трубопроводов. Обычно скорость на входе в насос 5 ... 15 м/с. Необходимое для бессрывной работы насоса давление в баке в основном зависит от кавитационных качеств насоса, которые определяют значение Лй,р,. Чем меньше Лйср„тем меньше будет Ра. Поэтому при разработке ТНА )КРД особенно важно получить малые значения Лй,р, (см. равд, 3.3.6). 3.3.3ДП Физические свойства перекачиваемого компонента топлива Давления паров жидкости. Необходимое давление в баке в значительной мере зависит от физических свойств перекачиваемой жидкости.
Из формулы (3.!55) следует, что чем больше рп при рабочей температуре жидкости, тем большее требуется Рп или требуется более высокое кавитационное качество насоса (малые значения Лй,р,), если задано давление в баке. ПосколькУ Рп сильно зависит от темпеРатУРы жидкости, Расчет следует проводить для наибольшей температуры.
Обычно для не- криогенных компонентов топлив максимальная температура равна 303 ... 323 К (30 ... 50 'С). Максимальной начальной температурой в баке для криогенных компонентов (кислород, водород и т. д.) является температура кипения при атмосферном давлении, так как заправка ракеты этими обычно переохлажденными компонентами производится из емкостей, имеющих дренаж в атмосферу. Протекая по трубопроводу, ведущему ко входу в насос, жидкость нагревается. Следовательно, давление паров может превышать атмосферное давление. Точный расчет температуры криогенного компонента достаточно сложен. В первом приближении давление паров можно принимать по температуре, превышающей температуру кипения компонента при атмосферном давлении на 2 .. 3 К.
Плотность жидкости. Следует помнить, что необходимое давление в баке зависит от плотности жидкости р, Действительно, выражение (3.155) можно записать так: Ре Р (Л~~срв + ~ сопр. вх+ Лйрел 1!) + Рп При прочих равных условиях увеличение плотности р приводит к необходимости повьчисния давлсния в баке Рп. Термодинамические свойства жидкости.
На необходимое давление в баке могут влиять термодинамические свойства жидкости. Рассмотрим этот вопрос для жидкости без газовых включений. Пусть насос работает па жидкости Л (рис. 3.57) с кавитацией в колесе. Тогда температура жидкости в колесе, в зоне кавитации, Т' будет меньше температуры жидкости на входе в насос Тп (Т' ( < Т ), так как при парообразовании (кавитации) от жидкости отбирается теплота.
Уменьшение температуры жидкости ведет к уменьг98 Рис. 3.57. Графики влиинии териодинамиве- сиик свойств жидкости на срывное давление насоса Рв'А гж гис Л Лй, = 35 Га (1'1яркв ср -- 0,3) и,а, (3. 157) где р„ж — критическое давление жидкости. Отношение р„1рир,„характеризует крутизну зависимости р„ от температуры, а угол лопатки р,а,р и окружная скорость шнека и,р, к которой близка скорость жндкоастй на входе в шнек (ш„р ж и„,), определяют размеры зоны кавитации (интенсивность парообразованпя), которые влияют на падение температуры ЛТ (см. рис, 3.57).
Выражение для срывного кавитационного запаса насоса с учетом термодинамических свойств жидкости записывается в виде Лйсрв. т = (Росрв — Рн)~Р = Лйсрв — Л"т (3 158) где Лйср, — срывной кавитационный запас без учета влияния термодинамических свойств жидкости, определяемый по формуле (3.139) или по результатам испытаний насоса на воде. Значение Лй для криогенных жидкостей может быть близ1снм к Л1т,р, и даже превышать его. 199 шению давления упругости пара с р„ до р„, что приводит к уменьшению полного срывного давления насоса Росрв = — Рв + РЛвс рв ° (3.156) Термодинамическое падение да- рва влсния пара Рва Лр„= РЛй, = р„— р„, где Лй, — соответствующее изменение удельной энергии.
Уменьшение давления паров будет тем больше, чем круче зависимость р, от температуры (см, кривые А и Б на рис. 3.57). Наиболее крутил дддцсимость и от температуры соответствует криоген- од, кислопод, фтоп)д 71оэтому влияние термодинамических свойств на кавитацию проявляется в значительной мере для криогенных жидкостей. В случае некриогенных жидкостей (вода, керосин, азотные соединения и т, д.) при обыдййх температурах Т (230 ... 315 К) вл ние те ских свойств практически отдутствуег. Эго позволяет кавитационные характеристики насосов, работающих на некриогенных жидкостях, получать и результатам испытаний насосов на модельной жидкости, воде. Пп1 к иогенных жи кост енно водороде, для получения кавнта ционных хардкщыстдгк храбулшв испытания насосов на натурны жиддй~тяд, расчетным путем значение Лй, (термодинамической поправки) для шнекоцентробежного насоса может быть определено по приближенной формуле В.
И. Петрова и В. Ф, Чебаевского с...бс„. =.*Р1 — Рврт;;1, (3.159) С„,.„- 0 Ре«б Р*б Р Р ° боте насоса на жидкости с нерастворенным газом, б„— газосодсржание жидкости на входе в насос. Обычно б„= )гг!)Р; )Є— расход газа; )г — расход жидкости. 3.3.6. Обеспечение высокого антикавитационного- качества шнекоцентробежного насоса 3.3.63.
Выбор наружного диаметра шнека и диаметра его втулки Высокого антпкавитационного качества насоса можно добиться правильным выбором конструктивных параметров шнека, Наружный диаметр шнека определяется выбором осевой скорости на входе в шнек сы. Существует оптималшгая скорость с„, при которой достигаются наилучшие антикавнтационные качества насоса.
