11.1. Турбонасосные агрегаты жидкостных ракетных двигателей

Классификация схем THA основана на кинематической связи привода с насосами, которая осуществляется по однороторной (безредукторной) и многороторной (редукторной) схемам, как показано на рис. 11.1. Наибольшее распространение нашла однороторная схема, в которой насосы окислителя и горючего расположены на одной оси с газовой турбиной, что и дает простую конструкцию агрегата с высокой надежностью. Газовая турбина расположена консольно по отношению к насосам (рис. 11.1, а) или между ними (рис. 11.1, б). Угловая скорость ротора такого ТНА ограничена антикавитационными свойствами насосов. В многороторных ТНА крутящий момент от турбины к насосам передается через зубчатую передачу, объединяемую в редуктор (рис. 11.1, г).

Рис. 11.1. Компоновочные схемы однороторного (а, б, в) и многороторных (г) ТНА:

НО – насос окислителя; НГ – насос горючего; Т – турбина

Все многообразие схем ТНА классифицируется по следующим признакам:

1. кинематическая связь насосов и турбины;

2. тип ротора: одновальный ТНА или многовальный;

3. расположение турбины относительно насосов: консольно или между ними;

4. по числу опор вала (от двух до четырех).

Обычно в ТНА устанавливают центробежные насосы с приводом от газовой турбины, для вспомогательных функций применяют осевые и другие насосы (бустерные насосы). Схема центробежного насоса представлена на рис 11.2. Подаваемый насосом компонент приобретает кинетическую и потенциальную энергию. Значение этой энергии, отнесенное к массе перекачиваемой жидкости, есть напор насоса Н. Напор насоса представляет собой разность удельной энергии жидкости на выходе и входе в насос:

.

Рис. 11.2. Схема центробежного насоса:

1 – входной патрубок; 2 – колесо насоса; 3 – лопатки; 4 – диффузор; 5 – лопатки диффузора; 6 – сборник, или улитка; 7 – переднее уплотнение; 8 – подшипник вала; 9 – уплотнение подшипника

Мощность, потребляемая насосом , значение к.п.д. насоса находится в диапазоне η=0,5…0,8.

Специфическим является избежание явления кавитации при расчете параметров насосов и их конструктивного исполнения.

Центробежные насосы выполняют с осевым и двойным входом, одно- или многоступенчатые. Двойной вход (рис. 11.3, б) выполняют при больших расходах для уменьшения скорости на входе и тем самым для улучшения антикавитационных свойств насоса. Многоступенчатые насосы (рис. 11.3, в) применяют при необходимости получения особенно больших напоров.

Рис. 11.3. Схемы центробежных насосов:

а – с осевым входом; б – с двухсторонним входом; в – многоступенчатый вход

11.2. Величины, характеризующие работу насоса

Для расчета насоса и оценки его основных свойств наиболее важными являются следующие величины.

1. Объемный расход жидкости Q, проходящей через насос, определяется, из найденного в расчете массового расхода компонента ( и ) по соотношению

, где ρ_i - плотность компонента.

2. Напор насоса. Напор, создаваемый насосом, определяется необходимым давлением подачи р_под за вычетом давления компонента на входе в насос p_вх.

, где - потери давления соответственно в форсунках, охлаждающем тракте, трубопроводах, клапанах и дросселях. Расчет гидравлических потерь в системе подачи ЖРД возможен только при известных или заданных размерах охлаждающего тракта камеры, схеме системы подачи, размерах и форме трубопроводов, а также типе и числе клапанов и других местных гидравлических сопротивлений: разветвлений, угольников и т.д. Потеря давления в форсунках известна из расчета форсунок.

Таким образом, перепад давлений, создаваемый насосом, запишем следующим образом:

.

Напор насоса H выражается в и характеризует увеличение энергии 1 кг подаваемого компонента:

.

3. КПД насоса. Потери в насосе и его полный КПД ηн характеризуются тремя КПД: объемным η_о, гидравлическим η_г и механическим η_м.

Объемный КПД η_о определяется количеством жидкости, перетекающей из полости высокого давления обратно в полость низкого давления, и утечками жидкости из полости высокого давления через уплотнения. Таким образом,

, где Ω_о - объемный расход жидкости, проходящей через колесо нacoса. Для насосов ЖРД η_о = 0,9...0,95.

Гидравлический КПД η_г характеризует величину гидравлических потерь в насосе: срыв и удар потока на входе в колесо, диффузор, улитку, выходной патрубок, потери на трение.

Гидравлический КПД η_г определяется отношением действительного напора Н к теоретическому напору Н_Т:

.

Для насосов ЖРД η_г = 0,7…0,9. Произведение называют внутренним КПД.

Механический КПД характеризует потери мощности из-за трения в подшипниках, уплотнениях, а также трения, возникающего при вращении колеса насоса в жидкости (дисковое трение). Для насосов ЖРД η_м ≈ 0,8…0,98.

Полный КПД насоса определяется по формуле

.

Полный КПД определяет долю полезной затраты мощности N_ж на создание напора Н от всей затраченной мощности N_н:

.

4. Полезная мощность определяется по формуле

.

Потребная мощность, затраченная на привод насоса N_н вследствие потерь будет больше полезной мощности

.

4. Коэффициент быстроходности насоса n_s – число оборотов эталонного насоса, геометрически подобного натурному, имеющему тот же гидравлический и объемный КПД, но с напором 1 и полезной мощностью в 1 Вт. В общем случае имеем:

, где ω – угловая скорость вращения вала.

ns = 40…80	ns = 80…150	ns = 150…300

Рис. 11.4. Форма колеса насоса в зависимости от ns:

а – тихоходное колесо; б – нормальное колесо; в – быстроходное колесо

Величина n_s характеризует форму колеса насоса (рис. 11.4). Действительно, при данном числе оборотов вала большее значение n_s соответствует большим расходам Q и меньшим напорам Н. Увеличение Q и уменьшение H приводит к увеличению проходного сечения канала колеса (ширины) и к уменьшению выходного диаметра колеca D₂. Таким образом, при больших значениях n_s канал колеса будет коротким и широким. С уменьшением n_s, канал сужается, а отношение увеличиваемся.

Насосы большинства ЖРД, за исключением перекачивающих жидкий водород, имеют относительно малые расходы Q и большие напоры Н, т.e. малые значения n_s (обычно меньше 100).

ЛЕКЦИЯ 12