Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Перспективные предвключенные решетки в насосах 2
1. Перспективы применения суперкавитирующих решеток в ступенях высокооборотных насосных агрегатов 2
1.1. Суперкавитационное обтекание решетки профилей с кавитацион- ной каверной конечной длины 2
1.2. Угол отклонения потока от направления лопатки 4
1.3. Энергетические характеристики суперкавитирующей решетки 5
1.4. Диапазон возможных рабочих характеристик суперкавитирующих насосов Ю
1.5. Коэффициент полезного действия системы «суперкавитирующее колесо - центробежное колесо» 11
1.6. Улучшение кавитационных свойств насоса, обеспечиваемое суперкавитирующим колесом 11
1.7. Результаты экспериментальных исследований суперкавитирующих решеток 12
1.7.1. Исследования и обобщения, выполненные Пирсоллом И.С 12
1.7.2. Работы японских исследователей 13
1.7.3. Исследование двухрядного осевого насоса 15
1.7.4 Экспериментальные исследования ИЦК, КФ МГТУ, ЗАО «НПО Гидромаш» 17
2. Перспективные схемы шнековых насосов 21
Литература к главе 1 23
Глава II. Расчет и проектирование осевых (шнековых) насосов ЖРД (с использованием зарубежных данных) 26
Введение 26
Выбор и расчет параметров на входе в колесо БНА и ОН 29
1. Насосы, работающие на обычных (некриогенных) компонентах топлива 29
1.1. Оптимальные условия входа 29
1.2. Изгиб лопасти по длине 35
1.3. Конфигурация входной и выходной кромки. Число лопаток 36
2. Насосы, работающие на жидкостях, отличных от воды, в том числе криогенных 37
2.1.Термодинамическая поправка жидкости (на кавитацию) 37
2.2. Особенности безнаддувной схемы системы подачи 41
Гидродинамический расчет шнековых и оседиагоналъных колес насосных агрегатов 46
1. Расчет кинематики потока в колесе низконапорного насоса 46
2. Порядок расчета структуры потока в колесе низконапорного шнекового насоса 49
3. Расчет структуры потока в высоконапорном колесе оседиагонального насоса 51
4. Отставание потока в межлопаточном канале от направления лопасти 55
3. Потери в насосах 60
1. Потери на утечки 60
2. Потери на трение 61
3. Потери на расширение 62
4. Фактический материал по зарубежным насосам. Сравнение расчета с экспериментом 62
1. Параметры и характеристики низконапорных шнековых насосов 62
2. Параметры и характеристики высоконапорных оседиагональных насосов 71
Литература к главе II 76
Глава Ш. К вопросу улучшения характеристик лопаточных машин 78
1. Проблемы повышения эффективности ступеней лопаточных машин с радиальными рабочими колесами 78
1.1 .Физическая картина протекания рабочего процесса в колесе лопаточной машины 78
1.2. Влияние распределения относительных скоростей потока в межлопаточном канале колеса на характеристики лопаточной машины 94
1.3.Способы повышения всасывающей способности и экономичности центробежных колес 98
2. Перспективы применения диагональных рабочих колес в ступенях высокооборотных лопаточных насосных агрегатов 107
2.1. Диагональные колеса, исследованные Г. Вудом 109
2.1.1. Основные особенности колес 109
2.1.2. Энергетические характеристики колес 112
2.1.3. Кавитационные характеристики колес 112
2.2. Насосные ступени с диагональными колесами, исследованные японскими специалистами 114
1. Центробежные насосы 121
1.1. Взаимодействие шнека и центробежного колеса 121
1.2. Кавитация в центробежных колесах 125
1.3. Взаимодействие колеса и отвода 126
1.4. Течение пространственного потока в центробежном колесе 128
1.5. Измерения пульсаций давления 131
1.6. Входной патрубок 132
2. Центробежные компрессоры 133
2.1. Характеристики центробежных компрессоров и структура потока в них 133
2.1.1. Потери из-за трения в колесе 142
2.1.2. Потери в колесе из-за расширения потока 144
2.1.3. Потери в колесе из-за смешения потоков 145
2.2. Внешние потери колеса 145
2.3. Потери в безлопаточном диффузоре 145
2.4. Потери в спиральной улитке 146
2.5. Влияние зазора между колесом и корпусом на характеристики компрессора 155
3. Диагональные насосы 157
Выводы по разделу Б главы III 162
Литература к разделу Б главы III 162
