Синярев Г.Б., Добровольский М.В. Жидкостные ракетные двигатели. Теория и проектирование, 1957 г. (1240838), страница 88
Текст из файла (страница 88)
176,б; лопатки загнуты по ходу вперед) при одинаковых значениях скоростей и„ соз и сз . Как видно из фиг. 176, величина сз для второго колеса будет больше, чем для первого, а следовательно, и напор по формуле (1Х. 92) будет больше у колеса с лопатками, загнутыми вперед против вращения. Колеса с такими лопатками называются активными. Однако все центробежные насосы ЖРД имеют колеса с лопаткамн, загнутыми назад. Это объясняется тем, что вследствие очень боль- а) Лопатки заенуты походу назад ,зг < ВО' ение ир д) Лопатки заснутгн по ходу Вперед Р,>ВО' Напродление Враихенил Фиг. 176.
Плз~н скоростей длн колес с лопзткзми, загнутыми вперед и назад, шой величины абсолютной скорости потока на выходе из колеса со (см. фиг. 176) для активных колес большую часть напора составляет динамический напор. Преобразование динамического напора в статическое да~вление происходит в улитке и в выходном патрубке насоса с очень большими потерями. Поэтому выигрыша напора за счет загиба лопаток вперед практически нет и для центробежных насосов. угол рз лежит в пределах 18 —:35'. Гидравлические потери и гидравлический к. п.
д. В реальном колесе имеются гидр авл ические потери Ьй„. Они составляются из двух видов потерь: потерь на трение жидкости о поверхности стенок каналов насоса Ьп„и потерь, связанных со срывом и ударом потока при входе в ксизесо, входе в диффузор, в улитку и в нагнетающий патрубок аЬ„ ль.=ай +йь„,, (1Х.
98) В то время как теоретический напор Н, насоса определяется только окружной скорс(стью и не зависит от расхода, потери ЛЬ, зависят от расхода жидкости через насос, Гидравлические потери трения в каналах насоса ай,а, как и всякие гидравлические потери в любом канале, пропорциональны квадрату скорости движения жидкости относительно стенок, т. е. квадрату относительной скорости ш. Относительная скорость тв пропорциональна секундному расходу Я через насос, поэтому при постоянном числе оборотов насоса п величина Ьй будет возрастать пропорционально квадрату расхода йЬ„=- Яа. (1Х. 99) Потери на удар и срыв потока Лата возникают вследствие несоответствия направления потока направлению каналов (между лопатка- ми колеса, лопатками дифи я=сопит фузора и др.). Минималь- ные потери будут иметь /7дтлдри место в случае совпадения йкд'гй~~~~' сг тЛРгИ"" направления потока и на- правления каналов, в ча% стности, например, при со- впадении направления отйосае~а иа удар и срыд остдка носительной скорости на входе и с углом Вт„т.
е. при угле атаки а6., равном нулю. Обозначим раси аасч ход жидкости, при котором все потери Ьл, будут ми- Фиг. 177. Характеристика насоса. нимальными, через 'Я' (фиг. 177); в обоих случаях: и при Я)1г' и при Я(Я' потери ЬЬ„будут возрастать, так как при отклонении расхода от Я' несоответствие направления каналов направлению потока будет большим. Действительный напор, создаваемый насосом, составит Н=Н вЂ” Ьйта — Ьит . (1Х. 100) Изменение его от расхода (при я=сопя(), а также изменение величин Ьй,„и ЛЬ„а определяется графиком на фиг. 177.
Зависимость напора Н от расхода Я называется характеристикой насоса. Величина гидравлических потерь при расчете насосов учитывается величиной гидравлического к. п. д. р1„, который представляет собой отношение действительного напора, создаваемого насосом Н, к теоретической величине его и и,— йа„ %=к= ' Можно показать, что величина гидравлического к. п. д. зависит в первую очередь от коэффициента быстроходности насоса и. и уменьшается с его уменьшением. 464 Действительно, уравнение для коэффициента быстроходности (1Х.
77) имеет вид и,= 3,65 —, а. 'е у йЗ Величина п, в значительной мере определяет форму колеса насоса. Действительно, при данном числе оборотов и большая величина п, имеет место при больших расходах Я и при малых напорах Н. Большой расход Я в соответствии с формулами (1Х.
72) и (1Х. 73) требует больших размеров входа, т. е. Рь„Р,. и Р,. Малый напор приводит (при п=сопз1) в соответствии с формулой (1Х. 94) к малым размерам диаметра выхода из колеса Р,. Следовательно, насос с большим значением п„имеет колесо с малым отношением —, т. е. с в, 1 короткими каналами. В коротких каналах колеса потери на трение будут меньшими, а следовательно, значение гидравлического к. п. д. такого насоса будет ббльшим.
Насосы ЖРД, как правило, имеют относительно малые расходы Я и большие напоры Н, т. е. малые значения и,. Поэтому у них диаметр входа Р, будет малым, а диаметр выхода Р,— большим; каналы ко. леса получаются очень длинными, а потери зЛч,— большими. Естественно, что гидравлический к. п. д. такого насоса будет низким. Для увеличения числа и, и улучшения гидравлического к. п. д. насосам ЖРД стремятся дать повышенное число оборотов. Однако даже эта мера в некоторых случаях, например, в авиационных ЖРД малой тяги, в насосах подачи перекиси водорода в парогазогенератор, ие приводит к удовлетворительным значениям и,.
Так, если в общем машиностроении стремятся ие делать насосов с п,(50 —:70, то вЖРД встречаются насосы с п,=15 —:20. При этом низкий к. п. д. насоса и повышенный расход мощности на его вращении компенсируются всетаки малыми габаритами и весами центробежных насосов. Гидравлические потери зависят также от качества обработки поверхностей колеса. Они являются следствием потери части напора жидкости на трение и срыв потока, т.
е. гидравлические потери сопровождаются превращением энергии напора в тепловую энергию, идущую на повышение температуры жидкости. Поэтому гидравлические потери требуют дополнительной затраты энергии на приведение в действие насоса и должны учитываться при определении мощности, затрачиваемой на вращение насоса. Для определения гидравлического к. п. д. насоса используется связь между потерями и величиной коэффициента быстроходности и,. Эта связь не дается в виде аналитической или табличной зависимости.
Величину ч определяют исходя из того, что два геометрически подобных насоса, имеющие одинаковые п„будут иметь одинаковые гидравлические к. п. д. Таким образом, при определении гидравлического к. п. д. по величине п, используется способ моделирования насосов. зо Г. 3. смылрев и № В. добровольскнй При отсутствии данных по моделированию насоса для подсчета гидравлического к. п.
д. может быть рекомендована формула, основанная на экспериментах, 0,42 'Ч~=1 Вявь,— о, 172)а ' (1Х. 102) где Рь, — эквивалентный диаметр входа в насос в мм, определяемый по соотношению (1Х. 84). Приведенная выше формула расчета ч, годится, <4днако, только для относительно крупных насосов, имеющих Рь,=!30 —:150 мм. Кроме того, я„известных выполненных насосов ЖРД, как правило, оказываются меньшими, чем значения чЬ, полученные по формуле (1Х.
102), и не превышают значений, равных 0,72 —:0,80. Кроме гидравлических потерь, при работе насоса происходят м еха н ич еские потер и на трение в подшипниках, сальниках и уплотнениях, а также потери на трение, возникающее при вращении колеса насоса в жидкости (так называемое дисковое трение). Все эти потери в центробежном насосе относительно невелики и учитываются механическим к. п. д., величина которого составляет ч1„=0,92 — 0,96. Ббльшие значения е1„ относятся к насосам ббльших размеров. Работа, мощность и к.
и. д. насоса Мощность Ф, переданная насосом жидкости и выраженная в ло- шадиных силах, может быть определена по формуле Он 1ооз 75 (1Х.!03) (1Х. 104) Взяв отношение —" и учтя, что Я, — и Н,= —, получим № чо чг = чг'чо'ч м = ч (1Х.105) дн где т1 — полный к. и. д. насоса.
Полный к. п. д. насосов ~КРД меняется в широких пределах: для насосов малых авиационных двигателей он весьма низок и доходит до я=30 —:4ОЧе', для крупных насосов ракет дальнего действия он возрастает и составляет для насосов ракеты А-4 около 7ОЧм Мощность, затраченная на привод насоса, будет больше, чем мощность, отданная жидкости. Так как при подаче насоса Я через него будет проходить действительный объемный расход Я., а затрата энергии с учетом гидравлических потерь в насосе должна соответствовать достижению Н теоретического напора Ы,= —, то мощность, затрачиваемая на причг вод насоса №, составит Е,Н,71ООО 75ч„ Расчет мощности, необходимой для привода насоса, производится по формуле днт1 ого (1Х.106) Полный к.
п. д. насоса может быть определен путем сравнения мощностей У и У„, которые легко определяются при испытаниях насоса. Пользуясь связью Ч=в,ч,ч„и малым разбегом значеНнй Ч„, МОЖНО ВСЕГДа ОПРЕДЕЛИТЬ т)„ИЛИ тЬ, ЕСЛИ ИЗВЕСТЕН ОДИН ИЗ этих коэффициентов. 6 60. КАВИТАЦИЯ И ВЫБОР ЧИСЛА ОБОРОТОВ НАСОСА При рассмотрении особенностей работы центробежного насоса мы не касались вопроса о выборе числа оборотов и. Однако в действительности правильный выбор числа оборотов насоса является довольно сложной задачей. Повышение числа оборотов благоприятно сказывается на конструкции и коэффициентах насоса и всего турбонасосного агрегата в целом.'Это происходит по следующим причинам. 1.
Увеличение числа оборотов (при условии сохранения необходимого напора насоса) позволяет уменьшить величину диаметра колеса на выходе Рм а следовательно, позволяет уменьшить габариты и вес насоса. 2. Увеличение числа оборотов в насосах ЖРД, имеющих относительно малые расходы Я и высокие напоры Н, приводит к большим значемиям п„улучшению формы колеса за счет уменьшения отношения —, а следовательно, к уменьшению гидравлических потерь, ~.~2 77 увеличению в и уменьшению мощности, затрачиваемой на привод насоса. 3. Увеличение числа оборотов насоса приводит к улучшению условий работы турбины (выражающемуся в увеличении ее к. п.
д,) илн к уменьшению ее размеров (подробнее см. ниже). Однако увеличению числа оборотов насоса препятствует возникновение в нем кавитации. Сущность явления кавитации Кавитацией, или холодным кипением жидкости, называется возникновение в потоке жидкости разрывов или пустот, заполняемых парами жидкости. Чтобы выяснить возможность возникновения кавитации, рассмотрим уравнение Бернулли для несжимаемой жидкости. (1Х. 107) 2е Если полный напор, который имеет жидкость, равен ре, то при отсутствии потерь статическое давление ~в потоке составит р =Р~ —— Тае 2е (1Х.108) 467 Таким образом, при достижении в потоке жидкости скорости, большей, чем гйт „= 2я — 'Р, статическое давление должно быть меньше нуля.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