Найдем выражение для оптимальной скорости сьм Преобразовав формулу (3.146), получим Ссре = 298 ~ — ббв. врв ) (3. 160) Максимум С,р, достигается при минимуме комплекса Ллсг,б'(шбрв (бега) Умножим и разделим правую часть уравнения (3.141) на отношение (с„lиср)'гв и используем выражения ср 2 4 ( + Е!вр) ~ш (3.161) 49 49 н1ЗР "с'ш(! Ргвт) (3.!62) г)вт — гбвтр"'Рв )-~Р )' где (3.163) 200 1!усть Л(г, =- Лп,в, — се„!2, тогда из уравнения (3.158) получим, что р„р, - р„. Следовательно, в этом случае насос может работать на криогенной жидкости при давлении на входе, равном давлению Хара, т. е. на кипящей жидкости. Это подтверждается экспериментально. Газы, растворенные и нерастворенные в жидкости.
На развитие кавитации н на антикавитационные качества насоса влияет содержание в жидкости газов — растворенных и нерастворенных, выделяющихся и увеличивающих свой объем в области пониженного давления. При обычных небольших количествах растворенного в жидкости газа его влияние почти не сказывается па параметрах, характеризующих антнкавитационные качества насоса в области расчетного режима. Влияние нерастворепного газа на антикавитацнонные качества шнекоцентробежного насоса можно оценить с помощью соотношения [9): бей глав бора агг о)ге ЧРРР Ц04 3()РР () 0 01 Г)с()в по Кашорегказоат а) Рис. 3.88.
Зависимость оптимальной осевой скорости жидкости на входе в шнек от ас " 'ьсссдв Кйй Ю) Рис. 3.39. Зависимости максимального зпаченип кавитационного козффициеита быстроходности шнскоцентробежного насоса (а), оптимальных значений Ч козффициентов Кр, Кр (б) и ш с Ка (в) от а, (ао — — 0,03): вг — — ссссо» подвод (ьп„=- О); — — — кольцевой, солснссбрссный, спирсльеый н пслуспирельсый подводы ()) сйггсдв Тогда получим а ) 4/3 + (ао-1 0,115с„) (1-' сгс)). (3. 164) Пренебрежем во втором слагаемом в квадратных скобках значе- НИЕМ С1,(СГс СС 1) И ОПРЕДЕЛИМ ПРИ ПОСТОЯННЫХ а„Ьпсдв И б)вт ПРОИЗ. водную б( (Л)тсрвгшыз))йтз)Ыс„.
Приравняв производную нулю, по- лучим квадратй;е уравнение для оптимальной скорости с„, решение которого имеет вид с.с.р, — — — 0,014!(1+ Ь„,д,) + )г 0,0002((1+ ь,,д,)' -,'- ас(2 (1 -ф ~,дв). (3.165) Из формулы (3.! 65) следует, что с„ор, зависит только от а, и 1„д,. Рассчитанная по формуле (3.165) зависимость для с„„р, приведена на рис. 3.58. Видно„что увеличение а, и уменьшение ьп,д, приводит к росту оптимальной скорости с„. На основании формул (3.160), (3.164) и (3.165) можно заключить, что максимальное значение С,р„, помимо а, и (ш,д„зависит от отно- сительного диаметра втулки гс„,. Рассчитанная с помощью этих соотношений зависимость С„ш,„от Ы„(при обычном значении ас = 0,03) приведена на рис.
3.59. Видно, что с увеличением г1„ 301 и Дг ОЧ Дб атвг значение С„ш,„уменьшается. Отсюда следует необходимость выбора возможно меньшего значения диаметра втулки шнека. Насосам с осевым подводом соответствуют большие значения С,р,„,„, чем насосам с другими видами подводов. Найдем связь между диаметром шнека Рш и сьп Используя соотношения (3.161) и (3.162), после преобразований получим стг 1 бр 49,2 вар "ш (~'шп — днт) (!'ш+ "нт) Кйа (' — дйт) (' -1 "нт) ' (3,166) где Кп' = 2,13Р„,(~Г)ку Рассчитанная с помощью соотношений (3.165) и (3.!66) зависимость (см.
рис. 3.59) для оптимального коэффициента диаметра шнека Кп .рь соответствующего сы,рь показывает, что оптимальный ш диаметр шнека с увеличением к(„ сначала уменьшается, а затем возрастает. При этом оптимальное значение коэффициента эквивалентного диаметра шнека, определенное с использованием формулы Ко = 2,13Р.,1К 'р",сэ = Ко рл! — тХ „(3.167) с увеличением Ы„, уменьшается. Увеличение св„в, ведет к росту Коппр~ и Кон,прь При обычных значениях г)„— 0,2 ...
0,5 значение Ко пр~ находится В пределах 6,5 ... 7,5, а С првшак =- 4500 ... 3000. П(зи проектировании насосов, как правило, известной величиной является не. относительное значение а)„„ а абсолютное значение диаметра втулки д„,. В консольном насосе диаметр определяется из конструктивных соображений. При неконсольном насосе (рис. 1.11, поз. 9) вал шнека передает значительный крутящий момент, поэтому г(„, находится из расчета вала на прочность.
При известном значении д„т можно определить коэффициент диаметра втулки К .= 2,13г(„,7Г (7!рз. (3.168) Зависимость Ка от а7„для Ко,р, (см. рис, 3.59), полученная вт ш с помощью соотношения К,„= К.в, 7.„ (3. 169) позволяет по известному значению Ка определить Спрвшак нт Копны и Кп,ы. Если при этом получаются большие значения Коа и Ко, приводящие к существенному уменьшению КПД насоса ш' (см. рис. 3.27), то следует перейти от схемы насоса с одинаковыми диаметрами шнека и входа в колесо (Р— — Р, — вставной шнек, см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
