Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

Критерий n_s является критерием кинематического подобия, для геометрически подобных насосов, имеющих равные или автомодельные значения критерия Re.

Энергетические характеристики насоса  это зависимости напора, КПД и мощности от расхода и угловой скорости вращения вала:

Н, N, =f(Q,).

В процессе эксплуатации насос может работать на режимах, отличающихся от расчетного, поэтому нужно уметь рассчитать такую характеристику, чтобы знать любой параметр при данном режиме.

Напорная характеристика насоса: рассчитывается по известной зависимости потерь энергии в колесе и отводе от геометрических и режимных параметров. На основании опытных данных для диффузорных колес с F₁/F₂≤1, для которых можно принять k_z=k_zp, получены следующие соотношения для расчета напорной характеристики:

при Q=Q/Q_p<1 (Q_pрасчетный режим работы по расходу)

г
де А=0,32 при _к.д <0,21 b A=1,52_к.д при _к.д0,21;

при Q1.

К
оэффициент напора на расчетном режиме определяется по формуле:

Р
азделив выражение (1) или (2) на (3), получим формулы для расчета и построения напорных характеристик в относительных координатах HQ, где H=H/H_p. Основное влияние на вид характеристики оказывает расходный параметр q_р. С уменьшением q_р падает Н в области Q ≤1 и возрастает при Q>1. Увеличение q_р ведет к возрастанию наклона характеристики в расчетной точке. Форма характеристики имеет большое значение для регулирования параметров насоса и ДУ.

КПДхарактеристикаэто зависимость полного КПД насоса _н от расхода при =const. Зависимость относительного КПД _н=_н/_р от расхода выражается следующим образом

г

де

(индекс “р” в обозначениях КПД означает “расчетный”; N_г.то=N_г.то/N_рмощность гидравлического торможения при Q=0, обусловленная наличием обратных токов на входе в шнек и на выходе из рабочего колеса, которые образуются при малых расходах. По данным опытов, мощность гидравлического торможения при Q0,6 равна нулю.

М
ощность гидравлического торможения при Q<0,6 можно определить по выражению:

М
ощностная характеристика насоса NQ (N=N/N_р) может быть рассчитана по напорной и КПД-характеристике. В общем виде выражение может быть записано так:

Для каждого значения Q можно подсчитать относительные значения H и , а затем определить N.

Напорные характеристики шнека обычно рассчитываются по среднему диаметру D_ср.

Т
еоретический напор шнека может быть определен так

г
де u_срокружная скорость на D_cр; q_шрасходный параметр, равный отношению объемного расхода к расходу, при котором теоретический напор шнека равен нулю:

Формулу (5) можно преобразовать к виду Н_т/²=0,25D_ср²(1-q_ш).

В координатах Н_т/²q_ш теоретическая напорная характеристика имеет вид прямой. Экспериментальная (действительная) характеристика, как показывают опыты, является также прямой линией, поэтому ее можно построить, если известны координаты двух точек.

Обычно значения напоров определяют в двух точках: q_ш=1и q_ш=0. Режим q_ш=1 характеризуется тем, что на всех радиусах угол натекания потока равен углу установки лопатки, т. е. i_ср=0 при s=const. Следовательно, на этом режиме напор шнека будет отрицательным за счет гидравлических потерь на трение, определяемых по формуле:

г
де D_ггидравлический диаметр, D_г=4h_лa_ср/2(h_л+a_ср);

здесь а_ср=[D_ср-z(_ср/sin_л.ср)]sin_л.ср/zширина межлопаточного канала; W_o относительная скорость в межлопаточном канале на режиме Q_Hт=0, W_o= Q_Hт=0/(h_лa_срz);

h_л=(D_ш  d_вт)/2высота лопаток шнека; _сртолщина лопатки шнека на среднем диаметре; коэффициент сопротивления, принимаемый равным 0,011…0,016.

Для данного режима получим Н_Нт=0= L_{гидр.пот} или Н_Нт=0/²= L_{гидр.пот}/².

Для q_ш=0: Н_Q=0/²=КH_тQ/², где К=0,45…0,58  опытный коэффициент.

Срывная кавитационная характеристика насосаэто зависимость напора Н от давления на входе. Характерные точки этой характеристики: начало кавитации, критический и срывной режимы.

Кавитационные характеристики обычно получают при испытаниях насосов. Расчет характеристики можно провести следующим образом, определив значения параметров в характерных точках.

Т
очка начала кавитации р_кав, при которой возникает кавитация, но напор насоса еще не изменяется, может быть определена по формуле:

где W_1сротносительная скорость потока на входе в шнек на D_ср; _кав коэффициент кавитации, соответствующий начальной стадии развития кавитации в шнеке, определяется по опытной аппроксимированной зависимости (при q_ш=0,25…0,75), _кав=0,71+ +0,87q_ш+0,32q_ш².

Давление, характеризующее критический режим, при котором начинается снижение напора, р_кр=_кр(W_1ср²/2)+р_n,

где _кркоэффициент кавитации для критического режима,

з
десь _1лср и _2лср углы установки лопатки шнека на входе и выходе. Для шнека постоянного шага _1лср = _2лср.

Напор насоса на срывном режиме Н_срв=Н(1_срв),

г
де _срвотносительное падение напора насоса при переходе от критического к срывному режиму. Приближенно _срв может быть посчитано по экспериментальной зависимости( при _срв<0 следует принимать _срв=0):

г
де _цгустота решетки центробежного колеса,

_=_2лср  _1лсругол изогнутости шнека. Для шнека постоянного шага _=0.

Д
авление соответствующее срывному режиму,

г
де h_срв определяется по формуле:

После определения координат характерных точек строится срывная кавитационная характеристика шнекоцентробежного насоса.

Вопрос № 44

Насосы для жидкого водорода.

Особенности конструкции и расчета.

Малая плотность водорода и заметная зависимость ее от давления и температуры обуславливают особенности расчета водородных насосов. При давлениях на выходе из насоса 23 МПа потребные напоры насоса составляют (300400)10³ дж/кг. Поэтому водородные насосы для ЖРД, как правило, приходиться делать центробежными, многоступенчатыми. Для упрощения конструкции первые ступени выполняют с односторонним входом. При больших тягах увеличивается объемный расход, поэтому может оказаться выгодным применение осевых многоступенчатых насосов, из-за меньших размеров.

Для уменьшения числа ступеней водородного насоса частота вращения вала насоса должна быть возможно большей. Повышение частоты вращения лимитируется прочностью колеса. Для уменьшения давления в баке или для уменьшения величины потребного напора бустерного насоса (если он предусмотрен) первая ступень должна выполняться со шнеком.

Исходные данные и цель расчета водородного насоса те же, что и у насосов, работающих на обычных компонентах топлива, но при расчете водородного насоса появляется необходимость в определении температуры и плотности водорода на выходе из насоса, т. к. водород является жидкостью с заметной сжимаемостью.

Расчет на кавитацию ведется без учета положительного влияния термодинамических свойств водорода на антикавитационные качества насоса.

Особенность расчета водородного насоса состоит в чете сжимаемости водорода при определении напора насоса, необходимого для обеспечения заданного давления на выходе из насоса.

Напор водородного насоса (при с_вх=с_вых) как насоса, работающего сжимаемом рабочем теле, определяется по формуле:

Н

о так как увеличение удельного объема водорода в связи с подводом потерь тепла компенсируется уменьшением объема вследствие его сжимаемости, можно применить формулу, для определения напора несжимаемой жидкости:

где _ср=(_вых+_вх)/2средняя массовая плотность.

КПД и мощность такого насоса соответственно равны: _н=_ступ,

N_н=GH/_н

М
ощность насоса определяет повышение энтальпии жидкости в насосе:

В
итоге расчета следует проверить, обеспечит ли насос заданное давление и какие температуру и плотность имеет водород на выходе из насоса. Для этого надо посчитать повышение энтальпии водорода в ступени:

Далее для расчета используем i-s диаграмму процесса в водородном насосе.

Аналогичным образом определяются параметры водорода на выходе из последующих ступеней.

Вопрос №51.

Осевые и радиальные силы в ТНА.

Осевые и радиальные силы, действующие на рабочие колеса насосов и турбины и импеллерные уплотнения передаются через вал на подшипники ТНА и нагружают их. Подбор подшипников производится с учетом действующих сил, поэтому при проектировании ТНА величины осевых и радиальных сил должны быть известны.

О
севая сила в насосе: для ее определения надо знать распределение давления р по контрольной поверхности. В общем случае в проекции на ось z получим:

где R_zсила, действующая на колесо в осевом направлении( положительное направление R_z совпадает с направлением с_1z).

Зная распределение давления по элементам контрольной поверхности, можно перейти к определению осевой силы в насосе, интеграл в уравнении (1) представить через составляющие осевой силы в виде:

М

ожно получить общую формулу для интегралов I₁ и I₂:

где Н_стстатический напор колеса;

О

севая сила в турбине: для ее подсчета по формуле (1) надо знать распределение давления по поверхностям. Зная эти распределения, формула (1) примет вид:

В реактивной турбине р₁>р₂, поэтому на колесе возникает значительная осевая сила, действующая по направлению потока газа. В активной турбине давления р₁ и р₂ почти одинаковы и осевая сила практически близка к нулю. Последнее обстоятельство часто является решающим для выбора активной турбины в качестве предкамерной турбины ЖРД, так как в реактивных предкамерных турбинах эти силы могут быть велики. Отметим, что в парциальной активной турбине р₁<р₂ и осевая сила будет возникать со стороны выхода.

Осевая сила в импеллерном уплотнении: В конструкции ТНА часто используют импеллерные уплотнения вала. В связи с тем, что колесо импеллерного уплотнения импеллерудерживает определенный перепад давлений, на нем возникает осевая сила. Определим эту силу. Так как через импеллерное уплотнение не расходного течения ж
идкости, то выражение для осевой силы (1) перепишется в виде

Зная все давления действующие на импеллер, получим выражение для осевой силы:

Д
ля полностью заполненного жидкостью импеллера:

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)