Глава IV. К вопросу отработки агрегатов системы подачи SSME 167
1. Схема системы подачи SSME и ее основные особенности 167
2. ТНА горючего 171
2.1. Основной насос горючего 172
3. ТНА окислителя 180
4. Конструкция и особенности турбин ТНА SSME 185
5. Бустерные насосные агрегаты SSME 187
5.1. БНА горючего 188
5.1.1. Отработка БНА горючего на модельных ступенях 189
5.2. БНА окислителя 191
5.2.1. Отработка БНА окислителя на модельных ступенях 192
6. Отработка агрегатов системы подачи топлива SSME 194
6.1. Ход отработки двигателя 194
6.2. Основные проблемы отработки агрегатов системы подачи топлива 196
6.3. Доработка агрегатов линии горючего 199
6.3.1. Доработка ТНА горючего 199
6.3.1.2. Повышение антикавитационных свойств насоса ТНА горючего 200
6.3.2. Доработка БНА горючего 200
6.4. Доработка агрегатов системы подачи кислорода 201
6.4.1. Повышение антикавитационных свойств основного насоса окислителя 201
6.4.2. Доработка БНА окислителя 202
7. Некоторые особенности японских ТНА ЖРД 203
Литература к главе IV 209
Глава V. Виброакустическая диагностика турбомашин 213
1. Методы диагностики турбомашин 215
2. Эффективность применения виброакустических методов диагностики турбомашин 216
3. Области применения виброакустических методов диагностики турбомашин 223
4. Датчики для измерения параметров, необходимых для диагностики турбомашин 225
4.1. Измеряемые параметры 225
4.2. Количество датчиков и места их установки 226
5. Методы обработки виброакустических сигналов 234
5.1. Следящий анализ 235
5.2. Узкополосный спектральный анализ 236
5.2.1. Принцип работы спектроанализатора реального масштаба времени 238
5.2.2. Усреднение спектра реального масштаба времени 240
5.2.3. Нормализация частоты вибраций, соответствующей скорости вращения ротора двигателя 241
5.3. Автоматизированная система контроля состояния турбомашин 241
6. Виброакустические методы диагностики подшипников качения 242
7. Виброакустическая диагностика ТНА 255
Литература к главе V 258
Глава VI. Методы расчетно-теоретической оптимизации проточной части насосов ЖРД и энергоустановок 263
Введение 263
1. Методика расчета проточной части рабочих колес лопастных насосов ЖРД и общепромышленных установок (квазитрехмерный метод) 269
1.1 .Физическая постановка задачи 270
1.2. Программа расчета и критерии оценки распределений относительных скоростей потока 274
2. Методика расчета проточной части рабочих колес лопастных насосов ЖРД и общепромышленных установок (с использованием трехмерного метода) 276
2.1. Апробирование программы 282
2.1.1. Расчет параметров потока в осевом колесе 282
2.1.2. Расчет параметров потока в центробежном колесе 285
3. Генерирование расчетных сеток 288
4. Расчет распределений скоростей в рабочих колесах насосов ЖРД, созданных в начальной стадии развития отрасли 289
5. Оптимизация проточной части рабочих колес 290
6. Согласование шнекового и основного колес 297
Глава VII. Экспериментальное исследование насосных ступеней ЖРД и энергоустановок 299
1. Результаты экспериментальных исследований насосных ступеней 299
2. Метод моделирования насосных ступеней 319
3. Методика создания лопастных насосов 321
4. Модельные энергоустановки 327
5. Насосные ступени с диагональными колесами 330
Глава VIIL Методика диагностирования технического состояния и работоспособности ТНА ЖРД на основе анализа вибрационных сигналов. Рекомендации по снижению вибраций ТНА 338
1. Снижение вибраций на роторной и лопастных частотах 342
2. Снижение вибраций на шнековой частоте 343
3. Закрученный поток в отводящем устройстве турбины 343
4. Механический дисбаланс ротора 343
Литература к главе VIII 345
Глава IX. Конверсия 345
1. Агрегаты малой мощности 346
2. Совершенствование рабочих колес для насосов магистральных нефтепроводов 348
3. Новый горизонтальный подпорный насос (НГПН 3600-120) 354
4. Насос откачки утечек нефти 358
5. Новая передвижная насосная установка (ПНУ-1) 360
6. Головной образец установочной серии (ПНУ-1 Ad) 367
7. Передвижная насосная установка ПНУ-1М. 370
