Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 65
Текст из файла (страница 65)
Математически условие устойчивого равновесия работы насоса в системе можно записать неравенством дН,(дР ) дН,'дР. (5.?) Графически это означает, что в точке пересечения характеристик насоса и системы касательная к характеристике системы должна проходить под большим углом к оси абсцисс, чем касательная к характеристике насоса, Меньший угол наклона касательной к характеристике системы в точке пересечения ее с характеристикой насоса может иметь место только при наличии левой возрастающей ветви характеристики насоса (участки вблизи точки Б на рис.
5.15). Чем круче характеристика системы, тем меньше вероятность неустойчивой работы, поэтому дросселирование, которое приводит к более крутому возрастанию характеристики системы, может служить средством устранения явлений, связанных с неустойчивостью, Системы питания ЖРД имеют крутые характеристики потребных напоров, пересекающие ось абсцисс (кривые Н; и Н", на рис. 5.!5), поэтому они, как правило, устойчивы, так как условие (5.7) соблюдается. При эксплуатации ЖРД могут встретиться примеры неустойчивой работы насосных систем. Система питания ЖРД представляет собой сложную гидравлическую сеть, состоящую из нескольких насосов, турбин, газогенератора и трубопроводов.
Несмотря на то, что условие статической устойчивости насоса с присоединенными к нему трубопроводами обычно выдерживается, изменение режима ТНА может привести к потере устойчивости системы в целом. Так, если в схеме системы питания, приведенной на рис. 1.18, насос газогенератора имеет характеристику, показанную на рис. 5,15, а, то при работе на восходящей ветви напорной характеристики этого насоса,т,е.на участке, гдедН(дР ) О, увеличение расхода У, сопровождающееся возрастанием напора Н, ведет к повышению расхода газа через турбину. Это приводит к повышению угловой скорости ТНА.
Псвышение угловой скорости приводит к дальнейшему увеличению расхода $' и напора гг' насоса унитарного топлива и, следовательно, ведет к дальнейшему повышению расхода газа через турбину, что, в свою очередь, вновь приводит к возрастанию угловой скорости и к потере устойчивости системы питания. Аналогичная картина может иметь место и при работе газогенератора турбины на основных компонентах. При работе насоса на восходящей ветви напорной характеристики отклонение по расходу, приводящее к отклонению по напору такого же знака, влечет за собой изменение расхода газа через турбину, вследствие чего может произойти увеличение или уменьшение угловой скорости ТНА и потеря устойчивости ЖРД.
Наличие изменяющегося объема кавитационных полостей, обратных токов на входе в насос 19), а также нежесткость трубопроводов 308 приводит к возможности появления низкочастотных автоколебаний насосной системы [101. Совпадение частот колебаний корпуса ракеты и системы питания может привести к продольной неустойчивости корпуса ракеты.
5.4. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА НАСОСОВ В СИСТЕМЕ В системах питания )КРД может встретиться последовательн зе соединение насосов. Бустерный насос (см, схему, приведенную на рис. 3.65) и основной насос представляют собой два последовательно установленных насоса. Последовательное соединение насосов может найти применение в ЖРД с большим давлением в камере сгорания.
При охлаждении камеры компонентом топлива может оказаться нецелесообразным (из соображений прочности) подавать компонент в рубашку охлаждения под давлением, равным давлению ' в камере Применив два последовательно соединенных насоса, можно избежать высоких давлений в рубашке охлаждения. В ряде случаев газогенератор турбины, работающий на основных компонентах, целесообразней питать от отдельных насосов, в которые последовательно поступает часть компонентов от основных насосов (см. рис.
1.15). Наконец, последовательное и параллельное соединения насосов могут встретиться на стендах при использовании готовых агрегатов для работы в общей сети. Для полного представления о возможных режимах в системе с последовательным или параллельным включением насосов необходимо рассмотреть их характеристики при совместной работе. При существенно различных характеристиках насосов может получиться, что соединение насосов не даст увеличения напора или расхода.
Рассмотрим совместную характеристику двух последовательно соединснных насосов 1 и П, имеющих различные исходные характеристики (рис. 5.15). Складывая значения напоров прн одном и том же расходе, получим характеристику Н =-- 1" ф) агрегата (отштрихованная кривая). При расходах Г < Г, суммарный напор больше напора любого из насосов. Чтобы построить характеристику на участке $',а, необходимо знать характеристику насоса П при )г > (г„.
При расходах, превышающих $', (а такие расходы через насос П обеспечивает насос 1), у насоса П напор отрицателен, Это значит, что энергия жидкости уменьшается и насос работает на режиме тормоза и поглощает мощность, т, е, энергия отбирается от жидкости, Снижение напора в насосе П вызывает падение общего напора, Общий напор будет равен нулю, когда напор насоса 1 равен напору насоса П (аб =- ав). Начиная с расхода, равного У„и при больших расходах общий напор двух насосов будет меньше напора одного насоса 1.
Следовательно, для системы с характеристикой Н, "целесообразно применение двух последовательно установленных насосов (Н, > > Н. ), а для системы с характеристикой Н; такое соединение нецелесообразно (Нв < На). Прежде чем применить последовательное 309 Рис. 5. !5. Совместная характеристика двух последовательно соединенных насосов Ъ— ! Рис. 5ЛЕ Совместная характеристика двух параллельно работающих насосов соединение двух различных насосов, всегда следует выяснить, какова будет их совместная характеристика.
