Выбор оптимального угла установки лопасти на выходе из рабочего колеса центробежного насоса

Выбор оптимального угла установки лопасти на выходе из рабочего колеса центробежного насоса

М.В. Бородай ООО ”ТРИЗ”;

Н.К. Ржебаева г. Сумы, канд. техн. наук;

В.В. Шендрик СумГУ

С возрастанием стоимости энергоносителей и материалов все острее становится проблема снижения энергопотребления и материалоемкости промышленного оборудования, в том числе и насосного.

КПД насоса в большой степени зависит от гидравлического совершенства его проточной части. Угол установки лопасти на выходе из рабочего колеса 2 определяет конструктивный тип рабочего колеса [1] и является одним из наиболее значимых геометрических параметров, который влияет на степень реактивности Т и гидравлические качества каналов рабочего колеса, на напор ступени насоса и форму его напорной характеристики Н = f(Q).

При выборе оптимального значения угла из условия минимальных гидравлических потерь необходимо учитывать его взаимосвязь с коэффициентом диффузорности потока, являющимся одним из основных факторов, влияющих на формирование потока и на потери энергии жидкостью при движении в элементах проточной части. Для каждого типа колеса можно подобрать оптимальную степень диффузорности, при которой напор, создаваемый колесом, будет максимальным, а потребляемая мощность при этом - минимальной.

Зависимость угла 2 от степени диффузорности можно представить выражением [1,2]:

, (1)

где К1, К2 - коэффициенты стеснения лопастями потока на входе и на выходе колеса соответственно;

,

. (2)

Зависимость (2) получена в результате обработки экспериментальных данных ЛенНИИхиммаша и обобщения статистических данных других авторов [2]. При этом во внимание принимались только данные, относящиеся к насосам с максимальным КПД. Оптимальные значения угла лопасти на выходе 2опт, а также (W1/W2)опт принимают различные значения в зависимости от величины коэффициента быстроходности. Анализ опытных данных показывает, что КПД насоса зависит от W1/W2. Зависимость = f(W1/W2) имеет ярко выраженный оптимум. На основании этих данных делается вывод, что увеличение диффузорности межлопастных каналов от 1,0 до 2,6 приводит к увеличению КПД насоса на 5,5% [2]. В монографии [1] рекомендуется выбирать коэффициент диффузорности m = 1,0 ч 1,05 для всего диапазона коэффициентов. Это объясняется стремлением уменьшить потери на вихреобразование в проточной части рабочего колеса и создать полого падающую напорную характеристику с максимальным напором в точке Q = 0. Там же отмечается, что рабочие колеса с имеют максимальный КПД при коэффициенте диффузорности W1/W2 =1,425 (= 22°). Это подтвердилось еще в одной работе, где для = 200 получено оптимальное значение (= 17°) [2].

Принимая отношение меридианных скоростей, угол установки лопасти на входе в рабочее колесо оптимальным 1 = 25о [1] и предполагая, что коэффициенты стеснения потока одинаковы на входе и выходе из рабочего колеса, получена зависимость 2 = f(ns) при - рисунок 1.

Рисунок 1 - Зависимость 2=f(nS) при

Для повышения прочности рабочего колеса увеличивают до 90° [1,4], но есть данные, что при > 30° возрастают пульсации в насосе [4].

Угол влияет на степень реактивности сТ и на коэффициент теоретического напора. При бесконечном числе лопастей и отсутствии закрутки потока на входе в рабочее колесо (VU1=0) имеем [1]:

; (3)

, (4)

где - окружная составляющая абсолютной скорости при выходе из рабочего колеса.

Из уравнений (3) и (4) видно, что оба коэффициента являются функцией коэффициента окружной составляющей абсолютной скорости потока при выходе из колеса. Учитывая, что является линейной функцией угла, теоретический напор увеличивается, а степень реактивности уменьшается с ростом угла. Исходя из этого и учитывая, что экономичнее большую часть потенциального напора получать непосредственно в рабочем колесе, в насосостроении применяются рабочие колеса с < 90° (лопасти загнутые назад) [1,3]. В этом случае Т 0,5 и меньшая часть скоростного напора преобразуется в давление в отводящем устройстве.

Угол 2 непосредственно влияет на коэффициент напора насоса . Увеличение угла 2 ведет к росту и, следовательно, к уменьшению наружного диаметра колеса при заданном напоре, что снижает габариты насоса и его материалоемкость. В некоторых случаях при ns=40-60 целесообразно применять рабочие колеса открытого типа с =65-85, которые по сравнению с традиционными закрытыми рабочими колесами с =25-30 имеют ряд преимуществ, в том числе выше коэффициент напора =1,3-1,4 против =0,9-1,1 у традиционных колес и пологая напорная характеристика и не имеет западания при нулевой подаче, а КПД приблизительно одинаковы [5].

Угол 2 оказывает влияние на гидравлический КПД насоса, а именно на гидравлические потери в спиральном отводе; оптимальный гидравлический КПД собственно рабочего колеса не зависит от угла выхода 2 и является постоянным для всех значений ns. Поэтому необходимо стремиться к возможно минимальному углу 2 для уменьшения потерь в спиральном отводе.