8. Модификации ПНУ на основе ПНУ-1 М. 380
Малая передвижная насосная установка (МПНУ) 380
Глава X. Перспективы и проблемы совершенствования лопастных насосов 382
Введение 382
Выводы по главе X. 392
Общие выводы 392
Общий список литературы 395
- Угол отклонения потока от направления лопатки
- Особенности безнаддувной схемы системы подачи
- Диагональные колеса, исследованные Г. Вудом
- Бустерные насосные агрегаты SSME
Угол отклонения потока от направления лопатки
Если принять обычную широко распространенную гипотезу об аналогии срывного кавитационного режима насоса и предельного суперкавитационного течения (когда длина каверны бесконечна) [14,15], можно оценить величину угла отклонения потока от направления лопатки осевой (шнековой) решетки постоянного шага малой густоты [14]. В работе [15] рассматривается отрывное суперкавитаци-онное обтекание плоскопараллельным потоком идеальной несжимаемой жидкости прямой решетки тонких пластин с шагом t , длиной лопатки і и углом установки
Рл,. В бесконечности перед решеткой поток имеет скорость w, (относительная скорость), направленную под углом р, к окружному направлению. За решеткой поток характеризуется относительной скоростью W2H углом р2 к окружному направлению. В шнековой решетке с постоянным шагом рл) = рл2 -рл. Отклонение потока от лопатки на выходе из решетки можно характеризовать величиной А = 5 / і (где 6 -угол отклонения потока). Если величина i = l/tp стремится к нулю (очень редкая решетка), поток не изменяет свое направление, величина А равна 1. При т -»со (очень густая решетка) направление потока за решеткой совпадает с направлением лопатки и А =0. При А 1% отклонение потока можно не учитывать и считать решетку практически густой.
Приведенные результаты расчетов показывают, что при относительно небольших углах установки лопатки Рл 15 и углах атаки г 15, обычно применяемых в предвключенных шнековых колесах с постоянным шагом решетки, уже при густоте т 0,4 отклонением потока 5 можно пренебречь. Это положительный вывод, свидетельствующий о том, что в тонкой решетке профилей может реализовы-ваться определенный напор.
Энергетические характеристики решетки описываются уравнениями с использованием коэффициентов подъемной силы и силы гидродинамического сопротив 6 ления (в приложении к элементарному сечению, см. рис.3). Изменение момента количества движения в окружном направлении равно моменту окружных составляющих сил, действующих на решетку, следовательно, если закрутка потока на входе в решетку отсутствует, можно записать: При определении суммарных характеристик круговой решетки необходимо проинтегрировать вышеприведенные уравнения по радиусу от втулки до перифе рий с учетом уравнения радиального равновесия:
Некоторую трудность представляет определение взаимозависимости величин Н, си , су и А,,. От выбора и заданного распределения окружной составляющей скорости жидкости за колесом в сильной степени зависят суммарные характеристики машины.
В настоящее время, к сожалению, накоплено недостаточно сведений об экспериментальных зависимостях су и сх от X, . Полезные, хотя и в ограниченном диапазоне параметров, сведения по экспериментальному материалу содержатся в работе [5]. На рис.6 показано влияние густоты решетки и коэффициента кавитации А,, на величину теоретического коэффициента подъемной силы (по обобщениям данных работы [1]). Зависимости величин с и сх от коэффициента А,, по результатам экспериментов [5] для суперкавитирующей решетки (у =53, т = 0,625, г= 8 и 9) представлены на рис.7. Рассчитанное по линеаризованной теории решеток влияние угла атаки, густоты решеток и коэффициента Х:, на коэффициент подъемной силы приведено на рис.8. На рис.9 дана зависимость су =/(Я,) для разных решеток при у = 20, i= 6, т= 0,5. Цифры у стрелок обозначают отношение длины каверны к длине хорды профиля 1кав/сг Применение уравнений (1-3, 6) с учетом приведенных графиков (рис. 6-9) может служить достаточно надежной методикой предварительного расчета и выбора основных параметров суперкавитирующих решеток.
Коэффициенты су и сх, определенные выше для невязкой жидкости, следует уточнять с учетом реальности жидкости. В поправки на реальность жидкости должны входить: трение жидкости о поверхность профилей, влияние вязкости на форму и размеры кавитационной каверны, вторичные токи, утечки через радиальные зазоры между решеткой и корпусом, пограничный слой на стенках корпуса насоса. По всем этим факторам в общем и авиационном машиностроении накоплен достаточный материал применительно к насосам и компрессорам. Статистические данные экспериментальных исследований суперкавитирующих решеток показали, что абсолютные величины поправок малы. Однако ввиду малости отношения коэффициентов подъемной силы и силы сопротивления эти поправки должны определяться как можно точнее.
Коэффициент полной силы сопротивления профиля равен: гДе схиб коэффициент силы профильного сопротивления, определенный по теории решеток профилей, обтекаемых невязкой жидкостью; cxmp - коэффициент силы сопротивления, определяемой профильным трением, который можно аппроксимировать уравнением Прандтля - Шлихтинга для пластины схщ = 0,455/( Re)2 58; схт - коэффициент силы сопротивления, включающий влияние вторичных течений, по раничного слоя и радиального зазора между корпусом и решеткой.
На рис.10 представлена зависимость величины схат от Х1с (здесь Х] - для среднего радиуса) для разных решеток (см. табл.2). Видно, что величины схт для всех семи приведенных решеток укладываются в сравнительно узкий диапазон (0,012-0,27). Величина схт каждой решетки слабо зависит от X,. Если кавитационная каверна схлопывается на поверхности лопатки, т.е. решетка перестает быть суперкавитирующей, то величина схт возрастает. Сопротивление возрастает, если относительный радиальный зазор 8 становится более 1% (рис.11). Сила сопротивления профиля оказывает существенное влияние на суммарные характеристики решетки. Ввиду различной длины, на которой схлопывается каверна на периферии и у втулки колеса, имеется существенная неравномерность распределения сх по радиусу (рис.12).
Особенности безнаддувной схемы системы подачи
Весьма значительный объем теоретических и экспериментальных работ провели американские специалисты по исследованию особенностей безнаддувной схемы системы подачи, прежде всего - применительно к водороду [4, 15, 17, 21, 23, 30]. Что касается будущих систем подачи новых ЖРД, американцами сделан однозначный вывод о реальной возможности применения безнаддувной схемы системы подачи. Типовая конфигурация проточной части оседиагонального насоса, работающего на двухфазном водороде [15] , изображена на рис. 14 и 15 (см. параметры в табл. 1, № 14). подачи.
Водород на входе в НА по сути представляет собой влажный пар (в общепринятых терминах термодинамики).
Основные преимущества использования в ЖРД безнаддувной схемы системы подачи показаны на рис. 17 [21, 30]. Безнаддувная система подачи, во-первых, исключает наличие на борту летательного аппарата специальной системы наддува, и, во-вторых, сводит к минимуму потери криогенного топлива на дренирование. Если ЛА (как, например, ступень «Сатурн-IVB» корабля «Сатурн-V» находится в орбитальном полете, то после очередного запуска ДУ топливный бак должен продолжительно дренироваться с целью исключения нагрева топлива перед повторным запуском. В связи с этим перед последующим запуском ДУ компонент должен быть подвергнут наддуву до уровня потребного Рвх (см. рис. 17), для чего требуется специальная система наддува, обладающая определенными габаритами и массой, если бы применялась безнаддувная схема системы подачи, то после очередного запуска ДУ топливо нагрелось бы, достигло бы уровня давления упругих паров компонента при максимально возможном давлении в баках, и продолжало бы оставаться в состоянии равновесия на линии насыщения до следующего запуска ДУ (см. рис. 17). В этом случае необходимость системы наддува отпадает, а главное - обеспечивается значительная экономия компонента.
Двухфазный водород перед оседиагональным колесом БНА (или НА) полагается гомогенной смесью жидкости и пара, причем сдвиг скоростей движения фаз отсутствует. Во входном патрубке допустимо предположить наличие равновесного термодинамического процесса (из-за сравнительно продолжительного времени пребывания компонента). На примере ЖРД J-2 можно видеть, что если при равновесном расширении Н2 от бака до входа в насос увеличить паросодержание от 12% до 23%, то давление в баке можно снизить от 3,15 ата до 2,1 ата. В межлопаточном канале, однако, время пребывания компонента мало (не успевает произойти процесс испарения или конденсации), поэтому более логично предположить существование процесса, протекающего при постоянной сухости [18, 21]. При постоянном массовом расходе водорода увеличение паровой фазы изменяет кинематику течения в межлопаточном канале от схемы рис. 18-а) до схемы рис. 186).