Рассмотрим совместную характеристику двух различных насосов при их параллельном соединении (рис. 5.17), При таком соединении расходы суммируются при постоянном напоре и область рабочих режимов расширяется в сторону больших расходов. Параллельное соединение насосов полностью оправдывается для потребных напоров системы, меньших напора насоса П и нулевом расходе (характеристика системы Нса). Начиная с расхода (х„соответствующего напору для насоса 11 при )У вЂ” О, жидкость из системы, питаемой насосом 1 с большим напором, будет-протекать через насос Н.
Для того чтобы построить совместную характеристику в области малых расходов, надо знать характеристику насоса П при отрицательных расходах (см. пунктирную часть характеристики Нн). Сопоставляя расходы через оба насоса при одних и тех же напорах, получим характеристику их совместной работы (см, отштрихованную линию БА). Общий расход )т будет равен нулю, когда аб =- вб. При характеристике системы Н,н параллельное соединение двух насосов, имеющих различные характеристики, нецелесообразно.
Из сказанного следует, что для решения вопроса о совместной работе двух или более насосов, имеющих различные диапазоны напоров и расходов, необходимо получить их совместную характеристику и определить оптимальные режимы работы системы.
5.5. ОСЕВЫЕ И РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ В ТНА В.б.!. Осевые силы 5.5.!.!. Насос Неуравновешенные силы, действующие на рабочие колеса насосов, турбины и импеллерных уплотнений (см. равд. 2.6.4), передаются через вал на подшипники ТНЛ и нагружают их. Подшипники подбираются с учетом действуюгцих сил, поэтому при проектировании ТНЛ осевые и радиальные силы должны быть известны. Для уменьшения усилий, действующих на подшипники, используют 3!О (5.10) 311 различные конструктивные мероприятия. Некоторые из ипх мы рассмотрим в настоящем разделе. Для определения осевой силы по формуле (2,63) надо знать распределение давления р по контрольной поверхности.
Рассмотрим одноступенчатый шнекоцентробежный насос (см. рис. 2.36, а): в сечении а — а, действует давление на входе в шнек р„а в сечении б — б,— давление на выходе из шнека, равное р, + рй„... где О„,„-- статический напор шнека; сечения б, — в и г — г, находятся в полости высокого давления и в них действуют большие давления, Отделяемая уплотнением полость А (разгрузочиая полость) соединяется несколькими отверстиями В со входом в центробежное колесо.
Давление в разгрузочной полости в сечении д — д, невелико, оно превышает давление за шнеком на величину перепада давлений в отверстиях Лр„,: Ррат = Рь + РВст, ш г Аротв (5.8) Если радиальная протяженность поверхностей б,— в и г — г, одинакова, то осевые силы, действующие на колесо, будут практически уравновешенными. Если сместить заднее уплотнение на меныпий радиус (см.
рис. 2.36), то проекция сечения г — г, на плоскость, перпендикулярную оси вращения, станет больше, чем проекция сечения б, — в, и на колесе возникнет осевая сила, действующая в сторону входа. Смещение уплотнения на больший радиус дает силу, действующую со стороны входа. Таким путем можно получить необходимую по абсолютному значенно и направлению осевую силу на колесе Этой силой можно уравновесить, например, осевую силу, действующую на турбину, и можно разгрузить подшипники ТНА от осевой силы. Отметим, что для исключения вредного влияния на поток в центробежном колесе утечек, подводимых через отверстия В, разгрузочную полость А иногда соединяют трубопроводом со входом в насос. В этом случае давление рр,, равно сумме давления на входе в насос и потерь давления в соединительном трубопроводе Ьр,р вл Ррвт = Рвх ( Артрув.
(5.9) В одноступенчатом насосе утечки в осевом зазоре между колесом и корпусом направлены от периферии к центру. 11оэтому давление р, действующее в сечениях б,— в и г — г,, определяется выражениями (3,66) и (3.67). Зная распределение давления по элементам контрольной поверхности, можно перейти к определению осевой силы в одноступенчатом насосе. На основании изложенного интеграл в уравнении (2.63) можно представить через составляющие осевой силы в виде ~р4(Р ™Мри4+п(Рю 4 )(р +рН' ) г, лРятт Иуа Р(уз) + У1 "Ум т т где (, = ~ рг(Р;1 г,= ~ рг(Г,. гт (вт ') гт (т-'т) С помощью выражений (3.66) и (3.6?) получим общую формулу для 7! и Ух (составляющих осевой силы, действующих в сечениях б,— в и г — г,, см рис.
2.36); У = и (Р??сх + Р!) (гз ту) (5.11) где Нс — статический напор колеса, см, формулу (3.65); А = 2нгзз ~ — ' ~(1,96(1 — 1)(Рз рг=одъ~х) (2 3(1 — У вЂ” 1) (рз — р„)~ + + 0,067(Рз — Р „„б )~ при )?у.С 0,85гз; ()(з 1,з) 1 ()(з !гз) 1 А = 42гз (Рз — Рг — о,аэ,,) ~ при Ру) 0,85гз. Разности давлений рт — ру и р, — р, в „определяются соответственно по формулам (3.66) и (3.67). При подсчете сил Уд и Х, подставляют соответствующие значения радиуса уплотнения Я и коэффициентов а и )), зависящих от расхода через осевой зазор (см. рис, 3.23). С увеличением утечек давление в осевом зазоре падает и уменьшается осевая сила, действующая в сечении б,— в (или г — гь см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
