Теоретические основы и экспериментальные исследования с целью создания проточных частей лопастных насосов, обеспечивающих сочетание высоких КПД, всасывающей способности и низкого уровня вибраций тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.07.05, доктор технических наук Чумаченко, Борис Николаевич

• Чумаченко, Борис Николаевич
• доктор технических наук
• 2002

Оглавление диссертации доктор технических наук Чумаченко, Борис Николаевич

Рл - угол установки лопатки (угол между лопаткой и направлением, противоположным вращению);

АР = р2л - р]л - угол изгиба лопатки; у - угол установки решетки, угол клина (входной кромки лопатки); 8 - угол отклонения потока, толщина лопатки;

8 - относительный радиальный зазор;

9 - угол охвата лопатки колеса; А,, - коэффициент кавитации; Г- циркуляция скорости;

Индексы ш - меридиональный; о - осевой; и - окружной; - поверхность всасывания; г - радиальный; кр- критический; л - лопатка; р- рабочая поверхность; ут- утечка: н - наружный; ср- средний; вт - втулка; покр - покрывной диск колеса; ут - уплотнение; лаб - лабиринт; ул - улитка; д - диффузор, дисковый; к - колесо; см - смешение; ос - осевой; расш - расширение; ц ут - циркуляция утечек; тр - трение;

0 - входное сечение;

1 - вход (в насос, колесо);

Г - входное сечение (за сечением "О");

2 - выход (из насоса, колеса);

3 - вход в лопаточный диффузор;

4 - выход из лопаточного диффузора; - осредненный;

1 - сечение входа в колесо;

2 - сечение выхода из колеса; вх - сечение входа в ступень; вход в колесо; вых - сечение выхода из ступени; н - нерабочая сторона лопатки; р - рабочая сторона лопатки; п - периферийная линия тока; I, II - первый и второй критические кавитационные режимы.

0 - перед лопатками колеса;

1 - вход в решетку колеса;

2 - выход из решетки колеса; г - гидравлический; ж - жидкость; ид - идеальный; кав - каверны, кавитации; кл - клин входной кромки; л - лопатка; м - модель; нар - наружный; нат - натуры; осн.к - основное колесо; п - пар; п.с - пограничный слой; с - средний; ск - суперкавитирующий; ср - срывной режим; тр - трение; ц.к - центробежное колесо; а - осевой поток; т - меридиональный поток.

Глава I. Перспективные предвключенные решетки в насосах

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Теоретические основы и экспериментальные исследования с целью создания проточных частей лопастных насосов, обеспечивающих сочетание высоких КПД, всасывающей способности и низкого уровня вибраций»

В настоящее время к высокооборотным лопаточным агрегатам предъявляются весьма высокие требования по экономичности, всасывающей способности и надежности при длительной и многократной работе. Чтобы их удовлетворить, необходимо искать новые способы профилирования проточной части насосов. Одним из таких способов является применение предвключенных суперкавитирующих решеток, при обтекании которых кавитационная каверна замыкается не в межлопаточном канале решетки, а за лопаткой, ввиду чего исключается разрушение материальной части насоса из-за кавитационной эрозии. Высокооборотный насос с пред-включенной суперкавитирующей решеткой может иметь значительно более длительный ресурс, чем насос, выполненный по обычной схеме.

За рубежом проведено большое количество исследований суперкавитирующих насосов, применяемых в машиностроении, результаты которых могут быть использованы при разработке новых схем высокооборотных насосов с высокой всасывающей способностью.

В главе приводятся основные сведения по исследованиям отечественных специалистов, Пирсола И.С., японских и американских специалистов, в которых экспериментально определялись характеристики различных типов суперкавитирующих решеток, а также исследования Центра Келдыша, КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана и ЗАО «НПО Гидромаш» (см. литературу к главе [1 - 46]). Перспективной представляется схема двухрядного суперкавитирующего осевого насоса, обладающего достаточно высоким коэффициентом напора, длительным ресурсом и не подверженного разрушению от кавитационной эрозии. Из анализа рассмотренных в обзоре исследований по суперкавитирующим насосам можно сделать вывод о том, что применение суперкавитирующих решеток может обеспечить надежную длительную работу высокооборотного насоса без разрушения материальной части от кавитационной эрозии.

1. ПЕРСПЕКТИВЫ ПРИМЕНЕНИЯ СУПЕРКАВИТИРУЮЩИХ РЕШЕТОК В СТУПЕНЯХ ВЫСОКООБОРОТНЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

1.1. СУПЕРКАВИТАЦИОННОЕ ОБТЕКАНИЕ РШЕТКИ ПРОФИЛЕЙ С КАВИТАЦИОННОИ КАВЕРНОЙ КОНЕЧНОЙ ДЛИНЫ

В суперкавитирущей решетке кавитационная каверна "схлопывается" не в межлопаточном канале, как в обычном осевом колесе (рис.1), а за лопаткой, как показано на рис.2-4. Такое "схлопывание" каверны не сопровождается эрозией металла, приводящей к разрушению и преждевременному выходу из строя колеса гидромашины (насоса, турбины и др.).

Профиль Кадитационюя каВерна

Рис.2. Кавитационное обтекание суперкавитирующего профиля.

Рис.4. Суперкавитациониое (а) и обычное кавитационное (б) обтекание лопатки.

Термин "суперкавитация" часто употребляется только для обозначения так называемого предельного (срывного по кавитации) режима, при котором длина кави-тационной каверны бесконечна и напор насоса отсутствует. На самом деле режим суперкавитационного обтекания профиля может быть, когда длина каверны бесконечна (предельный срывной режим) и когда она конечна (суперкавитирующая решетка с каверной конечной длины) [1-3]. В суперкавитирующей решетке по мере уменьшения давления перед решеткой (или уменьшения числа кавитации) длина кавитационной каверны увеличивается, достигает длины лопатки (рис.5) [1], а затем продолжает свой рост, не вызывая существенного ухудшения основных характеристик решетки (вплоть до определенного размера каверны).

Рис.5. Кавитационные характеристики решеток типа М (см. табл.2).

При значительной длине каверны (превышающей длину лопатки) напор насоса несколько снижается, но все же остается приемлемым для обеспечения работоспособности последующих ступеней (иди рядов решеток) -осевого, диагонального иди центробежного типов. Напор такого насоса существенно выше (даже не сравним с ним) напора насоса в режиме суперкавитации с каверной бесконечной длины. Именно в таком смысле мы будем употреблять в данном обзоре термин "суперкавитация".

Большое количество теоретических и экспериментальных работ посвящено исследованию суперкавитационного обтекают с кавитационной каверной конечной длины одиночного профиля (см. рис.2) для подводных крыльев [4-9]. Давно высказана идея использования суперкавитирующих высокоскоростных винтов в судостроении [10]. И лишь в последние годы появились сообщения о применении принципов суперкавитации в насосостроении [1-5, 11-13]. В некоторых работах изложены точные и приближенные методы (в линейной и нелинейной постановке) расчета распределения давления, коэффициентов аэродинамических сил, границ каверны при суперкавитационном обтекании профилей [1, 4-9].

При расчете суперкавитирующих решеток возможно применение различных методов - точных нелинейных (как, например, в работах [6,7] ); приближенных линейных; приближенных, основанных на результатах продувок и проливок решеток профилей (прототипов-аналогов). Целью расчета профилей является обеспечение двух основных требований:

- высоких кавитационных характеристик;

- требуемого напора и высокого КПД насоса.

Первое требование обеспечивается правильным выбором входных геометрических параметров решетки, второе - выполнением такой конфигурации профиля, которая создает потребные напор и КПД.