Срывные характеристики двухфазного оседиагонального преднасоса Кинга [15] изображены на рис. Обобщенные графики приведены на рис. 21 и 22. На рис. 23 приведено сравнение свойств объектового насоса J2 («Марк-15») и перспективного насоса, работающего на 3-х-фазном водороде. Испытания обоих насосов проводились на объектовом водородном стенде для насоса «Марк-15». Из рис. 23 видно, что при температуре 22,8 К двухфазный насос способен перекачивать водород с паросодержани-ем, втрое превышающем допустимое паросодержание на входе в объектовый насос «Марк-15».
Гидродинамический расчет шнекових и оседиагоналъных колес насосных агрегатов 1. Расчет кинематики потока в колесе низконапорного насоса. Самые легкие требования по экономичности предъявляются к низконапорным (\/ 0,1) шнековым (или в общем случае - «осевым») насосам. Но даже такие насосы необходимо как можно лучше и точнее рассчитывать, т.к. если это предвключен ные насосы, то важно, чтобы за ними была равномерная структура потока, а если это автономные БНА, то важно иметь высокий коэффициент полезного действия.
Методики расчета гидродинамических характеристик шнековых и оседиагональных насосов, обобщающие обширный статистический материал по американским объектовым ЖРД и экспериментальным насосам, изложены в [6, 8, 10-12, 17, 19, 23, 24, 26]. В [17] изложена методика расчета энергетических и кавитационных качеств шнековых насосов с учетом кривизны линий тока, трехмерности, паровой каверны. Характеристики насоса рассчитываются на бескавитационном и кавита-ционном режимах. Особенностью метода является возможность определения распределения давлений по напорной и тыльной поверхностям лопаток насоса. Составлена программа для расчета на компьютере. Подробное описание программы приводится в работе [19], состоящей из нескольких томов и посвященной гидродинамике и прочности шнековых (осевых) насосов. Используется уравнение радиального равновесия жидкости, действительная лопатка заменяется некоторой гипотетической, объединяющей реальный профиль и каверну. Угол установки реальной лопатки заменяется углом наклона средней линии гипотетической лопатки. Характерно то, что учитывается вязкость жидкости и загромождение поперечных сечений проточной части пограничным слоем на втулке и корпусе насоса. Пограничный слой вызывает увеличение меридиональной скорости потока и уменьшает полезную мощность насоса. Учитывается также влияние пограничного слоя на форму каверны. Результаты экспериментов удовлетворительно совпали с теорией. Это относится к напору, КПД, кавитационным свойствам и распределению давлений по поверхности лопаток шнеков.
В работе [23] предложена модель для аналитического расчета характеристик осевого (шнекового) насоса с учетом двухфазности жидкости (парообразования при кавитации) с помощью приближенного трехмерного анализа течения. Точный метод решения трехмерных течений в осевом (шнековом) колесе приведен в работе [24] , в которой методом конечных разностей или релаксационным методом решаются уравнения движения.
Для расчета распределения скоростей и основных характеристик низконапорных шнековых, осевых или оседиагональных (последние реже встречаются среди низконапорных насосов) можно принять за основу подход, принятый в монографии [6], обобщающей американские насосы (в основном, объектовые), Такой подход вполне пригоден для низконапорных предвключенных шнековых колес, а также низконапорных автономных БНА. Основное достоинство такого метода - простота расчета, сравнительно малая трудоемкость и быстрое получение результатов. Основные допущения:
Диагональные колеса, исследованные Г. Вудом
Сотрудник фирмы "Пратт энд Уитни" Г. Вуд подробно исследовал ряд насосных ступеней с диагональными колесами. Эти ступени представляют интерес как возможные аналоги высокооборотных насосных агрегатов, обладающих высокой экономичностью [31-33]. Все колеса рассчитаны и спроектированы по методике Д. Хэмрика и других [26] с использованием ЭВМ "ІВМ-704". В основе этой методики - расчет потенциального сжимаемого идеального потока в осерадиальном колесе с лопатками произвольной формы. Схема проточной части рабочих колес, рассматриваемых в данном разделе, показана на рис. 45, 46, а их геометрические параметры приведены в табл. 6Колеса изготовлены литьем по выплавляемым моделям из нержавеющей стали. После литья поверхность колес была настолько качественной, что дополнительная механическая обработка не требовалась. Колеса других моделей Г. Вуда (например, колесо R1-15) изготовлялись фрезерованием на станке с программным управлением из алюминия, нержавеющей стали 316 и кобальт-циркониевого сплава Cb-lZr.
Лопасти нулевой толщины образовывались прямыми, перпендикулярными меридиональной дуге. Для ряда сечений по втулке и периферийной поверхности задавалась толщина лопатки. Лопатки выполнялись методом копирования специальным инструментом. Эта конфигурация лопаток обеспечивала изготовление их как литьем, так и механической обработкой. Контур наружной поверхности колес образован дугой окружности одного радиуса, что позволяю использовать в опытах одинаковую для всех колес переднюю крышку корпуса.
Густота решетки т каждого колеса определялась Вудом [32] по методу, предложенному Акостой:
Эквивалентное число лопаток гжв определялось по формуле Показатель степени п изменяется в пределах 0+2. Величина п =2 характерна для американских осевых предвключенных колес (шнеков) с невысоким коэффициентом напора (ці 0,2) [13]. Для колеса RI-4A показатель п=\, а для колес RI-1 и RI-6Ал=1,5.
В табл. 7 для примера приводится распределение углов установки лопаток и их толщины по длине колеса RI-1.
Распределение скоростей потока перед рабочим колесом определялось по результатам замера давлений специальным насадком. Полное давление на входе в насос измерялось во входной камере манометрами с ценой деления менее 1,96 кПа (диапазон 98+590 кПа). Полное давление на выходе измерялось 8 специальными насадками. Для уменьшения влияния удара на результаты измерений эти насадки располагались под углом 45 к оси колеса. С помощью специального деаэратора во всех испытаниях исключалось наличие в контуре установки растворенного и свободного воздуха. Содержание газа в воде не превосходило (6- 12) 106 мольных долей.
Колесо RI-4A испытывалось только как открытое, остальные - как в виде открытых, так и закрытых колес. Радиальный зазор между колесом и корпусом в опытах изменялся в диапазоне 0,2-1,5 мм.
Энергетические характеристики ступени с диагональными колесами, исследованными Г. Вудом, приведены на рис. 48. Характеристики ці = /(фет) получены пересчетом по абсолютным величинам, взятым из работ [31-33]. Видно, что все три рабочих колеса имеют достаточно высокий КПД - оптимальные величины превышают 90.
Таким образом, можно заключить, что специально спрофилированные диагональные колеса обладают высокими абсолютными величинами г\ и ці, а таюке весьма пологими характеристиками ці = Дер „J и л = /(cpgj
Приведем некоторые результаты исследований кавитационных характеристик диагональных колес, которые могут быть полезны при проектировании высокооборотных насосных агрегатов с высокими КПД.
Срывные кавитационные характеристики колес представлены на рис. 49, откуда видно, что для всех рабочих колес они имеют крутой срыв, характерный для шнекоцентробежных насосов. Видно также, что нет ярко выраженных І х П срыв ных режимов (они практически совпадают).
Невысокая величина с колеса RI-4A может быть объяснена, по-видимому, тремя причинами: - большим числом лопаток на входе (восемь), т.е. большим загромождением проходного сечения; - большим углом изгиба лопасти на наружной поверхности тока А(3Л„; - большим углом установки лопасти на входе в колесо на наружном диаметре Рлія
Очевидно, правильным выбором этих трех параметров можно существенно увеличить величину скр диагонального колеса. Характерно, что во всех случаях открытые колеса показали лучшие кавитационные свойства по сравнению с закрытыми. При снятии срывных характеристик Г. Вуд произвел таюке детальные замеры распределения статического давления по корпусу насосной ступени в зависимости от давления на входе. По результатам многих экспериментов установлено, что наибольший градиент распределения статического давления находится в точке //,, ,=0,55 (примерно на половине длины меридиональной проекции линии тока).
Так как эта точка характерна для всех колес, исследованных авторами работ [31-40], можно считать, что она соответствует месту схлопывания кавитационной каверны. Иными словами, ухудшение рабочей характеристики ступени не наступает до тех пор, пока развитая кавитационная каверна не проникает в высоконагружен-ную область рабочего колеса. Установлено, что кавитационные каверны, вызывающие ухудшение гидродинамических характеристик рабочих колес, являются по своей природе неустойчивыми (пульсирующими), в то время как кавитационные каверны в области входной части колеса более устойчивые.
Исследования кавитации в диагональных колесах показали, что основным параметром, определяющим кавитационные характеристики рабочего колеса насоса, является градиент статического давления по длине проточной части колеса. Обширные теоретические и экспериментальные исследования диагональных насосов различных конструктивных параметров провели японские специалисты [34-40]. Схема проточной части исследованных Ими насосов показана на рис. 50. Диапазон изменения диаметров на входе и выходе колес составил 120-350 мм, коэффициентов напора 0,1-0,5, коэффициентов расхода на входе 0-0,5. Густота решеток колес была, как правило, невысокой (т=1+2,5). Углы установки лопаток на выходе из колес изменялись по различным законам. Основные параметры некоторых насосов приведены в табл. 9.
Бустерные насосные агрегаты SSME
Бустерные насосы предназначены для обеспечения потребных кавитационных запасов основных насосов и выполнены в виде двух автономных агрегатов.
Основной особенностью автономных БНА окислителя и горючего является то, что они выполнены по схеме высоконапорных оседиагональных насосов, имеющих тщательно профилированную проточную часть. Такое решение продиктовано стремлением достичь наивысшей экономичности основных насосов при максимальных ан-тикавитационных свойствах и наилучших габаритно-массовых характеристиках.
Фирмы США (и главным образом «Рокетдайн») примерно с 60-х годов разрабатывают высоконапорные бустерные насосные агрегаты так, что входная часть рабочего колеса выполняется с малым углом установки лопасти (31л, малым относительным диаметром втулки и малым числом лопаток и z,- для обеспечения максимально возможных антикавитационных свойств, а выходная часть колеса выполняется с большим углом установки лопатки (32л, большим относительным диаметром втулки d2 и сравнительно большим числом лопаток z2. Втулка выполняется профилированной или конической, чем обеспечивается течение в межлопаточных каналах, близкое к безотрывному.
Анализ показал, что большинство зарубежных высоконапорных насосов имеют во входной части решетку, выполненную по закону rtg$n = const, а в выходной - лопаточную решетку, профили которой спроектированы по закону «свободного вихря» [11]. Число лопаток по длине колеса переменное, увеличивающееся к выходу.
Такая конфигурация обеспечивает течение в насосе, близкое к безотрывному, а следовательно, минимальные потери.
Высокая всасывающая способность и высокий КПД при сравнительно невысоких абсолютных напорах - необходимое сочетание качеств для бустерного насосного агрегата ракетного двигателя.
Совершенствование всасывающей способности насосов, разработанных фирмой «Рокетдайн», показано на рис. 16 [12].
Напор БНА SSME выбирался из .условия обеспечения надежной бескавитацион-ной работы основных насосных агрегатов при максимально возможной экономичности последних. Тщательное профилирование - выполнение изгиба лопатки по длине и высоте колеса обеспечивает минимальные потери (КПД, близкий к 0,75) и высокий коэффициент напора БНА, близкий к 0,4.
Номинальные величины давлений на входе в БНА выбраны такими, что положительные кавитационные запасы (превышение полного давления на входе над упругостью паров) равны 0,14 кГ/см2 для горючего и 0,56 кГ/см2 для окислителя.
Бустерный насосный агрегат горючего состоит из оседиагонального насоса, ротор которого приводится двухступенчатой газовой турбиной (рис. 17).
Уплотнение вращающегося тела обеспечивается плавающими уплотнительными кольцами. Полости насоса и турбины разделяются самоотходящим торцевым уплотнением, которое при отсутствии вращения закрыто и приводится в рабочее состояние давлением водорода, воздействующим на поршень и открывающим уплотнение в процессе запуска. Малый крутящий момент и длительная работоспособность уплотнения обеспечиваются за счет отсутствия поверхностей трения.
При разработке бустерного насоса горючего было проведено исследование модели [6]. В качестве рабочего тела использовалась вода, циркулировавшая по замкнутому контуру. Целью этих испытаний являлась проверка расчетных данных и сравнение характеристик для модели и натурного насоса. В табл. 7 приведены основные параметры модельной и полномасштабной ступеней БНА горючего [6]. Результаты испытаний модели БНА горючего на воде показали (рис. 18), что достигнутый напор модельного насоса вполне приемлем для обеспечения заданных требований. Полный расчетный КПД составляет 0,73. К сожалению, нет информации о точном значении измеренного КПД модельного БНА, однако, судя по тому, что на модели проверялся как напор, так и КПД, и, учитывая положительные результаты испытаний, следует считать, что измеренный КПД был не менее 0,73.
На рис. 19 приведены результаты кавитационных испытаний модельного БНА горючего. Испытания модели насоса позволили сделать вывод о том, что полномасштабный бустерный насос горючего отвечает поставленным техническим требованиям [6]. Проведены также испытания полномасштабного БНА горючего на жидком водороде. Привод турбину осуществлялся с помощью газообразного водорода. Результаты, полученные на моделях, хорошо согласуются с данными испытаний полномасштабного БНА.
Бустерный насосный агрегат окислителя состоит из осевого профилированного насоса, ротор которого приводится во вращение шестиступенчатой гидравлической турбиной (рис. 30). Повышение давления в бустерном насосе вполне достаточно для того, чтобы насос окислителя высокого давления работал без кавитационного срыва. Рабочие параметры БНА окислителя при соотношении компонентов в двигателе, равном 6,0, приведены в табл. 8 [5].
Шестиступенчатая гидравлическая турбина с ротором барабанного типа размещена в габаритах насоса, что обеспечивает компактность и меньшую массу агрегата. Для привода гидравлической турбины используется жидкий кислород (составляющий 15% общего расхода кислорода), отбираемый за основной ступенью насоса окислителя ТНА. Так как рабочее тело привода и насоса одно и то же, разделительных уплотнений не требуется. Единственное уплотнение в насосе - лабиринтное уплотнение со стороны подшипника оседиагонального колеса подобрано таким образом, чтобы уравновесить осевую силу [5].
Жидкость, приводящая во вращение турбину, проходит через коллектор, окружающий лопатки спрямляющего аппарата статора насоса, во внутренний коллектор и затем поступает в турбину. На выходе из турбины имеется улитка, которая, в свою очередь, переходит в выходную улитку насоса. Необходима только одна линия подвода рабочего тела к турбине, так как выходящая из турбины жидкость соединяется с кислородом, выходящим из насоса БНА, и течет на вход в основной насос по общей магистрали. Материалы насоса и турбины выбираются таким образом, чтобы уменьшить опасность возгорания при случайном касании.
При разработке БНА окислителя так же, как и для БНА горючего, использовалась моделирующая экспериментальная установка (диаметр модели оседиагонального колеса 184 мм). Результаты кавитационных испытаний модельного насоса (рис. 21) позволили сделать вывод об обеспечении заданных параметров полномасштабного БНА окислителя.
Кроме того, натурный БНА окислителя прошел модельные испытания на жидком азоте при скорости вращения ротора 4187 и 5200 об/мин. Рабочим телом гидротурбины в этих испытаниях служил жидкий азот [6].
Потоки, выходящие из турбины и насоса, смешивались и поступали по общему трубопроводу в бак. В процессе испытаний производились измерения расходов на входе в турбину и насос, на выходе из БНА, а также давления и температуры на выходе, числа оборотов ротора, вибраций. Параметры, полученные в испытаниях БНА на жидком азоте, приведены в табл. 9 [6].
Как видно из табл. 9, КПД БНА окислителя, полученный при испытаниях на жидком азоте с учетом характеристик двух турбинных ступеней, был несколько ниже расчетного. Однако увеличение коэффициента мощности БНА (ц/- р/г\) сверх расчетного компенсировало уменьшение КПД [6]. Увеличение мощности привело к некоторому увеличению расхода и КПД турбины. Характеристики шестиступенчатой турбины рассчитывались по результатам испытаний двух ступеней. При расчете потерь учитывались потери во входном и выходном коллекторах, потери во входном канале, а также потери в лабиринтном уплотнении. Зависимость КПД одной ступени турбины (по параметрам торможения г\г_т ) от отношения скоростей приведена на рис. 22.