Экспериментальные исследования рабочих колес при 2 = 32,50 и 90о показали, что КПД рабочего колеса мало отличаются и достигают значения 0,940,96 [6]. Однако КПД ступени в целом при увеличении 2 уменьшается. Это связано с тем, что при увеличении угла на выходе из колеса уменьшается степень реактивности, а роль диффузорного эффекта в неподвижных элементах в процессе создания потенциального напора увеличивается. Снижение потерь в отводящем устройстве должно достигаться за счет проектирования рабочего колеса с хорошей структурой потока на выходе и соответствующим оптимальным проектированием самого отводящего устройства [6].

Проследим влияние угла на напорную характеристику насоса. Для конкретного случая при n=const зависимость будет линейной [3]:

, (5)

где - наружный диаметр колеса, м; - ширина выходного сечения колеса, м.

Отсюда видно, что угол определяет крутизну напорной характеристики.

Для получения стабильной, т. е. полого падающей, напорной характеристики некоторые авторы рекомендуют принимать углы лопасти на выходе = 18 ч 20°[1,3]. При таких значениях снижается энергоемкость колеса, что требует обычно увеличения. В то же время известен ряд ступеней с = 50 - 70, которые имеют стабильную форму кривой H = f (Q) при углах около 30°. Это достигается, главным образом, путем введения определенной закрутки на входе в рабочее колесо и согласованием элементов рабочего колеса и отвода [3]. В некоторых случаях для получения полого падающей, напорной характеристики могут применяться рабочие колеса полуоткрытого типа с = 45°, которые имеют КПД одинаковый с традиционными закрытыми рабочими колесами, а напор при нулевой подаче выше [7].

Рекомендации различных авторов по выбору углов рабочих колес центробежных насосов сведены в таблицу.

Таблица 1

Выводы

Из условия минимальных гидравлических потерь необходимо выбирать угол на выходе из рабочего колеса < 90°. В этом случае степень реактивности Т 0,5, т.е. меньшая часть скоростного напора преобразуется в давление в отводящем устройстве. Оптимальный угол 2 связан с оптимальной диффузорностью канала и зависит от коэффициента быстроходности ns. С возрастанием ns оптимальный угол 2 уменьшается.

Величина угла 2 при сохранении всех остальных геометрических параметров оптимальными не влияет на КПД рабочего колеса, но оказывает влияние на величину КПД ступени в целом. Это связано с организацией потока за рабочим колесом и потерями в отводящем устройстве, которые возрастают с увеличением угла 2. Снижение потерь в отводящем устройстве должно достигаться за счет проектирования рабочего колеса с хорошей структурой потока на выходе и соответствующим оптимальным проектированием самого отводящего устройства.

Угол 2 непосредственно влияет на коэффициент напора насоса . Увеличение угла 2 ведет к росту и, следовательно, к уменьшению наружного диаметра колеса при заданном напоре, что снижает габариты насоса и его материалоемкость.

Величина угла 2 оказывает значительное влияние на форму напорной характеристики. Для получения стабильной формы напорной характеристики необходимо уменьшать 2 до минимально возможного значения, но при этом снижается энергоемкость рабочего колеса, что ведет к увеличению наружного диаметра колеса D2 и, следовательно, возрастанию габаритов и стоимости насоса. В некоторых случаях для решения этой проблемы могут быть использованы полуоткрытые рабочие колеса с = 45° и открытые - с = 65 - 85.

Выбор типа и конструкции рабочего колеса должен производиться в каждом конкретном случае в результате детального анализа факторов, зависящих от угла 2, с учетом назначения насоса и условий его эксплуатации.

Summary

The article presents the results of the calculational-theoretical research concerning selection of optimal blade angel at the outlet of impeller of a centrifugal pump. The article discusses the main criteria and factors that determine this selection.

Список литературы

1. Ломакин А.А. Центробежные и осевые насосы.- Л.: Машиностроение, 1966.-364с.

2. Васильцов Э.А., Невелич В.В. Герметические электронасосы.- Л.: Машиностроение, 1968.-260с.

3. Михайлов А.К., Малюшенко В.В. Лопастные насосы.- М.: Машиностроение, 1977.-288с.

4. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей.- М.: Машиностроение, 1986.-375с.

5. Пути повышения напора химических насосов с открытыми рабочими колесами, имеющими прямые лопасти / Матвеев И.В. и др. МВТУ им. Баумана. - М.,1986. - 9с. - Деп. В ЦИНТИ Химнефтемаш, 1986.

6. Лившиц С.П. Аэродинамика центробежных компрессорных машин.- М.; Л.: Машиностроение, 1966.-340с.

7. Харада. Рабочие характеристики открытых и закрытых рабочих колес центробежного компрессора // Энергетические машины и установки. - 1985. - №3 - С. 179-185.

8. Степанов А.И. Центробежные и осевые насосы.- М.: Машгиз, 1960. - 460с.

9. Проскура Г.Ф. Вибрані праці.- Київ: Вид-во «Наукова думка», 1972. - 494с.

10. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов.- М.: Машгиз, 1960. - 683с.