Студопедия  
Главная страница | Контакты | Случайная страница

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Насосы делятся на два класса - динамические и объемные насосы.

Читайте также:
  1. I. Организация класса
  2. I. Организация класса.
  3. II. Нормативно-правовые акты делятся на: законы и подзаконные акты.
  4. IV. Анализ развития коллектива класса.
  5. VII. Анализ развития учащихся класса.
  6. а (дополнительная). Термодинамические подходы к сущности жизни. Второе начало термодинамики, энтропия и диссипативные структуры.
  7. Анализ организации педагогического взаимодействия взрослых, работающих с учащимися класса.
  8. Анализ педагогического взаимодействия с семьями учащихся класса, с родительским активом.
  9. Анализ развития учащихся класса.
  10. Анализ участия учащихся класса в жизнедеятельности школы.

18. Определить минимальное количество ключей, необходимое для обеспечения безопасной связи при симметричной системе шифрования и связи «каждый с каждым»

19. Определить минимальное количество ключей, необходимое для обеспечения безопасной связи при ассимметричной системе шифрования и связи «каждый с каждым»

20. Определить порядок преобразования входных данных при проведении операции хэширования в соответствии с ГОСТ Р 34.11-94 для сообщения заданной длины.

Пример задания:

1. Каким образом преобразуются входные данные длиной 400 бит при проведении операции хэширования в соответствии со стандартом хэширования ГОСТ Р 34.11-94.

2. То же для 180 бит.

 

2. для 180 бит будет следующая ситуация
начальный массив последовательность байт:
{01 23 45 67 89 AB CD EF 01 23 45 67 89 AB CD EF 01 23 45 67 89 AB CD EF 01 23 45 67 89 AB CD EF 01 23 45 67 89 AB CD EF 67 89 AB CD EF}
M=EFCDAB8967EF...2301
для хеширования массив будет выглядеть так
M=0x00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 EF CD AB 89 67 EF CD AB 89... и так до конца справа налево

ЛЕКЦИЯ

«ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ГИДРОГАЗОМЕХАНИЧЕСКИХ СТСТЕМ ЛА»

ВРЕМЯ – 4 часа

ЦЕЛЬ ЗАНЯТИЯ: Изучить методику и порядок определения основных характеристик центробежного насоса. Познакомиться с элементами теории подобия, применяемыми для построения и анализа характеристик центробежных насосов.

УЧЕБНЫЕ ВОПРОСЫ:

ВВОДНАЯ ЧАСТЬ – 5 мин.

1. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ ГИДРОГАЗОМЕХАНИЧЕСКИХ СИСТЕМ. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ - 100 мин.

2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ИДЕАЛЬНОГО И РЕАЛЬНОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА – 100 мин.

3. ПОСТРОЕНИЕ И АНАЛИЗ ХАРАКТЕРИСТИК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ТЕОРИИ ПОДОБИЯ – 30 мин.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ, ЗАДАНИЕ НА САМОСТОЯТЕЛЬНУЮ РАБОТУ – 5 мин.

 

УЧЕБНЫЕ ВОПРОСЫ

 

1. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ ГИДРОГАЗОМЕХАНИЧЕСКИХ СИСТЕМ. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ

Масса гидравлического оборудования (ГО) составляет 1—1,5% взлётной массы для тяжёлых, 2—3% для лёгких манёвренных самолётов и 1—2% для вертолётов. Установочная мощность ГО различных ЛА составляет от 0,75 кВт до 2 МВт; давление от 7 до 28 МПа; объём рабочей жидкости от 6 до 850 л; длина трубопроводов от 40 до 5000 м; рабочий диапазон температур от —60 до +180о С. До 40-х гг. в основном применялись простейшие гидропередачи с ручным приводом. С середины 30-х гг. до середины 50-х гг. в военной авиации и ракетной технике использовалось ГО с комплексными автономными электрогидравлическими приводами, питаемыми бортовой электросетью. С 50-х гг. широкое распространение получило ГО с приводом от маршевого двигателя, включающее насосы постоянной подачи с автоматом разгрузки или насосы переменной подачи. ГО с приводом от электродвигателей применяется на летательных аппаратах с невысокой мощностью насосов. С 80-х гг. внедрены насосы переменной подачи с электромагнитным клапаном разгрузки.

Насосом называется гидравлическая машина, преобразующая механическую энергию привода в энергию движения рабочей жидкости (1). Насос является одним из самых главных элементов ГГМС и от надежности его работы зависит надежность работы всей системы. Насос должен постоянно обеспечивать нужное давление (Таблица 1.) и производительность. При этом насос должен иметь малые массу и габариты, а подача рабочей жидкости должна происходить плавно, без пульсаций давления. При длительной работе насос не должен перегреваться. При изменении температуры наружного воздуха и вязкости рабочей жидкости насос должен сохранять свои характеристики. Основными характеристиками насоса являются:

- производительность насоса Q, определяемая объемом жидкости, нагнетаемым в единицу времени, м3/с (л/мин.);

- давление за насосом Рн, Па (ат, кг/см2, н/м2);

- напор, создаваемый насосом Ннас = Рн, м;

- минимальное давление всасывания Рвс min ., Па (ат, кг/см2, н/м2);

- число оборотов ротора n, об/мин;

- полезная мощность насоса Nн = Q·Рн = Q·Ннас ·γ, кВт;

- потребляемая мощность насоса Nо, кВт;

- к.п.д. насоса η = Nн/ Nо, %;

- коэффициент запаса мощности привода R = Nо / Nн = 1,15 = 1,3.

