Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 75
Текст из файла (страница 75)
5.32. л — з-диаграмма процесса в водородном насосе Число ступеней насоса г определяется потребным напором насоса Н и допустимым напором ступени Нступ шах. см, формулу (5.97): г = Н(Нетуп млх где г округляется до целого числа. Так как при этом параметры водорода на выходе неизвестны, то, полагая в первом приближении рер — — рэх, из формулы (5.99) получаем Н = (Рных Рэх)лрэх.
(5.100) .Напор ступени по принятому г определяешя следующим образом: Нелуп — Н7г, (5. 1О1) По напору ступени Нс и и известной из расчета на кавитацию угловой скорости ы определяем коэффициент быстроходности ступени и — 193,3ы Р' )г/Нзы (5.102) где принимаем, что "' = шл'Рэх. (5.103) По коэффициенту быстроходности л„принимая Кра = 5,0 ... 6,5, с помощью зависимостей, приведенных на рис. 3.27, и формулы (3.88) оцениваем КПД насоса л)н = л1етуп и определяем мощность насоса Ни = ЛлНлл)н. Мощность насоса определяет повышение энтальпии жидкости в насосе: бл' = л'вых — лвх = Ни7гй = Нут)и.
Отложилл в 1 — з-диаграмме от точки 1 (рис. 5.32), характеризующей параметры водоРода иа входе в насос (Р,х, Тэх, Рвх) величинУ Й. ПеРесечение пРЯмой л', .= сопзг с изобаРой Рэггх — -- сопзг Дает точкУ 2, опРеДелЯюЩУю паРаметРы на выходе из насоса. Зная рэы, люжно уточнить напор насоса по формуле (5.99), а затем — число ступеней и напор, приходящийся на одну ступень. Расчет первой ступени водородного насоса проводится так же, как это делается для обычных насосов (см. равд.
5.10.3). Разллеры последующих ступеней принимаются такими же, как размеры первой ступени, за исключением диаметра входа в колесо. Так как диаметр входа в колесо первой ступени определяется исходя нз условий обеспечения необходимых антикавнтациониых качеств, то диаметр последующих ступеней может быть принят меньшим (Кр = 3,5 ...
4,5). Это несколько уменьшает потери в последующих ступенях в основном из-за расходных 351 потерь. Остальные потери и напор не должны измениться, так как относительный диаметр 11, первой ступени водородного насоса нс превышает значений, после которых уменьшаются гидравлический КПД н коэффициент йы С достаточной степенью точности можно положить, что КПД и напор для последующих ступеней насоса такие жс, как и соответствующие величины для первой ступени. В итоге расчета следует проверить, обеспечивает ли насос заданное давление, и определить температуру и плотностыюдорода на выходе из насоса. Для этого надо подсчитать повышенве энтальпии водорода в ступени: А(ступ = 11ступ1т)ступ Отложим эту величину от точки 1г (иход в насос, вход в первую ступень, см.
рис. 5.33). Точка, соответствующая состоянию водорода на выходе из первой ступени, должна находиться на линии ~'„т =.. сопеЕ Задаваясь несколькими значениями давления на этой линии, находим такое давление раг, при котором удовлетворяется равенство (5.99), записанное для ступени. Это и будет давление на выходе из первой ступени. Кривая 1г — 2т является политропой сжатия водорода в первой сту. пени при равномерном подводе теплоты потерь в процессе сжатия. Аналогичным образом определнютсн параметры водорода на выходе из последующих ступеней.
Точка, соответствующая выходу из последней ступени, определит давление рных, температуру Твых и плотность водорода рных на выходе из насоса (на диаграмме, приведенной на рис. 5.33, построенной для двухступенчатого насоса, это будет точка 2гг). Если давление паых отличается от заданного более чем на 5 зДь, расчет нодородного насоса следует повторить, используя полученную величину плотности водорода на выходе из насоса. 5.10.5. Расчет автономной турбины Исходные данные.
В равд. 4.6.2 2 указано, что при и1сап > 0,2 автономная турбина всегда выполняется актввной одноступенчатой, При меньших и1сад двухступенчатая турбина со стуяенямн скорости имеет больничке коэффициент работы и КПД. Однако из соображений простоты и для уменьшения массы и при меньших значениях и1сал автономная турбина может быть выполнена одно- ступенчатой актннной. От автономной турбнн1э требуется большой коэффициент работы 1т = йт1из.
(5.104) М о щ н о с т ь т у р б и н ы Л'т определяется мощностью, потребной для привода насосов. У г л о в а я с к о р о с т ь определяется допустимой для насосов величиной, при которой обеспечивается работа насоса без кавитацнонного срыва, см. формулу (3.146). Увеличение угловой скорости способствует повышению КПД турбины благодаря увеличенгпо ноэффпцнента быстроходности (см. рис. 4.47). Кроме этого, с увеличением угловой скорости уменьшаются размеры турбины при выбранной окружной скорости. Поэтому повышение антикавитациоиных качеств насосов, дающее возможность увеличить в, благоприятно сказывается на автономной турбине.
Возможен выбор угловой скорости турбины, предусматривающий привод насосов через редукторы, понижающие угловую скорость. Такие ТНА проигрывают по простоте и массе. Окружную скорость целесообразно выбирать максимально возможной. Исходя из соображений прочности имзх =- 350 ...
