Синярев Г.Б., Добровольский М.В. Жидкостные ракетные двигатели. Теория и проектирование, 1957 г. (1240838), страница 93
Текст из файла (страница 93)
182, р,'=0,4 ага. Тогда Рвкнеоза=0,4+0,781 ~- ' ! =0,4+1,06=1,46 аеза. 4200 1, 0 064~мз Принимаем округленно давление на входе р,=1,5 ага=0,5 ати. 487 Напор насоса по формуле (1Х. 76) о р0 аРп 10 Рпоэ Рэа 10 (20 — 0,5) 250 7, 0,781 2.
Определяем коэффициент быстроходности насоса по (1Х. 77) п,=3,65 ~ 0 п=3,65 а, ' 4200=61. т' Нз ~" 25(Я Насос с таким коэффициентом быстроходности может быть выполнен с удовлетворительным коэффициентом полезного действия. 3. Задаемся величиной объемного к. п. д. насоса т)а=0,85.
4. Находим эививалентный диаметр Х)а, по формуле (1Х. 84) аа. а, 0 э=4 5'10а 4 5.10а~,~, 11 0 а 0 064 н 4200 5. Определяем гидравлический к. п. д. по формуле (!Х. 102) ΄— 1 — ' — 1 — ' — 0,878. 0,42 0,42 (!д Ваэ 0 172)а (18 111 0 172)э Формула дает при малых значениях .0„завышенные величины э)„поэтому из экспериментальных данных берем величину п),=0,775, полученную при испытании подобного насоса с таким же коэффициентом быстроходности. 6.
Задаемся величиной механического к. п. д. (0„=0,95. 7. Определяем полный к. п, д. насоса э) = э),э),а)„— — 0,775 0,850. 0,950 = 0,625. 8. Определяем мощность насоса 0Н10001 0,064 250 1000.0.781 267 л. с. 75ч 75 0,625 9. Определяем крутящий момент па валу насоса Л4„=71620 — "=71620 — =4550 кгсм. и 4200 10. Определяем диаметр а( ., принимая пн,=400 кг/сма. а/ а/ акр 11.
Принимаем, что диаметр втулки равен 1,25 от диаметра вала сан,=1,25а( .'=1,25 38,5=48,3 мм. Принимаем а),э=50 мм. 12. Определяем действительный расход жидкости через колесо 0,= — = ' =0,0753 ма/сгк. чо 0,85 488 13. Определяем диаметр входа в насос Рь, по формуле (1Х. 83) Р,,=1 Р',,+с(,',=1Г111'+50з =121 мм. Принимаем Рь,=120 мм, 14. Находим скорость входа жидкости в колесо по (1Х. 78) е. О,отзз со .
' — 8,05 м)сек. (Р1 о '~вт) (О 121 0 05 ) 15. Принимая наклонную кромку лопатки в соответствии с чертежом на фиг. 171, выбираем Р1 = 0,95Рь. и определяем Р~=0,95 ° 120=114 мм=0,114 м. 16. Находим по формуле (1Х. 127) ширину колеса на входе, приняв предварительно )~с1=с,=8,05 м/сек. Ь,= ' = ' =0,026 м=26 мм. яВ1(ос~ к 0,114 8,05 17.
Определяем окружную скорость колеса на расчетном диаметре. и,= ' ' ' =25,05 м/сек. з)),к ч 0,114 4200 50 50 18. Определяем угол входа жидкости на лопатки без учета стеснения потока лопатками М ~~ = — = — ' = 0,321; ~1 —— 17 50'. и1 25,05 19. Определяем дополнительный угол атаки лопатки для нахождения угла наклона лопатки б 8'=0,35 ° 17'50'=6'10', 20.
Находим угол лопатки 8з,. 8 „= 17'50'+ 6'10' = 24 . Принимаем зы=24~ . 21. р1з конструктивных соображений задаемся толп(иной лопатки на входе 8 =3 мм, а также предварительно числом лопаток ~=6. 22. Определяем коэффициент стеснения потока на входе в колесо по формуле (1Х. 87) з, ОООЗО пВ, з1п аы п.0,114 з1п 24' 489' 23. Определяем действительную скорость потока на входе св 8,05 с, = — ' = — '=9,16 м/сек. ф, 088 24. Определяем действительный угол входа жидкости на колесо 6, (и ~, = — '= 0,364; ~, = 20'.
