Синярев Г.Б., Добровольский М.В. Жидкостные ракетные двигатели. Теория и проектирование, 1957 г. (1240838), страница 85
Текст из файла (страница 85)
е. Р— '"х=0,67 —:0,8)з„р (для воздуха 3„р — — 0,528). Рвх Следовательно, скорость газа в дросселирующем сечении будет меньше звуковой. Определение площади дросселирующего сечения будем вести по уравнению .= 'Н й,. Подставив значение Ь из уравнения (1Х. 49), получим расчетное уравнение для определения 1, .: Ухрав= (1Х. 66) лРвх вяв Величина А определяется чо уравнению (1Х.
47) и равна А=рл и†— Ю'~х (1Х. 67) Ж3 где н — коэффициент расхода, равный 0,65 †: 0,7, Если редуктор редуцирует газ для вытеснения топлива из баков и известен освобождаемый объем баков У„„ и давление и температу- ра в баках Ре и Т„то, очевидно, О=У Йтб откуда, подставляя (1Х. 67) ~в (!Х. 66), получим г" гсекро l Хрес гс ге»грев оип (1Х.
68) Зная 1, „задаются диаметром клапана И„.. При выборе с1„„обычно исходят из опыта имеющихся конструкций редукторов. Для редук-торов обратного действия задаваться большими значениями с1„. нецелесообразно, тогда как для редукторов прямого действия, наоборот, иногда целесообразно задаваться значениями диаметра клапана, близкими к диаметру поршня или плунжера. Определение затяжки пружин Я, и Яа и поверхности г"„ Затяжка пружины Я, определяется по условию герметичности клапана редукте(ра.
Для этого клапан необходимо ррижать к седлу с силой, при которой удельное давление клапана на поверхность седла будет выше или равно »герм удельному давлению, гаран«г/смх тир ующем у герметичность Ъ д, „. Величина удельного 800 давления герметичности $780 определяется материалом Фад т8е дая клапана и уплотняющего пояска, а также разностью давлений над и под клапаном, „ 770 при которой необходимо Фмбра и 700 обеспечить герметичность.
'м /80 На фиг. 168 приведены необходимые удельные давлеЭдавит ния герметичности для разных материалов, клапана и д ао уплотняющего пояска '. ~ га0 Выбрав для заданных 0 70 те0 80 80!00 20 Рг0~80180200 материалов необходимое РаэницадоВленийпоойесааронмуплошнения удельное давление герметичВ~ц 188 Наименьшие удельные давления герметичности для некоторых материалов., подсчитать силу пружины Яг. Давление герметичности (1Х. 69) сгерм с)герм севе где г'.„ — площадь поверхности соприкосновения седла клапана с клапаном в гит. Силу пружины Ят находим из уравнения 'Мгв =Мг+!ве(ре ш — р ), г Энциклопедический справочник «М а ш и н о с т р о е н и е», т.
2, Машгиа, 1948. откуда с учетом (1Х. 63) и (!Х. 69) (г1=11.ь .Р— 1"Ар ' (1Х. 70) Величиной площади поверхности мембраны (сильфона, поршня или плунжера) задаемся. Для мембраны, зная г"„и размеры защитных дисков, г' ., определяем по выражению и-'„р„,=с„а„. Величина а„для мембран с защитными дисками или без них (см. фиг. 163,б, г) определяется по формуле а„=0,33~1+ — 1+( — 1) 1. (1Х.71) Для снльфонов можно считать а„=1. Сила затяжки Яй основной пружины редуктора определяется из уравнения равновесия сил (1Х.44) 1в момент открытия редуктора, т.
е. при подъеме клапана Ь =О. Так как динамическая характеристика редуктора всегда проходит ниже статической характеристики, иногда после расчета динамической характеристики необходимо производить корректировку необходимой силы затяжки основной пружины и увеличивать ее на 5 — 10 кг. Поэтому при расчете пружины значение расчетного усилия на пружину берется несколько больше, чем затяжка пружины, полученная из формул (1Х. 60) и (1Х. 65) при Ьн=О. Определив величины Яй и Я1 исходя из конструктивных данных, находим диаметр проволоки пружин 7 и 5, диаметр завивки, шаг пружин, число витков и жесткость пружин. Зная все размеры редуктора, проверяем, удовлетворяет ли редуктор заданным условиям работы, для чего по уравнению динамической характеристики, т.
е. с учетом расхода газа через редуктор, определяем давление на выходе из редуктора р,„„при различных значениях давления на входе р„(с интервалом 20 — 30 ага). Расхождение в величине р, не должно выходить из заданных пределов. й ЗЗ. ПРИМЕР РАСЧЕТА РЕДУКТОРА Рассчитать редуктор для редуцирования воздуха из баллона с начальным давлением в 200 ага до р, =30 ата. Расход воздуха через редуктор 6=80 г/сек=0,08 кг(сгк. При понижении давления на 1входе до 40 ага изменение давления на выходе не должно превышать 0,5 ага.
Редуктор работает по схеме прямого действия (см. фиг. 16б,б). При начале редуцирования температура газа в баллонах равна 18' С. Для определения площади дросселирующего сечения находим температуру газа в баллоне к концу редуцирования Тв.= Теин» н величину А. По уравнению (1Х. 10), считая а=!,25, получим н-1 1,22 — 1 р» н е40» 1,22 1Р». нв» 29 Г.
