Васильев В.Ф. Водометные движители: Учебное пособие

Подождите немного. Документ загружается.

необходимого зазора только в радиальном направлении между

рабочим колесом и обечайкой камеры. Лопастная система такого

насоса может быть одно-, двух- и даже трехрядной.

Гидродинамическая схема такого рабочего колеса улучшает

кавитационные характеристики, повышает напор до требуемых

величин в одной ступени, упрощает задачу обеспечения прочности

наиболее нагруженной части лопастной системы и снижает осевые

нагрузки на гребном валу. Так, увеличение диаметра ступицы

рабочего колеса вдоль оси по потоку, с одной стороны, уменьшает

плечо действующей силы на лопасть, позволяя тем самым

обеспечить необходимые запасы прочности, а с другой стороны,

уменьшает коэффициент реакции, снижая усилие на гребном валу.

Относительно большие диаметры ступицы на выходе обеспечивают

ускорение потока до заданных величин в пределах лопастной

системы, одновременно снижая диффузорность межлопаточного

канала и положительно влияя на величину насосного коэффициента

полезного действия.

При выполнении чертежей рабочих колес и спрямляющих

аппаратов насосных устройств ВД обычно используются те же

правила, что и для гребных винтов. При расчетах прочности

лопастей также могут быть использованы методики расчета

прочности лопастей гребных винтов.

Осевое усилие на валу рабочего колеса с переменным

диаметром ступицы необходимое при выборе упорного подшипника

может быть определено на основании следующего выражения [7]:

P = πR

γΗ − πρ(gΗ/ω)

ln(R/r

ст

) – (πρ/2)(gΗ/ω)

-(ρ/2)F

- V

)

, (44)

где R, r

ст

– радиусы соответственно рабочего колеса и ступицы

рабочего колеса;

ω − угловая скорость;

– скорости соответственно за рабочим колесом и перед

рабочим колесом без учета затенения ступицей;

- площадь диска рабочего колеса;

H – напор рабочего колеса.

В выражении (44) первое слагаемое характеризует упор такого

рабочего колеса, у которого напор создается только путем

повышения статического давления, что имеет место, например, в

условиях гребного винта в трубе с цилиндрической ступицей.

Второй и третий члены определяют величину снижения упора из-за

наличия кинетической части напора от тангенциальных скоростей за

рабочим колесом. Эта часть напора реализуется в спрямляющем

аппарате. Четвертый член определяет снижение упора вследствие

приращения осевой скорости в пределах рабочего колеса в случае

ступицы переменного сечения.

4.3. Сопловые устройства водометных движителей

Конструкция сопла при своей видимой простоте должна быть

тщательно отработана, учитывая, что именно в сопловом

устройстве реализуются максимальные скорости в движителе.

Существуют два основных способа формирования сопла:

внешним или внутренним поджатием потока. На рис. 20 приведены

схемы сопловых устройств.

а б

Рис. 20. Схема сопла водометного движителя:

а – поджатие наружной стенкой; б – поджатие внутренним телом

Существует также промежуточный вариант оформления сопла,

так называемые сопла с кольцевым выбросом струи, когда струя

формируется как внешней стенкой сопла, так и стенкой обтекателя

за спрямляющим аппаратом насосного устройства. Сопла с

внешним поджатием или кольцевым выбросом струи применяют, как

правило, при очень больших относительных диаметрах ступицы

рабочего колеса, когда использование конструкции с внешним

поджатием приводит к тому, что сопло получается неоправданно

громоздким из-за большей осевой протяженности. Струя,

истекающая из кольцевого или щелевого отверстия в кольцевом

сопле или сопле с внутренним поджатием, будет иметь форму

полого цилиндра. Для того чтобы на торце внутреннего тела сопла

не возникало разряжения, необходимо соединить эту полость с

внешней средой. В противном случае разряжение на торце может

привести к некоторому снижению тяги и деформации истекающей

струи.