Насосы делятся на два класса - динамические и объемные насосы.

Среди динамических насосов наибольшее применение в авиации получили лопастные насосы – центробежные и осевые. Эти насосы имеют большую производительность при сравнительно небольшом давлении за насосом. Поэтому эти насосы в основном применяются для перекачки рабочих жидкостей, например в топливных системах.

Среди объемных насосов наибольше распространение получили шестеренчатые, винтовые, поршневые, плунжерные, и пластинчатые. Эти насосы создают большое давление при небольшой производительности. Поэтому эти насосы применяются в качестве источников давления в гидравлических и масляных системах.

Не смотря на разнообразие возможных конструкций, центробежные насосы содержат 4 основных элемента (Рис.2):

Принцип работы такого насоса заключается в следующем. Жидкость подводится по трубопроводу к входному патрубку и через него засасывается в насос. Входной патрубок организует вход жидкости в рабочее колесо с расчетными углами атаки. Рабочее колесо приводит жидкость во вращение и передает ей часть энергии привода. Вращающаяся жидкость под действием центробежных сил отбрасывается к периферии рабочих колес в спиральный кожух. А ее место занимает новая жидкость, засасываемая из входного патрубка. В спиральном кожухе кинетическая энергия движения жидкости преобразуется в энергию давления. Жидкость под давлением поступает в выходной патрубок и далее по трубопроводам подается к потребителям.

 

Рис. 2. Схема центробежного насоса. 1 – входной (всасывающий) патрубок; 2 – рабочее колесо; 3 - рабочий диск с лопатками; 4 – покрывающий диск рабочего колеса; 5 – спиральный кожух; 6 - выходной патрубок.

При рассмотрении течения жидкости по проточной части центробежного насоса делают ряд предположений, упрощающих сложную картину действительного нестационарного отрывного течения вязкой жидкости (2).

1. Течение жидкости стационарное.

2. Жидкость невязкая.

3. Насос имеет бесконечное число бесконечно тонких лопаток, поэтому форма всех струек соответствует форме рабочих лопаток, а скорости частиц жидкости зависят только от радиуса и не меняются на окружности данного радиуса (гипотеза цилиндрических сечений).

4. Кпд насоса равно η = 1, т.е. в насосе отсутствуют все виды потерь.

С учетом допущений рассматриваемый насос становится идеальным центробежным насосом, работающим с идеальной жидкостью.

Абсолютная скорость С движения жидкости в межлопаточных каналах вращающегося рабочего колеса является результатом сложения скорости вращения колеса u и скорости относительного движения жидкости по межлопаточным каналам W. Вектор скорости u (окружная скорость) направлен по касательной к окружности. Вектор относительной скорости W направлен по касательной к профилю лопатки. Угол между векторами

С и u обозначается буквой α. Угол междувекторами W и u обозначается буквой β, в1 и в2 - ширина межлопаточного канала на входе в рабочее колесо и на его выходе (периферии), D1 и D2 диаметры проточной части на входе в рабочее колесо и на его выходе (Рис. 3).

 

Рис. 3. Схема течения жидкости через рабочее колесо

Для вывода уравнения насоса рассматриваются уравнения мощности и уравнение моментов.

Уравнение мощности. Мощность Nо, подведенная к валу рабочего колеса, равна энергии, приобретенной за единицу времени жидкостью, взаимодействующей с рабочим колесом:

Nо = М· ω = Q· γ· Н т,

где М – крутящий момент на валу рабочего колеса; ω – угловая скорость вращения рабочего колеса; Н т - напор, создаваемый рабочим колесом идеального насоса (теоретический напор).

Уравнение моментов. Крутящий момент на валу насоса равен секундному приращению момента количества движения жидкости в насосе:

Обозначив r1 радиус цилиндрической поверхности, на которой расположены входные кромки лопаток и r2 радиус цилиндрической поверхности, на которой расположены выходные кромки лопаток (радиус внешней окружности колеса), получим выражения:

М = ( С 2· cosα2· r2 С 1 ·cosα1· r1).

Н т = ( С 2· cosα2 ·r2 С 1 ·cosα1 ·r1).

Данное уравнение называется основным уравнением центробежного насоса. Однако, данное уравнение является основным и для всех других типов лопаточных машин – для центробежных, осевых и радиальных компрессоров, насосов и турбин.