25,05 26. Определяем действительный угол д 8, Ь 8= 8гв — 84=24 — 20'=4'. Так как величина Ь 8 находится в рекомендованных пределах, то расчет входа на этом заканчивается. 26. Определяем в первом приближении необходимую окружную скорость колеса на выходе согласно формуле (1Х. 130) Н=й; ив= (рг — =~~ ' =70 м/сек. ("в) ° — У дН / 9,81 250 Ь ~' 05 27. Определяем в первом приближении диаметр колеса на выходе 60ив 60,70 0в= — = ' =0319 м=320 мм.
ип в 4200 28. Для коэффициента быстроходности насоса~ п.=61 выбираем угол выхода потока, равный 8в=26": 29. Проверяем правильность выбранного ранее числа лопаток, для чего используем формулу (1Х. 132) + Рв рв+ 8 13 320+ П4 . 20'+25' 2 (Р, — Р,) 2 2 (320 — 114) 2 Принятое ранее число лопаток, равное 6, можно считать выбран'ным правильно. 30. Определяем угол стеснения потока на выходе при толщине .лопатки 3,, равной 3 мм, по формуле (1Х. 89), вРв в1п 8, в 0,320 в1п 25' 31. Определяем необходимую ширину колеса на выходе по уравнению с, — в () вРАФ Принимаем при этом сьв=св =9,16 м/сек Ьв ' — — 0,0073 м=7,3 мм. с,вРв4в 9,15 п 0,32 0,957 Принимаем ширину колеса на выходе равной 8 мм, которая может быть выдержана и технологически. При этом действительная скорость сг составит сг„— — ' 8,32 м/сан.
09 0,064 494485гфг л 0,32 0,008 0,957 32. Определяем теоретический напор колеса Н,= — = — =323 м. Н 250 717 0.775 33. Определяем поправочный коэффициент р по формуле (1Х. 96) р=2— ф, 1 ' '-(%)' где ф=0,6+0,6 з!и 38', ф = 0 6+ 0,6 з1п 25О = 0,853; 34. Находим теоретический напор при бесконечном числе лопаток, используя формулу (1Х. 95) Нт-=От(1+р) =323 1,325=428 и. 35. Находим окружную скорость на выходе во втором приближении, используя формулу (!Х.
134) 2 гя гг ф7 '12 1Иг ) 4~981.498-748 7 36. Находим диаметр колеса на выходе во втором приближении 'Вг= — "'= ' ' =0,339 м=340 мм. 4977 74 4200 Так как расхождение в величине 08 по.сравнению с первым приближением сравнительно невелико, то дальнейшего пересчета диаметра Ог не производим. 37 Производим профилирование колеса в меридиональном сеченни (см. фиг. 183). 38 Производим профнлирование цилиндрической лопатки в плане (см.
фиг. 184). 491 39. Определяем момент количества движения жидкости при выходе ее с колеса с„/си=56,9-' =9,67 мх!сек. О,34О 40. Производим профилирование спиральной улитки (см. фиг. 185). Для уменьшения скорости жидкости применяем безлопаточный диффузор высотой 30 мм. Принимаем форму сечения улитки в виде круга н составляем таблицу характерных размеров, а ! тв Ея. т рвм вм ст в и/хек Л в мя в мх/сек! тч сечения 0,0144 82 1 0,0100 2 0,0125 3 0,0!50 4 0,0175 0,2100 0,2125 0,2150 0,21?5 0,0224 0,0320 0,0427 0,0554 126 180 240 312 5 ' 0,0200 0,2200 б 0,0225 0,2225 0,0690 388 По данным таблицы строим график фиг. 186, по которому находим все необходимые размеры улитки в любом ее сечении. В спроектированной улитке имеют место весьма большие скорости, что может вызвать ухудшение гидравлического к. п.
д. за счет очень высоких гидравлических потерь, Для уменьшения зтих потерь иногда целесообразно применять лопаточный диффузор. 41. Определяем размеры поперечного сечения выходного патрубка, Принимаем форму сечения патрубка в виде круга. Скорость на выходе и в трубопроводе с,р =!0 м/сек. Р = — = — '=0,0064 м'. (~ 0,064 хых 10 Стр =0,320 м=320 мм. 0,100 — 0.045 2 0,086 492 С;ы 8,32 с„=ив — '" =74,8 — — '=56,9 м!'сек; 1я В ' 0,466 46,0 3,14.10-4 45,5 4 91.10-4 44,9 7,10.10 44,4 9,60.10-4 43,9 12,60 10 43,4 ' 15,90 10 Принимаем 0 =100 мм.
42. Определяем длину конического выходного патрубка. Задаваясь углом 27 =!О'; 7 =5', получим у 1?вых — 2рвых 2187 0,220 0,225 0,230 0,235 0,240 0,245 Расчет шестереичатых насосов =кап — И 10 ' м."/сек, 1 ьо (!Х. 140) где Р— диаметр начальной окружности зубьев в мм; п — число оборотов насоса в минуту; 6 — высота зубьев в лнг Ь вЂ” длина зубьев (в мм. Начальный диаметр может быть выражен через число зубьев и нх модуль т Р=зт. Кроме того, для зубьев эвольвентного профиля можно считать, что Ь=2т. Произведя соответствующие подстановки в исходное уравнение (1Х.
140), получим =2ттзтз ьк 10 ' м'1сек. теор бо (1Х. 141) Перекачиваемая жидкость поступает во входной патрубок к зубьям двух сцепленных между собой и вращающихся зубчатых колес (фиг. 187). Она попадает во впадины между зубьями и увлекается зубчатыми колесами на сторону нагнетания. В этой полости зубья снова начинают входить в зацепление и вытеснять жидкость из впадин. Перетеканию жидкости на сторону всасывания препятствует. то, что зубья зубчатых колес находятся между собой в зацеплении, а зазор между корпусом и зубьями делается малым. Поэтому жидкость через нагнетательный патрубок направляется в систему по, дачи двигателя. Шестеренчатый насос является одной из разновидностей насосов объемного типа, в которых подача жидкости осуществляется путем вытЕснения его из рабочего объема насоса. Давление, развиваемое объемным )1 насосом, определяется гидравлическим сопротив- (ф лением системы подачи и не зависит непосредственно от числа оборотов его.
Для определения размеров шестеренчатого иа- Й соса найдем теоретический объем жидкости, подаваемый в единицу времени этим насосом. Тео- ш р ча то ретический объем жидкости, подаваемый за один зреосо, оборот шестеренчатого насоса, равен объему впадин между зубьями двух зубчатых колес. Можно приближенно считать, что объем впадин между зубьями равен объему самих зубьев. В этом случае теоретическая подача насосом с двумя зубчатыми колесами за один оборот равна объему полого цилиндра, охватывающего зубья одного зубчатого колеса, Таким образом, теоретический объемный расход насоса Я...
в 1 сек, составит Как показывает полученное уравнение, для уменьшения размеров насоса и его веса~ необходимо увеличить модуль зубьев пт. Увеличение модуля ограничивается минимально допустимым числом зубьев, определяемым из условий изготовления правильного профиля зубьев. Это минимальное число зубьев составляет 7 —:11. Ширина зубьев не должна быть больше 10пз, иначе трудно обеспечить плотность прилегания зубьев по линии зацепления. Чтобы уменьшить размеры насоса и осуществить привод его непосредственно от высокооборотной турбины, целесообразно выбирать максимально !возможное число оборотов. Оно ограничивается окружной скоростью и на начальной окружности зубчатых колес, ибо с увеличением ее резко возрастает износ зубьев и увеличиваются утечки жидкости между зубьями зубчатых колес и корпусом насоса.
Можно считать, что допустимая скорость на начальной окружности колеса ограничивается величиной 80 — 100 м/сек и = п0 —" 10 ' = 80 —:- 100 м/сек. (1Х.!42) 60 Действительный объемный расход Я, развиваемый насосом, будет меньше, чем теоретический, в связи с утечками жидкости. Эти утечки в значительной степени зависят от износа зубчатых колес и давления подачи жидкости. Величину утечек можно подсчитать, вводя коэффициент подачи т) Я=Я" мт) (1Х. 143) Значение этого коэффициента составляет 0,7 †: 0,8.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