Поджатие сопла необходимо выполнять плавным, не допуская

пережатия площади сопла по его длине по отношению к выходному

сечению. В противном случае в сопле с поджатием наружной

стенкой, например, возможно появление отрывов потока от

внутреннего тела. Последствием этого является работа

водометного движителя на нерасчетном режиме. Можно

рекомендовать следующий способ контроля плавности изменения

площади сечений в сопловом устройстве. На диаметральном

разрезе сопла вдоль линии тока через равные промежутки

вписываются окружности (рис.21). Соединяя точки касания

окружностей на наружной стенке сопла и внутреннем теле,

например точки A и B, получают конические поверхности,

нормальные к линиям тока в сопловом устройстве. Выполнив расчет

площадей этих поверхностей и построив график изменения их

вдоль сопла, получаем наглядную картину изменения площадей

проточной части сопла.

Рис.21. Геометрические построения для проверки плавности

изменения площади проходного сечения сопла

Можно воспользоваться обратным путем, задав график

изменения площадей, выполнить построение геометрии сопла. При

проектировании водометного движителя такую проверку

распределения площадей сечений желательно провести не только

для сопла, но и для водовода по всей его длине (рис.22).

0,5

1,5

2,5

00,511,522,533,5

Рис. 22. Распределение площадей сечений водовода по его длине

При проектировании сопла надо иметь в виду, что

конструктивная, геометрическая по чертежу площадь сопла F

не

всегда совпадает с площадью расчетного сечения струи на

бесконечности F

= F

с i

/ F

<1,0 , (45)

В [7] приведено сопоставление результатов непосредственного

измерения тяги в лабораторных условиях с рассчитанным по

параметру струи на срезе сопла для сопла идеальной формы, у

которого конфигурация профиля на срезе удовлетворяла условию

dy/dx=d

y/dx

=0, а закрутка струи практически отсутствовала. При

сравнении было получено α

= 1,0. В других работах [1] на

основании также экспериментальных данных рекомендуется при

проектировании ВД принимать соотношение α

= 0,935. На практике

идеальные условия выдержать трудно, по-видимому, α

зависит от

ряда факторов: геометрии, коэффициента поджатия сопла, наличия

остаточной закрутки потока за спрямляющим аппаратом,

неравномерности поля скоростей на срезе сопла, шероховатости

поверхности сопла и т.д. Поэтому при разработке опытного образца

ВД желательно предусматривать возможность некоторой

корректировки площади выходного сечения сопла.

Конструктивно сопла могут выполняться неподвижными

относительно корпуса ВД, поворотными и с регулируемой

площадью выходного сечения.

Поворотные сопла находят все большее применение и позволяют

одновременно совместить в сопловом устройстве функции рулевого

устройства, а в случае навешивания на сопло реверсивной

заслонки, также и функции реверсивно-рулевого устройства (рис.6).

Необходимость в использовании регулируемого сопла возникает

в случае, когда требуется обеспечить работу ВД в двух или более

режимах по нагрузке. Такая необходимость возникает, например,

когда буксировочная кривая имеет так называемый горб

сопротивления, или плавсредство используется в качестве буксира,

или к приводному двигателю при работе ВД требуется подключить

дополнительную нагрузку в виде генератора, насоса гидросистемы,

пожарного или водоотливного насоса. Существует большое

количество разнообразных схем регулирования поджатия сопла:

перемещением вдоль оси сопла центрального тела, при этом

изменяется площадь сечения между центральным телом и внешней

стенкой сопла;

выполнением наружной стенки сопла в виде отклоняемых

створок;

установкой дополнительных каналов на стенках сопла,

перекрываемых различного рода заслонками;

подачей на срез сопла в истекающую струю ВД под углом

управляющего потока воды или воздуха под давлением.

4.4. Реверсивно-рулевые устройства водометных движителей

Существует громадное количество конструктивных схем РРУ. На

рис.1, 3, 4, 6, 23-25 приведены некоторые часто встречающиеся

варианты конструкций. В каждом конкретном случае конструкция

РРУ определяется теми задачами, которые формулирует

разработчик судна или плавающей машины. При этом в конструкции

РРУ могут усиливаться или ослабляться вплоть до исключения

функции рулевого или реверсивного устройства. Например, в ряде

машин, на которых установлено по два водомета побортно, вообще

отсутствует рулевой элемент. Подруливание в этом случае может

осуществляться изменением частоты вращения гребных валов или

перекрытием заслонок заднего хода соответствующего борта. Такое

Рис. 23. Реверсивно-рулевое устройство с каналом заднего хода:

1 – канал заднего хода; 2 – камера РРУ; 3 – поворотные рули; 4 – сопло ВД

Рис. 24. Реверсивно-рулевое устройство с поворотным соплом заднего хода:

1 – поворотное сопло заднего хода; 2 – камера РРУ; 3 – поворотные рули; 4 – сопло ВД

Рис. 25. Реверсивно-рулевое устройство с рулем и двумя поворотными

заслонками: 1 – каналы заднего хода; 2 – камера РРУ; 3 – поворотный руль;

4 – сопло; 5 – поворотная заслонка

решение обеспечивает упрощение и удешевление конструкции,

однако, в этом варианте при осуществлении поворотов резко

снижается тяга переднего хода. Возможны варианты, когда

отсутствуют реверсивные элементы. Например, в водометных

движителях с осевыми насосами с малым поджатием сопла и

подводным выбросом струи возможно осуществление реверса тяги

изменением направления вращения гребного вала. Этот способ

используется иногда и для промывки водозаборника в случае его

засорения. Наконец, когда требуется особо высокая управляемость,

возможны варианты, в которых реверсирование и управление

осуществляются разворотом или сопла, или всего корпуса

движителя на произвольный угол (рис. 7 и 8).

При проектировании РРУ наряду с необходимостью получить

максимальные рулевой эффект и тягу заднего хода следует особое

внимание уделять следующим обстоятельствам:

конструкция РРУ по возможности не должна ухудшать тягу

переднего хода. Например, в варианте РРУ на рис. 23 и 24 в случае

уменьшенной камеры А<D

, когда рули устанавливаются в струе за

соплом, потери тяги переднего хода составляют около 5%.

При выборе конструктивных элементов РРУ, в первую очередь

размеров каналов заднего хода, необходимо учитывать их влияние

на загрузку приводного двигателя и возможность появления

кавитационных явлений на режимах реверса. Для этого необходимо

выполнять гидродинамический расчет движителя на заднем ходу по

той же методике, что и для переднего хода. При этом

дополнительно вводятся коэффициенты гидродинамических потерь

в РРУ, а в качестве расчетного сечения сопла принимаются

выходные сечения каналов заднего хода.

Отдельной задачей при расчете РРУ является оценка внешних

нагрузок, действующих на элементы конструкции, прежде всего

усилия и моменты на подвижных элементах: рулях и заслонках. Для

этого используются определенные по результатам модельных

испытаний коэффициенты боковой силы и крутящего момента.

бок

= C

(ρV

/2)D

, М

крут

= С

(ρV

/2)D

, (46)

где C

– коэффициент боковой силы;

– коэффициент крутящего момента;

– скорость на срезе сопла;

– диаметр сопла.

При этом коэффициенты C

и С

являются функциями угла

поворота соответствующих элементов РРУ.

5. СХЕМА ВЫБОРА ПАРАМЕТРОВ ВОДОМЕТНОГО ДВИЖИТЕЛЯ

НА КОНКРЕТНОМ ПРИМЕРЕ

Рассмотрим один из возможных подходов к выбору параметров

водометного движителя при располагаемой мощности N=200 кВт и

расчетной скорости хода V

= 5 км/ч =1,39 м/c.

Зададимся условием, что всегда можно подобрать осевой насос

с насосным к.п.д. не менее величины η

=0,85, а величина диаметра

рабочего колеса по условиям расположения на плавсредстве

ограничена величиной Ds<0,5м. Коэффициент гидравлических

потерь принимаем по графику рис.10 (вар.2). Зададимся также

величиной частоты вращения гребного вала и коэффициентами

взаимодействия. Последние лучше принять по наиболее близкому

прототипу.

Варьируя величиной напора, выясним, как изменяются

параметры ВД при заданных исходных данных. Результаты расчета

представлены в табл.3. При заданных исходных данных

максимальное значение тяги, как следует из таблицы, может быть

получено при задании величины напора близкой к H = 10 м.

Однако, как показывает практика, не всегда можно подобрать

лопастную систему насоса, обеспечивающую максимум величины

тяги.