При осевом входе жидкости в рабочее колесо α1 = 90о. cosα1 = 0 и тогда:

Н т = · С 2 ·cosα2 ·r2.

Произведение С 2·cosα2 есть проекция абсолютной скорости на вектор окружной скорости. Эта величина называется тангенциальной составляющей абсолютной скорости и обозначается С2u. Произведение ω·r2 есть окружная скорость на выходе из рабочего колеса, т.е. ω· r2 = u2. Таким образом:

Н т = С2u· u2/g.

Для получения максимального напора необходимо иметь большую окружную скорость вращения рабочего колеса (большое число оборотов или большой радиус рабочего колеса) и большую закрутку потока на выходе из рабочего колеса (большой угол поворота потока α2 или большое значение абсолютной скорости С2 на выходе из рабочего колеса).

2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ИДЕАЛЬНОГО И РЕАЛЬНОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

Полученное для определения напора уравнение не совсем удобно использовать в практических расчетах, поскольку оно не содержит в явном виде очень важную характеристику насоса – расход рабочей жидкости Q. Эта величина может быть определена, если известны геометрические характеристики насоса и величина радиальной составляющей скорости жидкости на выходе из насоса С2r:

Q = 2π· r2 ·в2 ·С2r,

где r2 – радиус рабочего колеса на периферии; в2 - ширина межлопаточного канала рабочего колеса на периферии.

С учетом геометрических характеристик рабочего колеса и кинематических характеристик потока жидкости, уравнение для определения напора может быть преобразовано к виду:

Н т = u2/g· (u2 - Q ctgβ2 /2π r2 в2 ).

На рис. 4. Изображен треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса и характеристики идеальных центробежных насосов в зависимости от расхода Q.

а) б)

Рис. 4. Треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса а) и характеристики идеальных центробежных насосов б)

Как видно из рис. 4, при β2 = 90о напор, создаваемый насосом, не зависит от расхода. В этом случае ctgβ2 = 0 и Н т = u2 2/ g. При β2 = 90о выходная кромка лопатки перпендикулярна к касательной к окружности рабочего колеса (Рис.5).

Рис. 5. Схемы исполнения лопаток РК

 

 

При β2 < 90о ctgβ2 > 0. В этом случае с увеличением расхода напор уменьшается. При β2 < 90о выходная кромка лопатки направлена под острым углом к касательной к окружности рабочего колеса. Лопатка от втулки к периферии искривлена против направления вращения РК (Рис. 5).

При β2 > 90о ctgβ2 < 0. В этом случае с увеличением расхода напор увеличивается. При β2 > 90о выходная кромка лопатки направлена под тупым углом к касательной к окружности рабочего колеса. Лопатка от втулки к периферии искривлена по направлению вращения РК (Рис. 5).

Выгодно иметь при увеличении расхода одновременное увеличение напора. Но рабочие колеса с загнутыми по вращению РК лопатками имеют очень низкий кпд и поэтому такие схемы не применяются в авиационных насосах. Наибольшее распространение получили схемы с лопатками против вращения. Иногда применяются схемы с радиальными лопатками, когда β2 = 90о.

Почему КПД насоса снижается при увеличении угла выхода потока β2. Для ответа на этот вопрос рассмотрим, из чего складывается напор рабочего колеса Н т. Напор – это прирост полной удельной кинетической энергии рабочей жидкости. Поэтому он складывается из прироста удельной энергии давления рабочей жидкости и прироста удельной кинетической энергии ее движения:

Н т = (р2 – р1 )/γ + (С22 - С21)/(2g) = Нр + Нс .

Отношение давления, приобретаемого жидкостью за счет прироста давления Нр, к полному напору Н т называется степенью реактивности насоса. Она определяется выражением:

Нр / Н т = 1 - С2 2u/(2g), т.к. С2u = u2 - С2r · сtgβ2

Н т = 1 - С2u/2 u2 = 0,5· (1 + С2r/u2·tg·β2).

Из последнего выражения следует, что реактивность насоса, определяющая долю прироста удельной энергии жидкости за счет увеличения давления, тем больше, чем меньше окружная и радиальная составляющие абсолютной скорости на выходе из насоса. Из треугольника скоростей видно, что эти величины имеют наименьшие значения при меньших углах выхода потока β2.

При β2 = 90оНр / Н т = 0,5.

При β2 < 90о 0,5 < Нр / Н т < 1.

При β2 > 90о 0,5 > Нр / Н т > 0.

Таким образом, при β2 < 90о прирост большей части напора происходит за счет прироста давления, а при β2 > 90о наоборот, прирост большей части давления происходит за счет увеличения кинетической энергии движущейся жидкости. Очевидно, что в этом случае будут иметь большие скорости движения жидкости. Что обуславливает большие потери на трение и снижение к.п.д.




Дата добавления: 2014-12-20; просмотров: 81 | Поможем написать вашу работу | Нарушение авторских прав




lektsii.net - Лекции.Нет - 2014-2024 год. (0.012 сек.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав