Добровольский М.В. Жидкостные ракетные двигатели, 2005 г. (1240835), страница 59
Текст из файла (страница 59)
Зависимость У„= 7(д) при известных характеристиках Н =Яд) и 21„= =Яд) можно получить по формуле (7.10). При д = 0 на привод насоса затрачивается значительная мощность холостого хода Л2 . Рассмотренные выше характеристики получены при постоянной угловой скорости вращения вала. В практике применения насосов необходимо иметь характеристики при различных значениях оз.
Они представляют собой семейство кривых (рис. 7.15, б). Наиболее надежно это семейство кривых получается опытным путем, однако, имея зависимость Н =Яд) при одном каком-то значении со,можно пересчитать ее для других угловых скоростей на основании теории подобия, согласно которой для режимов с подобными треугольниками скоростей (подобные режимы) имеем Т)нн 21гт)о= СОП$1, (7.38) (7.39) Преобразуя формулы (7.39), для подобных режимов при 21 = сопз1 получим Н, Н, Н вЂ” ' = — ' = — = сопв1. д2 д2 д2 (7.40) 356 Глава 7.
Турбонаеоеные агрегаты В координатах Н, Д линии по- и 1Н/Ох1в, добных режимов выражаются пара- 1н/й21 болами (рис. 7.16). Используя эти графики, по формулам (7.39) можно вв~ ': 1//(/Я,-„ посчитать напорную характеристику ы2 П,в=сопя при любой угловой скорости. Линии ввз вв >нв >а >вв подобных режимов являются линиями постоянного внутреннего КПД 4; ' '' '. Чвн>чвн>чвй 11,„. Как следует из экспериментов, линии постоянного полного КПД не о 0 всегда совпадают с линиями посто- Рис. 7.16. Сетка напорных характери- янного внутреннего КПД.
Из-за на- стик и линий равного КПД личия механических потерь при малых значениях в, когда доля механических потерь растет и, следовательно, з)„ уменьшается, происходит более быстрое падение полного КПД 1)н. Гра- фически это означает существование пересечения при малых Д и Н кривых постоянного внутреннего КПД линиями постоянного полного КПД. При больших значениях Д и Н в результате снижения КПД в силу воз- никновения кавитационных явлений происходит замыкание линий постоян- ного КПД.
В итоге линии постоянного КПД т)„имеют вид замкнутых кривых (сплошные линии на рис. 7.16). На практике для характеристики работы насоса при разных числах обо- ротов иногда пользуются не сеткой характеристик, а универсальной харак- теристикой.
Для подобных режимов в соответствии с выражением (7.39) имеем Н~ Нз Н вЂ” = — = — = сопз1. ш2 ш2 о>2 — = — ~ = — = сопа1, 'во 02 0 о>1 азг о> (7.41) Зависимость Н/ель = /(Д/оэ) дает связь между Н н Д для всех скоростей вращения и поэтому называется универсальной характеристикой (рис. 7.17). Совместная работа насоса и системы подачи ЖРД Рабочая точка А насоса (рис. 7.18) находится как точка пересечения напорной характеристики с гидравлической характеристикой системы Н =/Я), определяемой уравнением (6.33). Очевидно, в точке А обеспечивается устойчивая работа насоса„так как при случайном увеличении расхода до Д' мощность насоса будет недостаточна н, наоборот, при случайном уменьшении расхода до Дн избыток мощности насоса опять обеспечит увеличение расхода до Др. 357 7.2.
Расчет и характеристики насосов ЖРД а7 2 О/го 0 0" Оа 0' 0 Рис. 7.17. Универсальная характери- Рис. 7.18. Определение рабочей точки стика насоса Рассмотрим изменение работы насоса при основных способах регулирования расхода: а) дросселированием, б) закольцовкой, в) изменением числа оборотов. При уменьшении расхода от Др до Др дросселированием (рис.
7.19,а) потребный напор определится как сумма сопротивления системы (кривая 1) и добавочного сопротивления дросселя и рабочая точка переместится в точку А'(кривая 2). Введение сопротивления дросселя потребует увеличения напора и тем самым увеличения мощности насоса У„. Потребная мощность увеличится еше потому, что при работе насоса на нерасчетном режиме его КПД уменьшится. Таким образом, при дросселировании мы имеем непроизводительную затрату мощности. Для изменения расхода часто изменяют угловую скорость вращения вала насоса. При этом рабочая точка перемещается по характеристике системы.
При увеличении угловой скорости от со~ до со2 рабочая точка переместится из точки А в точку А'(см. рис. 7.19, б). Соответственно увеличатся напор насоса Н и потребная мощность. При этом нет непроизводительной затраты мощности, но необходима система, обеспечивающая увеличение скорости вращения вала насоса (обычно увеличение или уменьшение значения го достига- 0 Оа Оа 0 0 Оа Оя 0 а б Рис. 7.19.
Перемещение рабочей точки: а — при дросселироаании; б — при уменьшении угловой скорости вращения вала 358 Глава 7. Турбонаооеные агрегаты Рис. 7.20. Схема изменения расхода Рис. 7.21. Зависимость Ф„, =Да) закольцовкой ется соответствующим увеличением или уменьшением количества рабочего тела, подаваемого на турбину). Меньшие непроизводительные затраты имеют место при изменении расхода «закольцовкой» части компонента (рис. 7.20). При этом рабочая точка остается неизменной и непроизводительная затрата мощности имеет место только для подачи ненужного (перепускаемого) компонента. Определим зависимость изменения потребной мощности при изменении угловой скорости вращения.
Можно предположить, что характеристика системы изменяется по параболе, т. е. что Н= сопз1 ()з. Тогда согласно уравнению (7.39) режимы работы насоса при изменении оз будут подобными. Бели считать ц„= сопз1, то в соответствии с формулой (7.38) имеем т)н = з),„т)„= = сопз1. Сопоставляя для подобных режимов выражения (7.39) и (7.10), можно записать зависимость потребной мощности от числа оборотов в виде У„, =Сю, Э (7.42) где С вЂ” постоянный коэффициент. График функции У„р=Яв) приведен на рис. 7.21. 7.3.
Турбины ТНА Классификация турбин Одним из основных элементов ТНА является газовая турбина. В турбине потенциальная энергия продуктов сгорания из газогенератора или паров охладителя преобразуется в механическую работу турбины. Преобразование энергии газа происходит в неподвижном сопловом аппарате турбины и на 7.3. Турбины ТНА 359 со со Рис.
7.22. Элементарная схема и треугольники скоростей турбины: а — активной; б — реактивной лопатках рабочего колеса турбины. Элементарная схема турбины представ- лена на рис. 7.22. При расширении газа в сопловом аппарате скорость газа возрастает от скорости входа со до скорости выхода сь Со скоростью с~ газ попадает на лопатки рабочего колеса, имеющего окружную скорость огьг и= —, м/с. 2 (7.43) Относительная скорость газа при входе на лопатки гс1 складывается из абсолютной скорости с1 и окружной скорости и в данной точке, взятой с противоположным знаком.
В межлопаточном канале газ меняет свое направление и выходит со скоростью шг. Вследствие поворота струи и в некоторых случаях ее ускорения (например, в реактивной турбине) возникает сила действия на лопатки Р, вращающая турбину. Суммируя относительную скоросп грг и окружную и, найдем абсолютную скорость выхода газа с лопаток колеса сг. Окружное усилие Р„, действующее на лопатки, можно определить по теореме импульсов, проецируя векторы скоростей потока с| и сг и силу действия газа на лопатки Р на окружное направление: Ри = т (с1 „— сг н ).
(7.44) Глава 7. Туроонаеоеные агрегаты 360 (7 45) При анализе работы турбин используется понятие адиабатической скорости (рис. 7.23) с„= ~/21. (7.46) В активной ступени без учета потерь с„= с!. Кинетическая энергия с, /2 г эквивалентна адиабатическому перепаду тепла в ступени. По различным признакам турбины разделяют на активные и реактивные, осевые, радиальные и тангенциальные, одноступенчатые и многоступенчатые. Кроме того, различают турбины со ступенями скорости и ступенями давления, парциальные и непарциальные, одновапьные и двухвальные.
Разделение турбин на активные и реактивные производится по способу распределения перепадов давления в ступени турбины. В активных турбинак весь перепад давления, приходящийся на ступень„ срабатывается в сопловом аппарате, а на рабочих лопатках колеса турбины перепад давлений отсутствует. В межлопаРВ~» точном канапе колеса поток поворачивается и на лопатки действует сила реакции. Таким образом, часть энергии газов передается ротору, и абсолютная скорость газа уменьшается.
Если пренебречь потерями, относительная скорость и! остается неизменной, т. е. и!! = гон В реактивных турбинах общий перепад дав- Р! лепил происходит на сопловом аппарате и рабочих лопатках. Вследствие расширения газа А на рабочих лопатках относительная скорость го возрастает, т. е. го2 > и!!. Отношение адиабатной рабаты У, з, срабатываемой на рабочих лопатках, ко всей адиабатной работе называется степенью реактивности: лад2 р= Е, (7.47) Рис. 7.23. Аднабатическое рас- ширение газа в ступени Величина располагаемой или адиабатной работы газа, т.
е. максимально возможной работы турбины без потерь, определяется разностью энтальпий Лй,л между параметрами газа в заторможенном состоянии на входе в турбину(р,„; Т,„) и выходе из неер, (рис. 7.23): 7.3. Турбины ТНА 361 ~се ) са св Рис. 7.24. Типы турбины: а — осевая; б — радиальная центростремительная; в — тангенциааьная; 1 — сопловый аппарат; 7 — лопатки Разделение турбин на осевые, радиальные н тангенциальные производится по направлению газового потока (рис. 7.24).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