Б. они»ров и М. В. лебрен»лье»нй По формуле (1Х. 47), считая р=0,68, находим значение величины А в конце работы редуктора 3 1,ы+1 =0,0518. Зная А, определяем 1~ 7~,: ' ' ' * 0,121 10 е ме= 0,121 смв. 3,14.0,08 0,0518 40.10ч Берем Н„,=18 мм. Диаметр плунжера выбираем равным диаметру клапана, т. е. 7„,'= =7 . По уравнению (1Х. 65) определяем необходимую силу основной пружины при 6=0: Я р,„,7,„=30 ' ' =76,4 кг. 3,14 1,8а Пружину рассчитываем на силу' Р=90 кг, Материал пружины — кремнистая сталь 60С2.
Для нее 75 кг~ммз; 0=8000 кг1мме. Задаемся индексбм пружины П с= — =5. Ы Для с=5 коэффициент ко=1,3. Диаметр витка пружины Ы=1,6 р' — =1,61,г ' =4,47 мле. / йеер — / 1,3 5.90 ~/ с ~У 75 Берем с(=4,5; х> =с д= 22,5 мм. Задаемся жесткостью пружины К и определяем необходимое число витков й олч 8000.4,5~ 7,2. 8ИЗз 8 5 22,5е Берем рабочее число витков 1=7. Уточняем значение жесткости пружины К= — = ' ' 5,14 кг)мм. 6пв 8000 4,5ч 8йег 8 22 ба 7 Строим динамическую характеристику зависимости р от Р .
' При расчете размеров пружин используются обычные формулы, применяемые в расчетах деталей машин. Так как в нашем редукторе 7 =7, то уравнение динамической характеристики для него будет иметь вид р кгтсмт во,о гв,в гв,в гол гв,г гв,о 'о го ао во во гоо гго гао гво гво гоо р косм' Фиг.
169. Расчетная характеристика редуктора, Графически характеристика зависимости р от р, представлена на фиг. 169. Как видим, давление на выходе не выходит из заданного условием предела. й 59. НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ КОМПОНЕНТОВ В насосных системах подачи топлива в ЖРД для обеспечения необходимого да~вления подачи применяются насосы. В насосе любого типа механическая работа, затрачиваемая на его вращение, превращается в механическую энергию перекачиваемой жидкости. Сушествует два принципиально различных типа насосов: объемные и лопастные.
Объем ны е н а с осы подают жидкость, вытесняя ее поршнем или каким-либо другим твердым телом. Примером таких насосов, кроме обычных поршневых и плунжерных, являются шестеренчатые и коловратные насосы. В лап асти ы х н а с ос ах энергия, необходимая для повышения давления жидкости, сообщается ей лопатками вращающегося колеса. К числу лопастных относятся центробежные и осевые насосы. Наиболее распространены в ЖРД центробежные лопастные насосы.
Преимуществом их являются малые размеры и вес. Кроме того, они могут работать с большим числом оборотов н удобны для непосредственного соединения с валом турбины. Схема центробежного насоса и основные величины, характеризующие его. Коэффициент быстроходности Жидкость по входному патрубку 1 (фиг. 170), форма которого зависит от расположения трубопроводов н насоса в системе, подается на вращающееся колесо 2. В колесе насоса жидкость двигается по каналу, образованному стенками колеса и лопатками 3. Усилие, действующее со стороны лопаток колеса на жидкость, заставляет ее двигаться так, что запас энергии в единице веса жидкости увеличи- 451 29а вается. При этом происходит прирост как потенциальной энергии давления (статического давления), так и кинетической энергии жидкости (абсолютной скорости ее).
По выходе из колеса жидкость поступает в днффузор 4, где уменьшается ее абсолютная скорость и дополнительно возрастает давление. Простейший диффузор состоит из гладких дисков, составляющих его стенки, и называется безлопаточньбм. Лопаточный диффузор имеет неподвижные лопатки 5 (на фиг. !70 показаны пунктиром), которые способствуют более быстрому гашению скорости потока, Пройдя диффузор, жидкость посту- 5 5 Фнг. 170.
Схема центробежного насоса. 7 — акодноа патрубок, 9 — колесо насоса, 8 — лопатки, 4 — диффуаор, б — лопатки диф. фуаора, 8 †сборн или улитка, 7 †передн лабиринтное уплотнение, 8 †подшипн аале, 9 †уплотнен подшипника (сальникк пает в спиральный канал (улнтку) б, назначение которого состоит в том, чтобы собирать жидкость, выходящую из колеса, а такуке умень- шать ее скорость. По нагнетающему патрубку жидкость подается в сеть. Чтобы уменьшить перетекание жидкости из полости высокого дав- ления (диффузора, улитки) на сторону низкого давления (всасываю- щий патрубок), ~в насосе делается уплотнение 7, а чтобы жидкость из насоса не просачивалась вдоль вала и не попадала в подшипник 8, имеется уплотнение (сальник) й. Для расчета насоса и оценки его основных свойств наиболее важ- ными являются следующие величины: 1.
Объемный расход жидкости через насос Я в ма/сек. Он определяется из найденного в тепловом расчете расхода компонента 6 (6 илн 6.) по соотношению я = — ма)'сак, 6 (1Х. 72) т где 7 — удельный вес компонента в кг/ма. 452 2, расход жидкости через колесо насоса, Дейст- вительный расход через колесо насоса, на который оно должно рас- считываться, будет ббльшим, чем расход через насос по следующим причинам. Несмотря на то, чта колесо насоса защищается от перетеканнй и утечек уплотнениями, перетекания все же происходят.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