Рассмотрим возможность применения лопастной системы насоса

ОП3, характеристики которой приведены на рис.13. Наложив на

характеристику насоса зависимость K

= K

) по данным таблицы,

получаем, что точка с параметрами K

=0,41, K

= 0,18 и η

=0,87

удовлетворяет условию η

>0,85.

Остается выполнить проверку на кавитацию. В выбранной точке

Δh1

=0,097.

Определяем кавитационный запас насоса для выбранного

режима

Δh

= K

Δh1

; Δh

= 0,097320,0

30,49

= 9,32 м.

Таблица 3

Пример расчета параметров водометного движителя

N, кВт - задаем

200,0

n, 1/c - задаем

20,0

, м

0,49

- задаем

0,85

- задаем

0,98

t - задаем

0,20

W - задаем

0,10

-задаем

0,02

ρ, кг/м

1000

, м/c - задаем

1,39

H, м - задаем

8,50 10,00 12,50 15,00 17,50 20,00 22,50

Q = 10

Nη

/ρgH, м

1,998 1,698 1,359 1,132 0,970 0,849 0,755

=4Q/πD

, м/c

10,60 9,01 7,20 6,00 5,15 4,50 4,00

(1-W), м/c

1,25 1,25 1,25 1,25 1,25 1,25 1,25

0,118 0,139 0,174 0,208 0,243 0,278 0,313

=ζ

), с графика, рис. 5

0,43 0,42 0,41 0,40 0,39 0,38 0,37

=[(2gH - ζ

)/(1+ς

)]

1/2

м/c

10,85 12,67 14,87 16,61 18,11 19,46 20,70

=10

-3

ρQ(V

-V

)(1-t), kN

15,34 15,51 14,80 13,91 13,09 12,37 11,74

η=P

0,107 0,108 0,103 0,097 0,091 0,086 0,082

β=V

0,98 0,71 0,48 0,36 0,28 0,23 0,19

=H/n

0,09 0,10 0,13 0,16 0,18 0,21 0,23

=Q/nD

0,85 0,72 0,58 0,48 0,41 0,36 0,32

Определяем располагаемый кавитационный запас

Δh

1расп.

= (p

- p

)/ρg + (V

- ζ

)/2g;

Δh

1расп.

=10 +(1,25

- 0,3935,15

)/(239,81)=9,55 м;

Δh

1расп.

>Δh

- кавитация отсутствует, хотя на практике желательно

иметь запас 10…20%.

Попытка применения лопастной системы ОД2 (рис. 14) для

режима с более высокими параметрами по тяге при Н=8,5 м, хотя и

позволяет подобрать точку K

=0,41, K

= 0,18, но дает совершенно

неудовлетворительные результаты по кавитации.

Следующим шагом расчета, как правило, является

сопоставление полученной величины тяги с величиной

буксировочного сопротивления плавсредства R на заданной

скорости. В случае, если P

>R, выполняют расчет максимально

достижимой скорости при принятых характеристиках водометного

движителя. В случае, если P

<R, и попытки увеличить тягу за счет

подбора насоса с улучшенными характеристиками, вариации

частотой вращения или применения водозаборника с уменьшенным

гидравлическим сопротивлением результатов не дают, принимают

кардинальные решения, связанные с поисками возможностей

увеличения диаметра рабочего колеса или располагаемой

мощности привода.

Конечным результатом расчета является построение паспортной

диаграммы движителя. Для этого выполняется расчет тяговых и

мощностных характеристик движителя для ряда фиксированных

значений частоты вращения в заданном диапазоне скоростей хода.

На эту же диаграмму наносится кривая буксировочного

сопротивления.

В табл.4 приведен один из возможных вариантов алгоритма

подобного расчета. При этом K

Q1Р

, K

Q2Р

, K

QiP

определяются таким

образом, чтобы полученный в результате расчетов коэффициент

поджатия сопла β был равен расчетному значению

для данного

ВД (рис.26). По результатам расчета строится паспортная

диаграмма, приведенная на рис.27. Иногда на диаграмме

дополнительно для удобства наносятся ограничительные

характеристики двигателя и зоны бескавитационной работы

движителя. На основании этого расчета также может быть

построена ходовая характеристика машины [16].