450 мтс. Отметим, что значение имат, как правило, меньше оптимального, опредсляемого по сак и оптимальному отношению (и1сап)„п~ (см. Рис. 4.48), пРи котоРом Чт и, следовательно, 1.т = 1чшпз)т достигают максимума. Выбнрая и = и аю можно получить при заданной угловой скорости болыпой средний диаметр турбины, прн котором диаметр ТНА будет недопустимо велик. Поэтому отношенне среднего диаметра 1)е к 1)а — наружному диаметру колеса насоса горючего не должно превышать 2. По выбранному среднему диаметру и угловон скорости определяется окружная скорость. 352 Физические константы и температура рабочего т е л а т у р б и н ы определяют продукты сгорания основных компонентов (либо при избытке горючего, либо при избытке окислителя).
Обычно в качестве рабочего тела испол зуется газ с избытках~ горючего — восстановительный газ (см. равд. 5 10.2.!) В отдельных случаях рабочим телом турбины могут являться продукты разложения однокомпонентных, унитарных, топлив — перекиси водорода, гидразвна и т, п. Физические константы рабочих тел турбины 7КРД сильно зависят от массового соотношения компонентов в газогенераторе. Показатель й адиабаты находится и пределах 1,2 ...
1,4. Значение РхТоо зселательна иметь большим. Чеч больше РТсо, тем больше коэффициент работы и тем меньше расход рабочего тела. Практически температуру перед турбиной о~раничива~от значениями !000 ... 1200 К исходи из работоспособности конструкции. Прй дальнейшем повышении температуры растег удельная работа. Это обстоятельство делает задачу повышения температуры перед турбиной и применения охлюклаемых турбин актуальной. Степень понижения давления б определяется выбором начального давления рзо и давления за турбиной р,. Обычно для автономных турбин 6=15...40.
Увеличение 6 более 40 приводит к росту адиабатной работы, но из-за паде. ния КПД с ростом б (уменьшеннем и!сад) удельная работа бт повышается медленно М а т е р и а л л о п а т о к турбины н его прочностные даяные при температуре Томь должны быть заданы для дальнейшего расчета турбины на прочность. Пример расчета. В результате расчета автономвой турбины ЖРД определяются такие размеры элементов турбины, которые используются при разработке конструкции Помимо этого, определяются параметры потока (температура, давление, скорость, приведенная скорость и т. д ) в характерных сечениях турбины. Кроме того, должны быть определены расход газа через турбину, необходимый для обеспечения заданной мощности турбины, энергетические характеристики и радиальная сила, необходимая для расчета подшипников.
Р а с х о д г а з а в первом приближении определяется с помощью графических зависимостей, приведенных на рис. 4.47. Для этого по исходным данным следует определить средний диаметр колеса и отношение скоростей и~сад, зная окружную скорость и адиабзтную работу (а также б, То,, й и )7): сад = У2(чал. (5.
105) Затем задаются величиной зазора между колесом и корпусом Л = ! ... 3 мм. При колесе без бандажа — это радиальный зазор; для колес с бандажом под Л понимают минимальный (осевой или радиальный) зазор (см. равд. 4.5.1). По величшш зазора определи~от относительную величину Л = Л 17сп. Задаются несколькими значениями расхода газа т, чтобы определить по формуле (2.17!) значения илы которые обычно лежат в пределах 1О ..
40. Лдиабатный объемный расход газа на входе в колесо (глад определяется следующим образом: )гл ад = — тт(Рл ад .— ттРТх эд ~рл й 1 з;з/(з — !) Р! = Роо (1 — )е Й+ 1 ~лад Твад — 7оо(1 (л 1 )с ) ~ с (5.106) где (5.107) так как р„„= р„'Рт„д). В качестве автонол~ной турбины применяют актнвные турбнны (рт = О, с,ад— = сад' рл = рз). По значениям и сад, Л н и, с полющыо рнс.
4.47 для каждого из вйбранных значений т, определяют КПД турбины т)т. Расход тт, при котором мощность турбины .Ъ' =- тгбоалз)т совпадает с заданной, является потребным расходом газа через турбину. Эта величина используется при дальнейших расчетах.
В конце расчета может оказаться, что полученное значение мощности 353 отличается от заданного более чем на 5 %. В этом случае следует повторить расчет, изменив исходнос значение расхода, Расчет параметров в осевом з а э о р е (выход из соплового аппарата — вход в колесо) необходим для определения размеров соплового аппарата н решетки колеса. Угол потока в осевом зазоре гхт выбирается в пределах 15 ... 20'.
Скоростной коэффициент соплового аппарата гр можно принять в пределах 0,92 ... 0,96. Основные формулы для расчета параметров потока были приведены в равд. 43!. Напомним, что число М можно выразить через приведенную скорость )и М .—. суп, а = ~/ЬРс7' (5. 109) где (5.! 10) (5.1!1) — скорость звука; 2 Хз М= 1 — — )гз А+1 й — 1 й+1 Приведенный расход о (Х) можно определить с помощью газодинамических таблиц или по формуле д(Х) =Х ~ 2 (1 — й 1 )ьз) [ .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