1.2. 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 I и углом установки

Рл1. В бесконечности перед решеткой поток имеет скорость м>1 (относительная скорость), направленную под углом р, к окружному направлению. За решеткой поток характеризуется относительной скоростью ж, и 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 Д = 5 / / (где 5 -угол отклонения потока). Если величина z = ¿/tp стремится к нулю (очень редкая решетка), поток не изменяет свое направление, величина Д равна 1. При х со (очень густая решетка) направление потока за решеткой совпадает с направлением лопатки и Д =0.

Уравнения, связывающие геометрию решетки с кинематикой потока, имеют вид: 2 ТУ1 г 1 CD' = —Rsin(pM -i)cos8ln—+ £ш(Зл1 + i?2 со^((Зл] -z) 7t Wj

71 m, ll + R2 -IRcosi "b + R2+2Rcosi'

77^ ф' = arcig

1 - cos 5 1 + cos8' IRsini l-R2 sin{$A - fjcosb- ^jsin2 i - ¿,ш2(Рл1 - z) sin 8

Эти уравнения позволяют рассчитать А = f[£/tp] при р, = const и i = const.

3 табл.1 приводится густота решетки тонких пластин, рассчитанная для случая отклонения потока Д = 1 % [14].

Таблица 1 i град град

5 10 15

1 0,183 -

2 0,138 0,366

3 0,092 - 0,548

4 0,046 0,276

6 - 0,185 0,414

8 - 0,094

9 - - 0,280

12 - - 0,142

При Д< 1% отклонение потока можно не учитывать и считать решетку практически густой.

Приведенные результаты расчетов показывают, что при относительно небольших углах установки лопатки (Зл < 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.

1.3. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СУПЕРКАВИТИРУЮЩЕЙ РЕШЕТКИ

Энергетические характеристики решетки описываются уравнениями с использованием коэффициентов подъемной силы и силы гидродинамического сопротивления (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:

2^-лир с

1 + Т-С&Р,

1)

С учетом перепада давления на решетке Ар имеем: ^ = (сусоз$х-сх8т§^~ т (2)

Полная энергия потока за решеткой: Е = ёН=г[гсии

Гидравлический КПД решетки:

Л/ ис

3)

В ином виде гидравлический КПД решетки модно представить следующим об разом: с ) с I — соб-р, -¿тер, е.

2 и

4)

Лг =~7— с и — ,УШ Р, +С05р1 и, У

Если объединить уравнения (1,4) и записать их в безразмерной форме, получим: с т: у

-5ОТ2 Р, ф су а -а

СО^Р] — 5Ш Р[

5)

Лг = Ф Ф

-ср + 1

4ф

-ф + 1

V ^

-ф

Выражение для коэффициента силы сопротивления можно записать в виде:

Ар^ с,. =

25ш3р,{ а Л т с си - ■ V р)

6)

При определении суммарных характеристик круговой решетки необходимо проинтегрировать вышеприведенные уравнения по радиусу от втулки до периферии с учетом уравнения радиального равновесия:

1Ф = С <ка , с, 4е/) р ¿/г ° йг г йг

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 Х1кр. 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 су и сх от коэффициента Хх 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 Х1, на коэффициент подъемной силы приведено на рис.8. На рис.9 дана зависимость су = /(я,,) для разных решеток при у = 20°, 1= 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.

Рис.6. Зависимость су от т при различных А^: о - А,! =0,025; ^-^=0,035; А., = 0,045.

Рис.7. Зависимости су (а) и сх (б) от X,.

Рис.8. Зависимость су = /(>.,) для решетки профилей, изогнутых по дуге (у = 20°, 9 = 8°):

Номер кривой 1 2 3 4 5

1> град 8 8 8 6 4 т 0,6 0,5 0,4 0,4 0,4

Рис.9. Расчетная зависимость су = /(>.,) для решеток разных профилей:

----Н1;------ ШЦ---дуга 8°;

---типа "Ти1т"; -решетка пластины.

Коэффициенты су я сх, определенные выше для невязкой жидкости, следует уточнять с учетом реальности жидкости. В поправки на реальность лсидкости 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:

Сх ~ Схид схтр Схвт где схид- коэффициент силы профильного сопротивления, определенный по теории решеток профилей, обтекаемых невязкой жидкостью; схтр - коэффициент силы сопротивления, определяемой профильным трением, который можно аппроксимировать уравнением Прандтля - Шлихтинга для пластины схтр = 0,455 /(№)2'58; схвт - коэффициент силы сопротивления, включающий влияние вторичных течений, пограничного слоя и радиального зазора между корпусом и решеткой.

На рис.10 представлена зависимость величины схвт от Х]с (здесь - для среднего радиуса) для разных решеток (см. табл.2). Видно, что величины схш для всех семи приведенных решеток укладываются в сравнительно узкий диапазон (0,0120,27). Величина^, каждой решетки слабо зависит от Х1.

Схп

0,02 0,01 щг ПОЗ ДМ 0,05 0,06 0,07 А1С

Рис.10. Зависимость схвт =/{к 1с):

Профиль Н1 Н2 нз Б5 Э7

Обозначение ▲ • М Я *

Если кавитационная каверна схлопывается на поверхности лопатки, т.е. решетка перестает быть суперкавитирующей, то величина схш 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). о 1 2 Н

-з

-т

Рис. 11. Влияние относительного радиального зазора 8 на Н (•) и г) (о). щ вр ер | Рис.12. Распределение сх по радиусу (г'= 8°18'):

Номер кривой 1 2 3 4

0,08 0,068 0,057 0,047

1.4. ДИАПАЗОН ВОЗМОЖНЫХ РАБОЧИХ ХАРАКТЕРИСТИК

СУПЕРКАВИТИРУЮЩИХ НАСОСОВ Представляет интерес рассмотрение примерного возможного диапазона рабочих характеристик суперкавитирующих насосов. Нагрузку на лопатку решетки можно определить по уравнению (5) в зависимости от параметров у, ср и су / сх.

Приемлемые для практики величины су их можно определить по данным продувок решеток в зависимости от X,, / и у . Поскольку ср = tg{у -/'), то, имея результаты продувок и (или) проливок различных решеток и потребные параметры колес, можно получить характеристики у = /(ср) для возможных параметров насосов. Расчетные характеристики у = /(ср) приведены на рис.13, там же нанесены линии для коэффициентов быстроходности.

Рис.13. Сводный график параметров суперкавитирующих насосов: ---<7=0,3;------1= 0,5; -оптимум для Д/гетт/„;

---?-----границы работы насосов без кавитации в статорной решетке (корпусе); экспериментальные точки для различных профилей (А., = 0,02):

Обозначение О • 0 •

Профиль Е.1 Н4 М2 Н2

На этом же рисунке нанесена кривая, соответствующая минимальному подпору перед колесом Ь\хтт. На рис .13 представлены также некоторые результаты экспериментальных исследований насосов [1]. Заметно, что многие насосы выполнены неоптимальными по соотношению напора и кавитационных свойств.

1.5. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ СИСТЕМЫ

СУПЕРКАВИТИРУЮЩЕЕ КОЛЕСО + ЦЕНТРОБЕЖНОЕ КОЛЕСО»

Перспективно применение суперкавитирующих осевых редких решеток перед основными колесами центробежных насосов. Анализ показал, что осевая длина таких решеток невелика, поэтому они легко вписываются в компоновку насоса без нарушения силовой схемы и общих габаритов. Применение суперкавитирующей решетки в такой схеме обеспечивает два основных преимущества:

- уменьшение потребного давления на входе в насос;

- отсутствие кавитационной эрозии.

В связи с относительно низким напором суперкавитирующего колеса уменьшение общего КПД системы должно быть незначительным, а потребное давление на входе может уменьшиться более чем в три раза. Важно отметить, что в данной системе следует определять такую величину коэффициента кавитации центробежного колеса, которая соответствует началу возникновения кавитации, т.е. началу скрытой кавитации, а не только критическому давлению (давление срыва). Коэффициент расхода перед основным колесом составит:

Ф«.,.* = агсШ ~ и~сл где суХ- закрутка потока, создаваемая суперкавитирующей решеткой.

Суммарный КПД системы можно получить из баланса энергии. Если напор суперкавитирующего колеса много меньше напора основного колеса, то получается следующее выражение:

Л ас^\осн.к

Ле Я

Л^ + Лс

7)

Из уравнения (7) можно видеть, что с уменьшением относительного напора суперкавитирующего колеса суммарный КПД системы возрастает. С целью уменьшения потребного напора суперкавитирующего колеса кавитационные свойства основного колеса должны быть максимально возможными (при прочих равных условиях). Выход из суперкавитирующего колеса должен быть согласован со входом в центробежное колесо. Такое согласование трудно осуществить лишь в том случае, если кавитационные качества центробежного колеса слишком низкие.

1.6. УЛУЧШЕНИЕ КАВИТАЦИОННЫХ СВОЙСТВ НАСОСА, ОБЕСПЕЧИВАЕМОЕ СУПЕРКАВИТИРУЮЩИМКОЛЕСОМ

Для оптимальных по кавитации величин входных диаметров колес необходимо, чтобы оптимальный диаметр суперкавитирующего колеса был больше, чем оптимальный диаметр основного (центробежного) колеса. Входной диаметр основного колеса можно увеличивать до диаметра суперкавитирующего колеса, так как закрутка потока за суперкавитирующим колесом уменьшает относительную скорость м>1оснк, а следовательно, влияет положительно на кавитационные качества. По потребным напорам перед колесами можно оценить степень улучшения кавитаци-онных свойств основного колеса, обеспечиваемого наличием предвключенного суперкавитирующего колеса: крТ. к р.осн.к

-13/4

2 X, где индекс £ - предвключенное суперкавитирующее колесо + основное (центробежное) колесо.

1.7. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

СУПЕРКАВИТИРУЮЩИХ РЕШЕТОК 1.7.1. Исследования и обобщения, выполненные Пирсолом И.С. Наибольший объем расчетно-теоретических и экспериментальных работ по исследованию характеристик суперкавитирующих насосов выполнил Пирсол И.С. [1,2]. Кроме того, он обобщил обширный фактический материал, накопленный к настоящему времени другими исследователями. Пирсол И.С. приводит сведения о том, что суперкавитирующие решетки, поставленные вместо шнековых колес в центробежные насосы обрабатывающей промышленности (высококипящие рабочие тела), обеспечили надежную работу последних в течение более двух лет без разрушения материальной части от кавитационной эрозии [2].

Основные параметры экспериментально исследованных решеток представлены в табл.2. Результаты приводятся в обработанном авторами обзора виде, удобном для анализа. Варьировались: конфигурация профиля, размеры колес, углы установки лопаток, число кавитации. Опыты проводились на двух экспериментальных установках замкнутого типа, предназначенных для качественного снятия кавитаци-онных характеристик насосов. Скорость вращения ротора в опытах составила 2000-12000 об/мин. Наружный диаметр исследованных колес 200-300 мм.

Таблица 2 п/п Тип решетки Рл| ср с1 / Ф, АР, град. Ч С, мм пар ^вс.с ММ Примечание

1 М1 2 12° 0,3 7° 0,45 0,07 0,09 37 16 6,88 33 0,025 6,8 Профиль, изогнутый по дуге, г=сопв^ переменный шаг, коническая втулка

2 М2 2 10°26' 0,225 4°42' 1,0 0,1 0,3 57 0 6,2 71,3 0,03 13 Решетка плоских пластин, постоянный шаг, коническая втулка

3 МЗ 2 11°35' 0,257 6°ЗГ 1,0 0,088 0,52 45 0 6,45 65,8 0,031 13,2

4 М4 2 1129' 0,254 7°35' 0,673 0,068 0,2 37 0 7,0 34,7 0,02 6,9

5 М5 2 11°30' 0,252 7°42' 0,494 0,066 0,1 34 0 7,1 33 0,04 6,6

6 Б1 3 2 14° 12' 0,75 5°07' 0,428 0,159 0,042 42,5 - 4,67 119,7 0,04 29,3 "ТиНп"

7 Бб 3 14°12' 0,75 5°07' 0,385 0,159 0,029 34 - 4,67 107,7 0,04 26,4 "Ти1т"» укороченная

8 Б8 6 3 21°58' 0,75 6° 0,728 0,364 0,285 0,041 49 0 3,83 101,6 0,039 38 Решетка плоских пластин

9 Н1 4 20°06' 0,75 7°15' 0,429 0,228 0,026 39 - 4,15 56,8 0,034 19,6 "Ти1т"

10 Н2 4 20°28' 0,75 10° 0,418 0,182 0,051 37 16 4,47 58,4 0,03 20,5 Решетки профилей,

И Н5 4 10°30' 0,75 0,363 0,03 0,015 8 16 8,1 50,8 0,008 10,2 изогнутых по дуге

12 Н8 2 12° 0,5 7°49' 0,332 0,073 0,04 45 8 6,63 92,9 0,05 19,3

Типовые кавитационные характеристики суперкавитирующих колес приведены на рис.14. Коэффициент кавитации, отложенный по оси абсцисс, относится к среднему диаметру колеса. Абсолютные величины Х{, отнесенные к наружному диаметру колеса, будут меньше отложенных на рис.14 величин X 1с, так как

Ыар ® с ^

Величину Х1 для суперкавитирующих колес, соответствующую срывному режиму, можно лишь условно считать критической, так как кавитационные характеристики этих колес имеют пологий вид (отсутствует крутой срыв).

Ь 0,06 орь

ЦП о

Рис.14. Кавитационные характеристики суперкавитирующих колес разных профилей:

Номер кривой 1 2 3 4

Профиль Н2 Н4 ш Н8

Ф 0,183 0,03 0,045 0,054

Характерной особенностью приведенных в табл.2 решеток является малая осевая длина, что свидетельствует о реальной возможности применения таких решеток в качестве предвключенных колес высокооборотных центробежных и осевых насосных агрегатов.

На всех колесах после длительных испытаний отсутствовали следы разрушения от кавитационной эрозии [1-5]. Это позволяет сделать положительный вывод о том, что можно исключить дефекты материальной части высокооборотных насосов из-за эрозионных разрушений.

1.7.2. Работы японских исследователей

Достаточно большой объем теоретических и экспериментальных работ по исследованию свойств суперкавитирующих решеток провели японские исследователи [13]. Приводим основные данные по исследованию двух насосов А и Б.

Параметры насоса А даны в табл.3, насоса Б - в табл.4. Схема ротора экспериментального насоса изображена на рис.15. Осевая длина лопаток насосов А и Б не превышает 40 мм.

Таблица 3

Характеристика Сечение насоса А

I II III IV V

Диаметр, мм 102 144,5 177 205,4 228,5

СУ 0,716 0,458 0,351 0,294 0,261

X 0,87 0,667 0,58 0,512 0,463

Относительная тол- 9,34 7,16 5,68 4,75 4,18 щина лопатки, %

Профиль Плосковыпуклый

Таблица 4

Характеристика Сечение насоса Б

I II III IV V

Диаметр, мм 102 144,5 177 205,4 228,5

0,515 0,299 0,211 0,161 0,132

СУ 0,645 0,426 0,341 0,288 0,257

X 1,0 0,725 0,595 0,518 0,465

Относительная тол- 7,48 6,82 6,36 5,75 5,4 щина лопатки, % тт

Рис.15. Схема ротора суперкавитирующего насоса.

По результатам экспериментов установлено, что насос А имеет пх~ 1420, скр = 1680, г) = 59,4%; насос Б имеет п5 = 1617, скр= 2300, г) = 51,8%.

Экспериментально определенные характеристики насосов приведены на рис.16. Интересно сравнить обычные режимы (высокое давление на входе, частичная кавитация) и режимы суперкавитации (низкое давление на входе, длина кави-тационной каверны превышает длину хорды профиля). Из рис.16 видно, что диапазон рабочих режимов (по коэффициенту расхода) суперкавитирующего насоса не меньше, чем обычного насоса. Установлено, что при суперкавитационном режиме насоса А длина кавитационной каверны вдвое превышает длину хорды профиля, а насоса Б - в 2,5 раза. г ООЬ т -щ-

-

40 го ' *

0 0 1 1 1 Й

Рис.16. Сравнение характеристик обычного (-----) и суперкавитирующего (——) насосов: о - насос А; • - насос Б.

Состояние суперкавитации возникает на наружном диаметре лопаток, а затем по мере уменьшения А/г суперкавитация распространяется по лопатке к втулке. Установлено, что на суперкавитационных режимах влияние угла установки профиля на свойства насосов существенно меньше, чем на режимах частичной кавитации [13]. Следов кавитационной эрозии в проточной части суперкавитирующих насосов А и Б после их испытаний обнаружено не было.

1.7.3. Исследование двухрядного осевого насоса

Исследование характеристик суперкавитирующих решеток для возможного варианта преднасоса высокооборотного насоса провели авторы работы [И]. Ротор насоса представлял собой двухрядное осевое колесо, первый ряд которого являлся супер-кавитирующей решеткой. Целью исследований была разработка преднасоса, устойчивого к пульсациям давлений на входе и не подверженного разрушениям из-за кавитационной эрозии, что в особенности важно при длительной и многократной работе насосов. Соотношение напоров первой и второй решетки 15 и 85%; полный коэффициент напора преднасоса составил более 0,25; коэффициент расхода 0,1 и менее. Исследованы три варианта первого и второго ряда лопаток. КПД насоса составил 0,55-0,77, расстояние между первой и второй решетками составляло 38 и 154 мм соответственно. Ротор насоса схематически изображен на рис. 17.

Рис.17. Схема ротора двухрядного осевого насоса.

Экспериментами установлено, что расстояние между решетками несущественно влияет на характеристики насоса. Первая решетка рассчитывалась по теории суперкавитационного обтекания решеток профилей двумерным потоком несжимаемой жидкости. Расчетная величина скр первой решетки составила 3260. Отношение длины каверны к длине хорды 1кав/ с( в опытах изменялось от 0,8 до 2,0. Расчетные параметры первой и второй решеток даны в табл.5 и 6 соответственно.

Таблица 5

Параметр первой решетки Радиус наружный 89 мм характеристический 73 мм втулки 53 мм

0,037 -

Дм 9,15 9,5 8,2 а л/с - 122 п, об/мин - 5200

- 4,58

- 3260

- 1250 г - 2 й - 0,6

0,013 0,0189 0,0346 и, м/с 49 40,3 29

Р, (потока) 8°53' 10°42' 14°36' р2 (потока) 9°44' 11°5Г 16°32' ст, м/с 7,6 7,6 7,6 сн, м/с 1,84 2,23 2,76 с^, мм 141 124 99,5 т 0,5 0,54 0,6 м/с 0,15 0,2 0,3

1 3°49' 5°16' 8°29' л 0,68 0,675 0,646

Таблица 6

Параметр второй решетки Радиус наружный 89 мм средний 71 мм втулки 53 мм

Дм - 5,2 а л/с - 122

77, 06/мИН - 5200

- 13,7

- 1440 ъ - 342 г - 6 й - 0,6 к 0,067 0,01 0,176 и, м/с 49 40,3 29 р. 9° 14' 11°2Г 16°02' р2 11°48' 16°42' 40°49' ст, м/с 7,6 7,6 7,6

Дсц, м/с 10,4 12,6 17,7 се, мм 225 183 130 т 2,4 2,43 2,57 м/с 0,206 0,347 0,708

Замеры пульсаций давления на входе в шнек в диапазоне 0-10 кГц показали, что увеличенные пульсации давления имеются на "роторной", "лопаточной" и кратной им частотах. Максимальные пульсации давления в насосе были при £кав / се 0,9-И,1; минимальные - при 1тв/с1 = 1,3-^1,4. Определенный экспериментально коэффициент полного напора насоса (суммарного по двум рядам решеток) составил у = 0,3. Срывные кавитационные характеристики двухрядного насоса имели крутой вид, характерный для обычных шнековых решеток большой густоты. В течение всех экспериментов заметных следов разрушений проточной части от кавитацион-ной эрозии обнаружено не было.

Таким образом, в разделе 1 приведен теоретический и экспериментальный материал, обосновывающий перспективность применения осевых суперкавитирую-щих решеток в высокооборотных насосах длительной и многократной работы.

Обобщен фактический материал по энергокавитационным характеристикам насосов, свидетельствующий о возможности создания новых насосных агрегатов с предвключенными суперкавитирующими колесами, удовлетворяющих высоким требованиям к характеристикам и надежности современных высокооборотных лопаточных агрегатов.

1.7.4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ИЦК, КФ МГТУ, ЗАО «НПО Гидромаш»

Калужский филиал МГТУ им. Н.Э. Баумана, ЗАО «НПО Гидромаш» и Центр Келдыша (в рамках хоздоговорных работ по заказу Центра Келдыша) провели в 1980-1990 гг экспериментальные исследования суперкавитирующих (СК) решеток (однорядных) и двухрядных решеток (СК + шнек, СК + осерадиальное колесо) с целью определения возможности создания пары колес, обеспечивающих длительный ресурс гидромашины без разрушения металла от кавитационной эрозии [39 -43,45].

В КФ МГТУ при исследовании кавитационной эрозии СК-решеток использовалась методика нанесения лака (черного цвета) на поверхности лопаток с последующим его разрушением от воздействия кавитационной эрозии. Разрушение лака свидетельствовало о степени интенсивности кавитационной эрозии лопаток решетки.

На рис. 18 иллюстрируется типовая схема обтекания двухрядной суперкавити-рующей решетки прямых профилей, экспериментально исследованная С.С. Панаи

1 /а

Таблица 7

Характеристики осевых колес с редкими решетками хПараметр В\нар' <4» = х1и = Ън = Я>1 = г 5 = 7 7° 5 "Л С/// с, ^нШ Э1, 3 2 вот Угол отстав, потока, ° Углы лоп-к на вх.в осн. колесо, ° колеса \ ММ А» А нар. ВТ. нар. вт. *р II = £20. и, 8 ~ А диам. зазор, % угол атаки к рабоч. поверхности (нар.) угол заостр. (нар.) толщ, л-ки на ср. диам., мм ёН * угол потока за колесом на периф. угол потока за колесом у втулки нар. ВТ. нар. ВТ.

20 115 0,46 п,з 23,4 17,2 33,9 0,3 0,3 0,129 2 0,6 3,9 3 5 0,055 0,6 4000 0,0245 3000

1 115 0,46 11,3 23,4 21,7 40,9 0,3 0,3 0,129 2 0,6 3,9 3 5 0,061 0,5 3900 0,025 3026 0,013 9 15 12,7 25,9

1а 115 0,46 11,3 23,4 21,7 40,9 0,3 0,3 0,129 2 1,6 3,9 3 5 0,044 0,45 3900 0,0249 3049 0,013 8 19 13,7 21,9

2 115 0,46 11,3 23,4 11,3 23,4 т1- =0,6 0,129 2 0,6 3,9 3 5 0,032 0,55 4100 0,0249 3000 7 18 4,3 5,4

2а 115 0,46 9,9 21,6 19,3 38,4 0,3 0,5 0,1 3 0,6 4,2 3 4,5 0,084 0,47 0,0265 3019 12 з 7,3 35,4 10,7 23,5 о з 115 0,46 9,9 21,6 19,3 38,4 0,3 0,4 0,114 3 0,6 4,2 4,5 0,063 0,45 0,0265 8 16 п,з 22,4

4 115 0,46 11,3 23,4 11,3 23,4 =1,2 0,114 2 1,6 3,9 3 4,5 0,061 0,58 4600 0,026 3013 0,012 9 13 2,3 10,4

5 115 0,46 11,3 23,4 п,з 23,4 Т1 =0,9 0,114 2 1,6 3,9 3 4,5 0,044 0,56 4600 0,026 3013 0,012 7,5 14,5 3,8 8,9

6 115 0,46 11,3 23,4 н,з 23,4 т£ =0,7 0,114 2 1,6 3,9 3 4,5 0,037 0,55 4600 0,026 3013 0,012 7 15,5 4,3 7,9

7 115 0,46 11,3 23,4 11,3 23,4 =0,6 0,114 2 1,6 3,9 о 3 4,5 0,031 0,53 4600 0,026 3013 0,012 6 16,3 5,3 7,1

10 223 0,44 11,5 19,5 20 40 0,6 0,11 3 1,6 3,9 12 35

Геометрические и гидродинамические параметры американских шнековых (оседиагональных) насосов. п/п Параметры Насос Р1л град. i град 1/р1л т d DH; мм z Фо I Л п об/мин I Раб. тело Примечание вх. вых. вх. вых.

1 ВШ-1 12 4°50' 0,4 1,85 0,498 127 3 0,125 30000 4000 н2

2 ВШ-2 6 2°15' 0,37 3,84 0,498 127 3 0,065 30000 со Н2

3 Thor 14,1 0,31 4 0,116 0,075 3100 О,

4 J-2 (Mark-15) 9,90 5,1 0,515 0,2 0,4 171 3 0,097 8050 о, 0,023

5 F-1 "О" 9 3,6 0,4 0,2 0,43 400 3 0,109 5550 о, 0,03

6 J-2 "Г" 7 3,7 0,53 0,37 198 4 0,071 25800 н,

7 F-1 "Г" 8,6 4,0 0,46 0,42 400 4 0,081 5550 RP-1

8 LR-87 "О" 5,7 0,6 0,105 0,303 180 3 0,089 8350 -4000 n2o4 0,014

9 LR-87 Т" 5,7 0,9 0,16 0,34 169 3 0,084 9175 А-50

10 Н-1 "О" 11,3 6,5 0,57 0,263 193 165 4 0,11 6750 от

11 Н-1 Т" 10,4 зд 0,3 0,327 155 4 0,147 6750 RP-1

12 Х-8 (Mark-19) 9,8 0,23 3 0,106 од 3400 О,

13 Х-8 (Mark-19) 5 0,19 2 0,05 0,063 6300 о2

14 2-х рядн. 1,14/0,42 0,4 0,58 165 157 0,1 0,28 0,8S 5415

15 J-2S "О" БН pi=4 0,28 0,7 327 300 0,07 0,17-0,2 0,8 7100 7280 Н2 0,004 БНА

16 J-2S "О" БН р,=4 0,07 0,19 0,8 3400 5000 о2 0,007 БНА

17 Nerva Конич. 0,82 18800

18 PWA Pi=8 0 0 0,065 0,15 4340

19 Шн. Кинга 3°39' 0,53 0,34 0,83 210 177 0,057 0,13 28000 СО н2 фо -по жидкости

20 J-2 (Mark-15) 7,9 0,42 Const 4-4 0,094 0,21 4700 н,

21 J-2 (Mark-15) 7,35 0,42 0,38 0,725 Var 4-4 0,073 0,2 27270 4800 н,

22 SSME "О" 0,31 305 0,33 0,66 5151 4300 о2 БНА Скр -по воде Л,!=0,01

23 SSME "Г" 6,5 2°47' 0,43 0,3 0,87 305 4-8-16 0,065 0,34 0,73 14644 4300 н2 БНА Скр -по воде А.!=0,015 отти в КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана.

Ргл

Рис.18. Развертка решетки суперкавитирующего колеса.

Параметры исследованных колес даны в таблице 7.

Наружный диаметр решеток Б1нар составил 115 мм и 223 мм, относительный диаметр втулки равен 0,46 и 0,44, число лопаток - 2 и 3, суммарная густота решеток изменялась в диапазоне 0,6 - 1,2, осредненный коэффициент напора Т|7- 0,031 -0,084, коэффициент расхода на входе ф] составил 0,1 - 0,129, осредненный КПД колес (по измерениям распределений скоростей потока по радиусу) составил х\-0,45-0,6.

Колеса №№ 1 - 7, 20 испытывалнсь автономно на гидроустановке, а колесо № 10 испытывалось в паре с осерадиальным колесом (см. рис.19) на другой модельной гидроустановке в ЗАО «НПО Гидромаш». Общее количество разнотипных колес, за которыми измерены распределения параметров по радиусу, составляет более 15.

Эксперименты проводились на гидроустановке с замкнутым контуром и па

Рис.19. Проточная часть насоса с колесом №10. раллельным контуром деаэрации воды. Привод ротора осуществлялся электродвигателем постоянного тока со скоростью вращения 2500 - 6000 об/мин и мощностью примерно 10 кВт. Исследуемые колеса помещались в цилиндрический прозрачный корпус.

Главной отличительной особенностью данных исследований является возможность точного измерения КПД колеса и распределения параметров потока за лопаточной решеткой. Мощность на валу балансирного электродвигателя определялась измерением вращающего момента с помощью мотор-весов. Гидравлическая (эффективная) мощность колес определялась при помощи измерений распределений скоростей и давлений в сечениях перед и за колесами одноточечным цилиндрическим зондом и Г-образной трубкой полного напора. Зонды устанавливались в координатное устройство, которое обеспечивало перемещение зонда вдоль радиуса и поворот зонда на любой угол вокруг оси. Диаметр приемного отверстия зонда равен 0,5 мм.

Специальными исследованиями было определено, что кавитация на цилиндрическом зонде не влияет на результаты измерений полных и статических давлений.

Экспериментально установлено, что на всех исследованных суперкавити-рующих колесах, имевших густоту лопаточной решетки менее 1,2 и проработавших 40 мин, заметные следы кавитационной эрозии (разрушение лака на поверхностях лопаток) отсутствовали. На колесах шнекового типа - с густотой решетки более 1,5, проработавших 40 мин на тех же режимах, были заметны значительные разрушения лака, -что свидетельствует о сильной кавитационной эрозии лопаток колес такого типа.

Пример распределений параметров потока в сечении за колесом № 2 приведен на рис.26 главы VI.

В целом по таблице 7 можно сделать вывод о том, что все суперкавити-рующие колеса (№ 1-7, 20), согласно автономным испытаниям с замерами полных давлений и скоростей потока по радиусу, имеют положительный коэффициент напора (0,031 - 0,084) и КПД - 0,45 - 0,6. Следов разрушений лопаток от кавитационной эрозии не было. Уровень пульсаций давлений минимальный. Кавита-ционные свойства - не хуже, чем обычных шнековых колес.

Супер кавитирующее колесо №10 испытывало» в паре с колесом осерадиального типа, имеющим коэффициент быстроходности 110 (см. рис. 19). Цель испытаний - экспериментально подтвердить целесообразность применения суперкавитирующих колес в ступени насоса длительного ресурса. Центробежное колесо осерадиального типа имеет два ряда лопаток: 6 на входе и 18 на выходе. Углы установки лопаток на входе: на наружном диаметре 12°, на втулке 35°. Угол установки на выходе из колеса равен 40°. Гидравлический КПД колеса (по балансовым испытаниям) равен 0,97.

Напорно-расходные характеристики модельной насосной ступени с одним осерадиальным колесом и с колесом в паре с суперкавитирующим колесом № 10 приведены на рис. 20.

26 22

40 50 $0 й9л(б

Рис.20. Энергетические характеристики модельной ступени: # — осерадиальное колесо без шнека; осерадиальное колесо + суперкавитирующее колесо №10.

24

22

2В

0,6 2,2 3,0 3}

Рис.21. Кавитационные характеристики модельной ступени: • — осерадиальное колесо без шнека; осерадиальное колесо + суперкавитирующее колесо №10

Кавитационный коэффициент быстроходности ступени с этим колесом составил 1709 (по второму критическому режиму), скорость вращения ротора в испытаниях ступени - 1500 об/мин.

Затем на вход к осерадиальному колесу было пристыковано суперкавитирующее колесо №10 (см. таблицу 7 и рис.19) таким образом, чтобы жидкость с рабочей поверхности лопаток первого колеса попадала на нерабочую поверхность лопаток второго колеса. Колесо №10 было спроектировано и изготовлено с учетом результатов экспериментов с модельными суперкавитирующими колесами №№1 -7, 20 и с учетом всасывающей способности осерадиального колеса. Кавитационные характеристики ступени «суперкавитирующее колесо №10 + осерадиальное колесо» и ступени без суперкавитирующего колеса приведены на рис.21. Установлено, что кавитационный коэффициент быстроходности ступени (по второму критическому режиму) составил около 2600.

Результаты, полученные на модельной ступени, свидетельствуют о возможности применения в основном насосе ЖРД суперкавитирующего колеса в качестве предвключенного колеса вместо обычного широко применяющегося шнека. II —о

Г 0°- -о тпг- >

Положительными в этой схеме являются три момента: отсутствие кавитаци-онной эрозии, высокий гидравлический КПД, низкий уровень пульсаций давления на лопаточных частотах.

Более высокий гидравлический КПД ступени (по сравнению с обычной шне-коцентробежной ступенью) объясняется тем, что относительный напор суперкави-тирующего колеса (по отношению к напору ступени) меньше, чем относительный напор шнека, и поэтому большая часть энергии в ступени преобразуется с большим гидравлическим КПД, так как гидравлический КПД центробежного (в данном случае осерадиального) колеса всегда больше гидравлического КПД шнека.

2.ПЕРСПЕКТИВНЫЕ СХЕМЫ ШНЕКОВЫХ НАСОСОВ

Итак, можно сделать выводы о целесообразности применения перспективных схем шнековых насосов. Кратко перечислим такие схемы.

1. Шнековые насосы с двумя или несколькими рядами решеток, первая из которых (в том числе, возможно, и суперкавитирующая) обеспечивает высокие кави-тационные свойства насоса, а вторая (и остальные, если есть) - потребный высокий напор при максимальном КПД [16,33]. Вторая (и остальные) решетка насоса имеет такую отличительную особенность, что углы установки лопаток по радиусу подчиняются не закону г= const, а закону, близкому к "свободному" вихрю, т.е. rcu = const. Это предъявляет повышенные требования к технологии изготовления таких решеток. Основными методами изготовления таких решеток должны быть точное литье (по выплавляемым моделям), электроискровая обработка, а также набор колеса из отдельно изготовленных лопаток [16,33]. Шнековые насосы, выполненные по такой схеме, могут обеспечить коэффициент напора \|/ > 0,5 при довольно высоком КПД (г| > 0,7).

2. Двухрядные (или многорядные) шнековые (осевые) насосы, первая решетка которых является суперкавитирующей, исключающей разрушение материальной части насосов из-за кавитационной эрозии [1-3,11].

В случае, если первая суперкавитирующая решетка (осевая длина которой, как правило, невелика) не обеспечивает потребный напор для второй решетки, возможно применение двух (или трех) суперкавитирующих решеток. В этом случае во второй (или третьей) решетке углы установки лопаток на входе выше, чем в первой (во второй). Таким образом, суммарный напор двух суперкавитирующих решеток является достаточным для обеспечения бескавитационной работы последней (напорной) решетки.

Говоря о данной схеме, можно утверждать, что весьма перспективной и целесообразной для высокооборотных насосов может оказаться конструкция, приведенная на рис.22. Такую конструкцию модно считать осе- или шнекодиагональной, так как первым (предвключенным) колесом является шнек, а вторым - чисто диагональное колесо с диагональным направлением выхода потока из колеса [38]. Следует ожидать, что такая конструкция будет иметь три важных отличительных особенности:

- высокий суммарный КПД насоса;

- высокую всасывающую способность;

- способность надежно перекачивать двухфазную смесь, т.е. парогазожидкостную среду.

Рис.22. Схема проточной части насоса с двухрядным колесом: 1 - осевое колесо ; 2 - диагональное колесо

3. Оседиагональные насосы - с диагональным направлением потока на выходе. Преимущества таких насосов в том, что их колеса при прочих равных условиях по входу обеспечивают повышенный коэффициент напора при высокой экономичности.

4. Одной из перспективных схем, заслуживающих внимания к обеспечению высокой всасывающей способности и экономичности центробежного насоса при сравнительно малых габаритах, является схема двухвального насоса, в котором вместо шнекового преднасоса используется оседиагональная ступень, не являющаяся предвключенной, а имеющая собственную скорость вращения, более низкую, чем основное центробежное колесо (рис.23) [36]. В этом случае приводом низкооборотной оседиагональной ступени служит центробежная гидротурбина, располагаемая за основным колесом и соединенная с низкооборотным колесом общим диском.

Рис.23. Схема проточной части насоса с двухвальным ротором: 1 - оседиагональное колесо; 2 - центробежное колесо; 3 - центробежная гидротурбина; 4 - улитка

В работе [36] приводится подробный анализ кинематики потока в решетках колес насоса такой схемы, дается анализ зависимости геометрических параметров системы от режимов работы насоса. Показано, что достигнутый КПД системы превышает 0,75, а кавитационный коэффициент быстроходности превысил 3000. Следует отметить, что целью работы [36] было не достижение максимальных кавита-ционных свойств насоса, а определение принципиальной возможности улучшения основных характеристик обычного центробежного насоса путем выполнения его по двухвальной схеме.

В ЗАО «НПО Гидромаш» В.Ф. Солодченков также предложил и экспериментально (на воде) успешно исследовал насосную ступень с двухвальным ротором, которая показала хорошие результаты по кавитации, напору, КПД и которая нашла успешное применение на практике.

Выводы по главе I

В главе приведен материал, посвященный двум вопросам совершенствования лопаточных агрегатов, к которым в настоящее время предъявляются весьма высокие требования по экономичности, кавитационным свойствам и длительности работы без разрушения материальной части:

- перспективности и целесообразности применения суперкавитирующих решеток в эффективных насосах новых схем;

- основным особенностям зарубежных осевых (шнековых) насосов, имеющих высокие экономичность и всасывающую способность.

Показано, что перспективной является схема двухрядного (или многорядного) осевого (оседиагонального) насоса, который может иметь длительный ресурс без разрушения проточной части из-за кавитационной эрозии.

Обращается внимание на то, что специальным профилированием проточной части возможно создание высокоэффективных лопаточных агрегатов.

Материал главы можно использовать при разработке новых высокооборотных насосных агрегатов, к которым предъявляются высокие требования по КПД, кавитационным свойствам, надежности и длительности ресурса.

Литература к главе I

1. Pearsall I.S. The Supercavitating Pump. -Proceedings of the IME, 1973, vol. 187, №54.

2. Pearsall I.S. Supercavitating Pumps for Cryogenic Liquids. - Cryogenics, 1972, vol. 12, №6.

3. Pearsall I.S., Scobie G. Supercavitating Process Pumps for the Chemical and Petroleum Industries.-Process Pump. Conf., Instn. of Mech. Engrs., Durham, 1971.

4. Оба P. Теория суперкавитационного течения около гидродинамического профиля произвольной формы. - Труды амер. об-ва инж.-механиков. Сер. А., №2, 1964.

5. Уэйд, Акоста. Исследование кавитирующих решеток профилей. -Теоретические основы инженерных расчетов. Сер. Д., т. 89, № 4, 1967.

6. Fumya О. Exact Supercavitating Cascade Theory, -Trans. ASME, Ser. D., 1976, №4.

7. Jim В., Higgins L.A Honlinear Design Theory of Supercavitating Cascades. - Trans. ASME, Ser. D., 1976, № 4.

8. Hsu C.C. On Flow Past a Supercavitating Cascade of Cambered Blades. -Paper of the ASME, 1971, № 71-PE-6.

9. Wu J.T. Journal of Mathematics and Physics, 1956, vol. 35, № 3.

10. Поздюнин В. JI. Основы теории устройства и действия суперкавити-рующих винтов. - Изв. АН СССР, ОТН, 1945, № Ю-11.

11. Contractor D.N., Etter R. J. An Investigation of Tandem Row High Head Pump Inducers. Hydronautics. Inc. - NASA-CR-113890,1969.

12. Healey G.T. Possibilities for Future Versions of Black Arrow-1.-Spaceflight, 1968, vol. 10, № Ц.

13. Miyashiro H., Okamura Т., Takada K. A Study of Supercavitating Pump. -Bull. JSME, 1974, vol. 17. № 110.

14. Исследование кавитационных явлений в лопастных насосах. Отчет по НИР МВТУ им. Н. Э. Баумана по теме № K-69I, 1976.

15. Руднев С.С., Матвеев И.В. К расчету предвключенного осевого колеса центробежного насоса. - Сб. НТИ по гидромашиностроению, вып. 5, ВИГМ, 1959, с.3-14.

16. Liquid Rocket Engine Turbopump Inducers. -NASA-SP-8052, 1971.

17. Journal of the JSME, 1975, vol. 78, № 682, pp. 839-844.

18. Takamatsu Y., Furukawa A., Ishizaka K. Quantitative Considerations in Reduction of Required NPSH of Centrifugal Pump by Helical Inducer.- Нихон кикай гаккай ромбунсю, 1976, vol. 12, № 4.

19. Низкооборотные преднасосы для ракетных двигателей на криогенных топливах. - Пер. № 047-75, ГОНТИ-3, 1976.

20. Каминага К., Судзуки А. Преднасосы ТНА жидкостных ракетных двигателей. - Рютай когаку, 1974, т. 10, № 3.

21. King J.A. Low-Speed Inducers for a Rocket Engine Feed System, NASA Lewis Research Center, NAS3-10280.

22. King J.A. Two-Phase Hydrogen Pump Inducers. - NAS8-25069, 1971.

23. Ruggeri R.S., Moore R.D. Method for Prediction of Pump Cavitation Performance for Various Liquids, Temperatures and Rotative Speeds. - NASA-TND-5292,1969.

24. Technical Report of National Aerospace Laboratory. - TR-345, 1973.

25. Stinson H.P. Saturated LH2 Turbopump Operation. - Marshall Space Flight Center, № 71-29579, Apr. 1971.

26. Stinson H.P, Strickland J. Experimental Investigation of Liquid Hydrogen Pump J-2 Performance with Zero NPSH. - NASA-TND-6824, 1972.

27. Cooper P. Analysis of Single- and Two-Phase Flows in Turbopump Inducers. Trans. ASME, Ser. A, 1967, vol. 89, № 4.

28. Silvern D.H. Pump Inducer, US Patent Office, Piled Aug. 21, 1964, Ser. №391118 (cl, 108-88).

29. Berton M.J., Coons L.L., Davis R.E. Study of Inducer Load and Stress. -NASA CR-72314, PWA PR-3015, Apr. 1969.

30. Study or Inducer Load and Stress. - PWA PR-7304, 1970, West Palm Beach, Fla.

31. Davis R., Coons L.L., Scheer D.D. Internal Streamline Plow Analysis for Turbopump Inducers under Cavitating and Noncavitating Conditions. - J. of Spacecraft and Rockets, 1972, vol. 9, № 2.

32. Cooper P., Bosch. Three-Dimensional Analysis of Inducer Fluid Flow. -NASA-CR-54836, 1966.

33. Crouse J.E., Sandercock D.M. Blade-Element Performance of Two-Stage With Tandem-Row Inlet Stage. - NASA TND-3962.

34. Furst R. B. Space Shuttle Main Engine Turbopump Design. -SAE Preprints, № 730926, 1973.

35. Furst R.B. Space Shuttle Main Engine Turbopump Design and Develop-ment.-AIAA Paper №75-1301,1975.

36. Ohashi, Yoshikawa, Matsumura, Katsumata. Research on Centrifugal Pump with Low Speed Inducer. - Нихон кикай гаккай ромбунсю, 1978, vol. 44, № 378.

37. Barham H.L. Application of Waterjet Propulsion to High-Performance Boats.-Hovering Craft and Hydrofoil, 1976, vol. 15, № 9.

38. Пат. 4149825(США). - Кл. 415/11; (F04 D 15/00).

39. Исследование кавитационных явлений в лопастных насосах. НТО.-Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Р.Э. Баумана,- 1976.

40. Разработка высокоэффективных лопаточных машин длительного ресурса. НТО,- Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Р.Э. Баумана,- 1980.

41. Разработка новых лопаточных машин с высокими параметрами и длительным ресурсом. НТО,- Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана,-1982.

42. Мелащенко В.И., Зуев А.В. Повышение ресурса работы шнекоцен-тробежной ступени насоса.- Вестник машиностроения, 1977, N10.

43. Разработка новых лопаточных машин, обладающих высокими параметрами и длительным ресурсом. НТО,- Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана.-1981.

44. Седов Л.И. Методы подобия и размерности в механике,- М.,1967.

45. Разработка модельных ступеней лопаточных агрегатов с повышенными энергокавитационными характеристиками. НТО, Центр Келдыша, ЗАО «НПО Гидромаш».- 1980.

46. Kunikiyo I., Matsunaga S., Tsukamoto H., Nakayama H., Uno M. A Study of the Flow Pattern and the Performance of a High-Head Axial-Flow Pump by Instantaneous Pressure and Velocity Measurement.-Нихон кикай гаккай ромбунсю, 1984. т. 60, N460.

Заключение диссертации по теме «Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов», Чумаченко, Борис Николаевич

Выводы по главе II

1. Обобщен фактический материал по характеристикам, параметрам и особенностям зарубежных шнековых и оседиагональных насосов.

2. Приведен метод расчета термодинамической поправки на кавитацию насосов, работающих на жидкостях, отличных от воды (в том числе криогенных).

3. Показаны перспективы и преимущества безнаддувной схемы системы подачи.

4. Приведены методы выбора параметров и расчета энергокавитационных свойств низконапорных и высоконапорных колес оседиагональных насосов.

Список литературы диссертационного исследования доктор технических наук Чумаченко, Борис Николаевич, 2002 год

1. Руднев С.С., Матвеев И.В. «Некоторые соображения по повышению оборотности лопастных насосов». Труды ВИГМ, вып. ХХХП, 1963т.

2. Чебаевский В.Ф., Петров В.И. «Кавитационные характеристики шнекоцен-тробежных насосов». ОНТИ-88, 1964т.

3. Новиков В.Г., Чумаченко Б.Н.«Перспективы улучшения характеристик высокооборотных лопаточных машин» (обзор).- ГОНТИ-8, 1977г.

4. Низкооборотные преднасосы для ракетных двигателей на криогенных топ-ливах. Перевод № 047-75СГ. ГОНТИ-3, 1976г.

5. Каминага К., Судзуки А.«Преднасосы ТНА жидкостных ракетных двигателей» «Рютай когаку», 1974 г.6. «Liquid Rocked Engine Turbopump Inducers», NASA-SP-8052, 1971.7. «Liquid Rocked Engine Centrifugal flow Turbopumps», NASA SP -8109, 1973.

6. Berton M.J., Coons L.L., Davis R.E. «Study of Inducer Load Stress», NASA CR-72314, PWA FR-3015,1969.

7. Masao Oshima . «А Study on the Improvement of performance of the Axial Flow Pump», Bull. JSME, Vol.7 №28, 1964.

8. Hamric F.T. «Some Aerodynamic Investigations in Centrifugal Impellers», Trans. ASME, Vol.78,1956.

9. Hoshide R.K., Nielson C.E., «Study of Blade Clearance Effects on Centrifugal Pumps», NASA CR-120815, R-8806, 1972.

10. Vaage R.D., Fiddler R.E., Zehule R.A. «Investigations of Characteristics of Feed System Instabilities». Final Report, MCR-72-107,May, 1972.

11. Furst R.B. «Space Shuttle Main Engine Turbopump Design», SAE Preprints, 1973, №730926.

12. Furst R.B. «Space Shuttle Main Engine Turbopump Design and Development.» AIAA Paper, №75-1301, Oct. 1975.

13. King J.A. «Two-Phase Hydrogen Pump Inducers», NAS8-25069, Rocketdyne Div. Of North American Rockwell Corp., 1971.

14. King J. A. «Low Speed Inducers for a Rocket Engine Feed System », NASA Lewis Research Center, NAS3-10280.

15. Davis R.E., Coons L.L., Scheer D.D. «Internal Streamline Flow Analysis for Turbopump Inducers under Cavitating and Noncavitating Conditions», Journal of Spacecraft and Rockets, 1972, 9, №2.

16. Thermodynamic Improvements in Liquid Hydrogen Turbopumps, Second Interim Report, Sept., 1968, Contr. №NAS8-02324.19. «Study of Inducer Load and Stress», PWA FR-7304, 1970, Pratt & Whitney Aircraft, West Palm Beach, Fla.

17. David H. Silvern, Pump Inducer, US Patent Office, Filed Ang.21, 1964, Ser. №391118, (cl.108-88).

18. Stinson H.P. «Saturated LH2 Turbopump Operation», Marshall Space Flight Center, №71-29579, Apr. 1971.

19. Wislicenus G.F. «Critical Consideratious on Cavitation Limits of Centrifugal and Axial-Flow Pumps», Trans. ASME, Vol.78, Nov. 1956.

20. Cooper P. «Analysis of Single and Two-Phase Flows in Turbopump Inducers», Trans. ASME, Ser.A, V.89, №4, 1967.

21. Cooper P., Bosch, «Three-Dimensional Analysis of Inducer Fluid Flow», NASA CR-54836, 1966.

22. Lindley B.K., Martinson S.R. «An Evaluation of a Hubless Inducer and a Full Flow Hydraulic Turbine Driven Inducer Boost Pump», NASA CR-72995, Aerojet Liquid Rocket Co., 1971.

23. Technical Report of National Aerospace Laboratory, TR-345, 1973.

24. Kovats A . «Design and Performance of Centrifugal and Axial Flow Pumps and Compressors», Pergamon Press, 1964.

25. Ruggeri R.S., Moore R.D. «Method for Prediction of Pump Cavitation Performance for Various Liquids , Temperatures and Rotative Speeds», NASA TND-5292,1969.

26. H. Lee Barham. «Application of Wateijet Propulsion to High-Performance Boats», Hovering Craft and Hydrofoil, Vol. 15, №9, 1976.

27. Стинсон Х.П., Стрикленд Дж. «Экспериментальное исследование характеристик водородного насоса J-2 при нулевом избыточном давлении в баке», NASA TND-6824, 1972.

28. Краузе Дж. Е., Сандер кок Д.М. «Исследование характеристик многоступенчатого осевого насоса с двухрядной решеткой на входе в насос». NASA TND-3962.

29. Глава III. К вопросу улучшения характеристик лопаточных машин1. Раздел А1. Введение

30. С течением времени проектирование насосных агрегатов совершенствуется. Однако следует отметить, что темп этого совершенствования сейчас неудовлетворителен, развитие методов создания высокооборотных насосов отстает от практических запросов.

31. Представляют интерес исследования зарубежных специалистов по новым высокоэффективным схемам насосных ступеней, к которым относятся схемы диагональных и осерадиальных рабочих колес, состоящих из двух или более рядов решеток профилей.

32. По всем этим вопросам в данном обзоре приводятся соответствующие материалы и дается обширный список литературы, которую целесообразно использовать при разработке новых методов создания высокоэффективных лопаточных машин.

33. Проблемы повышения эффективности ступеней лопаточных машин с радиальными рабочими колесами

34. Физическая картина протекания рабочего процессав колесе лопаточной машины

35. А 1 & Е? 6)' 1 1 § а 1 (у. ! У I Г ар 1 1 к * ^ А-А

36. Рис. 1. Меридиональное сечение компрессора 1.

37. Рис. 2. Характеристики компрессора 1.

38. Величины КПД компрессора, соответствующие точкам М1, М2, МЗ, равны соответственно 86,8; 88,0 и 86,5%.

39. Рис. 3. Осциллограммы о записью статического давления.

40. Рис. 4. Распределение статического давления в межлопаточном канале.

41. Распределение полного давления на выходе из одного межлопаточного канала колеса для режима М1 и относительного радиуса Я =1,017 приведено на рис. 5, где по оси ординат отложены отношения полных давлений потока к полному давлению на входе в компрессор.

42. Рис. 5. Распределение полного давления на выходе из межлопаточного канала.

43. Рис. 6. Распределение углов потока на выходе из рабочего колеса. Интересно отметить распределение радиальных скоростей потока на выходет