Об особенностях конструкции малорасходных высоконапорных насосов

Об особенностях конструкции

малорасходных высоконапорных насосов

В.В. Зинченко, асп.; А.С. Игнатьев, канд.техн.наук, доц.

СумГУ

В настоящее время проблемы снижения энергопотребления и повышения надежности насосного оборудования являются одними из наиболее актуальных проблем насосостроения. Особенно это характерно для класса вихревых насосов, которые в силу особенностей рабочего процесса эксплуатируются с заведомо низким уровнем КПД. Однако учитывая конструктивные преимущества, а также свойства вихревых гидромашин, вихревые насосы находят свое применение там, где важны прежде всего надежность и безопасность эксплуатации при небольших подачах, высоких напорах, а экономичность таких машин отходит на второй план [1]. Существующая потребность в малорасходном (Q = 5-50 м³/ч) высоконапорном (H >100 м) насосном оборудовании, требующая применения насосов с малым коэффициентом быстроходности (n_s=4-40), характерна прежде всего для нефтегазового комплекса Украины.

В ряде случаев в указанных отраслях промышленности возникает необходимость перекачивания легколетучих рабочих жидкостей, склонных к выделению парогазовых фракций (бензина, спирта и др.), жидкостей с высокой упругостью паров (пропана, бутана, аммиака в холодильных установках и др.) или газожидкостных смесей.

В этом случае к насосам обычно предъявляется ряд особых требований, таких, как наличие самовсасывающей способности и способности устойчивой работы при перекачивании газожидкостных смесей. Кроме этого, в практике эксплуатации насосов часто встречаются случаи, когда, например, необходимо откачать рабочую жидкость из цистерны, расположенной ниже уровня размещения насоса, с последующей транспортировкой ее в небольшом количестве по сложной технологической магистрали. Поэтому в данном случае, помимо всего, насос должен быть высоконапорным и малорасходным.

Наиболее часто используемые отечественными и зарубежными производителями для таких систем конструкции насосов, удовлетворяющие данным условиям эксплуатации, представляют собой комбинированную конструкцию, сочетающую в себе центробежную и вихревую ступени с приводом от магнитной муфты на постоянных магнитах. Такие насосы выпускаются ведущими насосными фирмами «Ледле», «КSB» и др. как в двухступенчатом исполнении, так и в многоступенчатом исполнении, содержащем до 5 - 6 и более ступеней [2, 3,4].

Чаще всего из соображений простоты сборки, наладки и эксплуатации подобные машины делаются секционными. Первой в таких конструкциях традиционно идет центробежная ступень, которая имеет хорошие антикавитационные свойства, относительно высокий гидравлический КПД, благодаря чему обеспечивает устойчивую работу машины на расчетном режиме. Самовсасывание и, при необходимости, выброс в напорную линию парогазовой фракции обеспечиваются вихревой ступенью. Для обеспечения требуемого напора возможно использование нескольких, расположенных последовательно на одном валу вихревых ступеней. К недостаткам таких насосов можно отнести сравнительно низкий, в сравнении с центробежными насосами, КПД, не превышающий в среднем более 32 - 41% [2].

Основные потери энергии обусловлены, прежде всего, особенностью вихревого рабочего процесса, а именно интенсивным вихреобразованием при поступательном и циркуляционном движениях рабочей жидкости в криволинейном отводе вихревой ступени, а также наличием трения в опорах ротора и потерей на дисковое трение в центробежной ступени при переводе жидкости по поверхности основного диска к окнам, расположенным у приводного вала и соединяющим ступени.

Объемные потери обусловлены перетечками рабочей жидкости из полости напорного патрубка в полость всасывания через зазоры между поверхностями разделителя и кромками лопастей вихревого колеса. В центробежной ступени объемные потери возникают при перетекании жидкости в полость всасывания через зазоры между корпусом и покрывающим диском.

Механические потери обусловлены потерями энергии на трение в подшипниках и уплотнениях.

В предлагаемой конструкции повышение общего КПД насоса предполагается за счет снижения удельного веса объемных и механических потерь в узлах уплотнения ротора.

Для этого оба рабочих колеса насаживаются последовательно на один вал, причем центробежное колесо насаживается жестко, а вихревое колесо имеет возможность свободно самоустанавливаться в осевом направлении. Благодаря применению магнитной муфты на постоянных магнитах достигается снижение механических и объемных потерь, и в дополнение к этому вал с жестко насаженным центробежным колесом и плавающим вихревым колесом получает возможность свободно самоустанавливаться в осевом направлении. В качестве опор применяются керамические подшипники скольжения. Со стороны центробежной ступени подшипником скольжения и одновременно уплотнением служит переднее щелевое уплотнение центробежного колеса. Со стороны вихревой ступени перед магнитной муфтой также установлен подшипник скольжения. Смазка подшипников скольжения осуществляется рабочей жидкостью, принудительно поступающей из напорной магистрали. Для разгрузки осевого усилия с торца центробежного колеса установлена пята, подобная пяте, применяемой в торцовых уплотнениях. Аналогичная пята устанавливается за подшипником скольжения перед магнитной муфтой. Это позволяет за счет перепада давления автоматически устанавливаться осевым зазорам путем перемещения вала в осевом направлении. Установка зазоров на вихревом колесе происходит независимо от положения приводного вала. Описанная конструкция позволяет уменьшить объемные потери за счет уменьшения осевых зазоров и механические потери за счет применения магнитной муфты и плавающих подшипников скольжения.

Но, несмотря на преимущества подобного подхода в конструировании насосов и существующую реальную потребность в машинах такого рода, их производство в Украине отсутствует. Поэтому ведущаяся в этом направлении работа сотрудниками и аспирантами кафедры ПГМ имеет значительный практический интерес.

Summary

The article presents the analysis of study of influence of design features of existing pumps of combined centrifugal and vortex principle of operation upon the energy balance of a whole pump. The article suggests new design solutions allowing for improvement of reliability and total efficiency of a hermetic tow-stage centrifugal-vortex pump.

Список литературы

1. Байбаков О.В. Вихревые гидравлические машины. - М.: Машиностроение, 1981.-197с ил.

2. Давыдов И.А., Калишевский В.Л. Химическое насосостроение за рубежом. - М.: «ЦИНТИАМ», 1964.-248с.

3. Копилов В.І., Яхно О.М. Насоси і вентилятори: Навчальний посібник. - К.: ІЗМН, 1996. - 328 с. Рос. мовою.

4. Р. Креммер, Р. Ноймайер. Центробежные и ротационные объемные насосы герметического исполнения. Рекламный каталог Hermetic-Pumpen GMBH. - 170 с.