CC BY
115
СТРОИТЕЛЬСТВО. Водоснабжение, строительные системы охраны водных ресурсов
D0l.org/10.5281/zenodo.2578716 УДК 621.671
Цой Ен Нам, В.Л. Головин
ЦОЙ ЕН НАМ - старший преподаватель Политехнического университета им. Ким Чака, КНДР, г. Пхеньян; аспирант Инженерной школы ДВФУ, e-mail: tcoi.e@dvfu.ru Дальневосточный федеральный университет Суханова ул., 8, Владивосток, 690091
ГОЛОВИН ВИКТОР ЛЕОНТЬЕВИЧ - к.т.н., зам. генерального директора АО «Даль-НИИГиМ» (профессор Инженерной школы ДВФУ), e-mail: vgolovin.vld.vg@gmail.com Красного Знамени пр-кт, 66, Владивосток, 690014
Экспериментальная оценка влияния предварительной закрутки потока перед рабочим колесом на характеристики центробежного насоса
Аннотация: Рассмотрены вопросы улучшения гидравлических свойств центробежных насосов (ЦН) и расширения рабочего диапазона при предварительной закрутке потока, теоретически обосновано влияние направляющего аппарата (НА) на основные характеристики ЦН и рассмотрен метод расчета лопастного НА, устанавливаемого в подводящем тракте перед входом в рабочее колесо (РК). На основе использования осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье-Стокса и уравнений RNG k-s проведено моделирование турбулентного трехмерного потока жидкости в проточной части ЦН при изменении угла установки лопастей НА. Экспериментальные исследования на моделирующей установке позволили проверить степень изменения гидравлических характеристик ЦН при разных углах разворота лопасти НА. При этом определено, что при предварительной закрутке потока в подводящем тракте ЦН результаты численного моделирования и эксперимента практически совпадают с расчетными параметрами, полученными теоретическим анализом.
Ключевые слова: центробежный насос, предварительная закрутка потока, направляющий аппарат, физическое и численное моделирование, характеристика насоса, рабочий диапазон насоса, угол разворота лопасти.
Введение
Большинство центробежных насосов (ЦН), в частности в системах водоснабжения, работает в режиме, при котором рабочая точка определяется характеристиками подающих трубопроводов, разводящей сети и насоса. В связи с этим при эксплуатации ЦН улучшение их гидравлических свойств остается актуальной задачей. На практике нередко бывают случаи выбора насоса с большей мощностью, что необходимо, например, при затруднении определения гидравлического сопротивления в разводящей сети или при особых требованиях потребителей. При этом обычно прибегают к дросселированию, что изменяет характеристику сети, и, соответственно, изменяется эксплуатационный режим работы ЦН. Недостатки такого регулирования известны, прежде всего это отклонение от оптимального режима работы при существенных потерях энергии.
© Цой Ен Нам, Головин В.Л., 2019
О статье: поступила: 13.02.2019; финансирование: бюджет ДВФУ.
Структура потока жидкости на входе в РК является одним из важных факторов, которые влияют на эксплуатационные параметры ЦН. Это, в частности, определило разработку способов улучшения свойств насосных агрегатов и компрессоров посредством применения направляющих устройств различных конструкций перед РК. Известно, например, широкое применение НА с поворотными лопастями (осевые насосы, центробежные компрессоры и вентиляторы). Практика использования таких устройств показала, что регулирование режима потока предварительной закруткой перед входом в РК эффективно расширяет их рабочий диапазон [1]. Исследования влияния регулирования структуры потока с помощью поворотных лопастей на рабочие характеристики касались только осевых и диагональных насосов [1, 4, 9]. Большая часть работ по исследованию режимных параметров потока перед входом в РК [2, 5, 6, 11] не определяет в достаточной мере их регулирование посредством лопастей НА и не позволяет дать оценку степени влияния на характеристики ЦН. Следует отметить, что в последние годы за счет использования численного моделирования гидравлических процессов в проточной части насосов достигнут значительный прогресс, что позволяет сделать вывод о важности этого подхода как средства в исследовании гидравлических характеристик насоса
[3, 10].
Цель данной работы - на основе анализа влияния НА на напорную и энергетическую характеристики ЦН предложить метод обоснования конфигурации трехмерных лопастей НА и их поперечного сечения в потоке подводящей линии ЦН, получить характеристики напора и КПД при изменении угла поворота лопастей НА численным моделированием и экспериментом.
Теоретический анализ
Изменение структуры потока на входе в РК посредством регулирования угла поворота лопастей НА в результате изменение величины потерь в РК, как известно, вызывает существенное влияние на характеристики ЦН. Вообще потеря энергии потока на удар на входе в РК занимает сравнительно большую долю в общей величине гидравлических потерь. Угол атаки на входе в РК является одним из важных факторов, которые влияют на гидравлический КПД и напор насоса. При равенстве угла (в1) потока жидкости и угла (в1л) установки лопасти на входе в РК, другими словами, при 8 = 0 (8=в1л-в1 - угол атаки на входе в РК) потеря на удар является наименьшей, а гидравлический КПД этого случая - максимальным.
На наш взгляд, важным моментом является оценка степени изменения положения напорной характеристики ЦН в зависимости от закрутки потока на входе в РК при разном угле поворота лопастей НА. По уравнению Эйлера при конечном числе лопастей РК теоретический напор ЦН имеет вид:
н =и1( си2 и1си1,е\ (1)
т а(и\ )'
Введем предложенную Стодолой формулу расчета коэффициента скольжения
= (щ - Ас^) (2)
Щ '
где кси2 = си2т -си2, а = 1- -бЫ^ .
Отсюда с-^ = с-^--зт132. (3)
->2.
и.2 и-2 2
Если учитывать си2т = и2- ст2 • согр2 от треугольника скоростей на выходе из РК, то выражение (3) имеет вид:
Си2 л Ст2 • СОЬР2 Л (4)
- = 1----Б1Пр2. х '
2
Из выражений (1) и (4) можно получить теоретический напор с учетом влияния конечного числа лопастей при поступлении потока с углом в предварительной закрутки на вход в РК.
н -и2(1 °т2гпГЙ ст!,е • сапв) (5)
Из выражения (5) видно, что при постоянной подаче положительная предварительная закрутка потока перед входом в РК приведет к перемещению напорной характеристики по лево-нижнему направлению и отрицательная предварительная закрутка - по право-верхнему направлению.
Поэтому при изменении в направлении от отрицательной к положительной величине угла поворота лопастей НА рабочая точка ЦН постепенно перемещается в область малых подач по характеристике Q-H сети, при этом напор тоже постепенно уменьшается.
Треугольник скоростей при обеспечении безударного поступления потока на вход в РК показан на рис. 1.
Рис. 1. Треугольник скоростей на входе в РК при безударном потоке
Отношение между подачей Qe и углом 0 предварительной закрутки потока на входе в РК при безударном потоке:
Ql =_culfi • cote_=_1__(6)
Qh Cuifi • cote + Cui,e • tanfiin 1 + tanfiix • tañe'
где Qe -подача при угле e предварительной закрутки потока на входе в РК, QH - подача при номинальном режиме, р1л - угол установки лопасти на входе в РК.
При положительной предварительной закрутке потока ( 0 > 0), если удовлетворяется условие безударного поступления потока на вход в РК, то Qe очевидно является малой по сравнению с номинальной подачей QH, в результате относительная скорость потока в РК уменьшается. Это позволяет считать, что уменьшаются и потери на трение о поверхности лопастей, в результате повышается гидравлический КПД. В связи с этим при положительной предварительной закрутке потока с увеличением угла установки лопастей НА постепенно уменьшается подача Qe, следовательно, оптимальный рабочий диапазон перемещается в область малых подач. При отрицательной предварительной закрутке потока подача Qe при условии удовлетворения безударного поступления на вход в РК является большем, чем QH , при этом оптимальный рабочий диапазон перемещается в область больших подач. Таким образом, при условии безударного поступления потока на вход в РК с увеличением угла отрицательной предварительной закрутки потока увеличивается относительная скорость в РК, из-за этого увеличиваются потеря на трение о поверхности лопастей и потеря на диффузию проточной части РК. В связи с этим в случае отрицательной предварительной закрутки потока при большом угле закрутки гидравлический КПД оптимального режима будет меньшим по сравнению со случаем без предварительной закрутки потока.
Обоснование оптимального угла поворота лопастного направляющего аппарата
При рассмотрении влияния расположения лопасти НА сделаем два предположения: первое: поток, полученный под действием предварительной закрутки потока лопастями НА поступает на вход в РК без удара при работе ЦН в пределах оптимального режима; второе:
поток на выходе с лопасти НА удовлетворяет условию постоянного момента скорости. На основе указанных предположений решаем задачу с предвключенной трехмерной асимметричной лопастью НА перед РК ЦН. Это позволяет получить некоторую среднюю линию сечения лопасти путем интегрирования дифференциального уравнения. Посредством подбора коэффициентов функции распределения угла поворота лопасти по линии тока в меридианном сечении можно определить форму средней линии сечения. Тогда уже возможно совершенствование формы профиля лопасти НА по направлению радиуса посредством изменения кривизны профиля и скругления входной и выходной кромок лопасти. На рис. 2 показана блок-схема алгоритма подбора оптимального угла поворота лопасти НА.
¿г Ввод параметров проектирования
г
Определение формы меридионного сечения ПЧ
Построение средней линии лопасти НА i
Профилирование лопасти и закругление входной и выходной кромок лопасти НА
Рис. 2. Блок-схема алгоритма определения угла поворота лопасти НА. Численное моделирование
Для проведения численного моделирования создана конструкция НА и определены его ПЧ ЦН с помощью программного продукта Solidworks (рис. 3).
Рис. 3. НА и проточная часть ЦН с НА.
С помощью программного продукта ANSYS Workbanch построены сетки для каждого участка ПЧ и в программном продукте ANSYS Fluent произведен расчет после выбора основного уравнения, модели турбулентности и граничные условия. Основным уравнением, описывающим поток жидкости, как известно, является осредненное по Рейнольдсу уравнение Навье-Стокса, при этом используется модель турбулентности RNG k—s.
Пространственная дискретизация уравнений осуществлена методом конечных объемов. Конвективный член был дискретизацией с использованием разностной схемы второго порядка и остальные члены - центрально-разностной схемы. Проведено многократное решение разделения скорости и давления на основе алгоритма SIMPLEC.
Границей входа в расчетную область выбрана граница входа в подвод насоса. В качестве граничного условия на входе в расчетную область задавалась средняя скорость потока. Граница выхода из расчетной области определялась границей выхода из спиральной камеры насоса. В качестве граничного условия на выходе из расчетной области задавалось autoflow. Для всех стенок расчетной области было задано условие равенства нулю скорости. Были определены области интерфейса на границе взаимодействия роторных и статорных элементов. На рис. 4 и 5 показаны полученные численным моделированием зависимости напора (Я) и КПД ('л) от подачи () насоса при изменении угла поворота лопастей НА.
Рис. 4. Характеристики 0-И при изменении угла поворота лопастей НА.
Рис. 5. Характеристики Q - ц при изменении угла поворота лопастей НА.
Как показано на рис. 4, при изменении угла поворота лопастей НА от 0 до 30 градусов по положительному направлению напорные характеристики перемещаются вниз, это значит, что напор ЦН уменьшается положительной предварительной закруткой потока перед РК. При изменении угла поворота лопастей НА от 0 до -30 градусов по отрицательному направлению напор увеличивается.
Влияние величины угла поворота лопастей НА на напор ЦН значительно выше в области больших подач, чем в области малых. Максимальное значение гидравлического КПД при угле 0 градусов поворота лопастей НА выше максимального значения гидравлического КПД при отсутствии НА. При положительном малом угле (0 градусов и +15 градусов) поворота лопастей НА гидравлический КПД ЦН выше максимального значения гидравлического КПД в сравнении со случаем отсутствия НА, с увеличением угла поворота лопастей оптимальный режим ЦН постепенно перемещается в область малых подач. При отрицательном малом угле (0 градусов и -15 градусов) поворота лопастей НА гидравлический КПД ЦН выше максимального значения гидравлического КПД при отсутствии НА и максимальное значение гидравлического КПД перемещается в область больших подач.
Физическое моделирование и анализ результатов
Для доказательства справедливости вышеуказанного теоретического анализа и точности численного моделирования произведены экспериментальные исследования ЦН с НА на физической модели.
Рис. 6. Схема испытательного стенда экспериментального насоса с НА: 1- экспериментальный насос; 2 - направляющий аппарат; 3, 5 - задвижки; 4 - бак напорный;
6 - расходомерное устройство; 7, 8 - манометры; 9 - электродвигатель; 10 - тахометр;
11 - прибор измерения электрической мощности.
Одноступенчатый ЦН консольного типа 1к-100-80 с предвключенным регулирующим НА перед рабочим колесом является объектом эксперимента. На рис. 6 показаны НА и схема испытательного стенда экспериментального насоса с НА.
Посредством указанного эксперимента были получены характеристики напора и КПД при угле поворота лопатки НА 0, +15 и -15 градусов, при изменении режимов работы ЦН (рис. 7).
На рис. 7 показаны результаты численного моделирования и экспериментального испытания. Анализ полученных данных показывает, что экспериментальные результаты вполне согласуются с результатами численного моделирования. При угле 0 градусов установки лопастей НА максимальное значение гидравлического КПД достигает 76,5%, по сравнению со случаем отсутствия НА он повышается на 1,5%, и при малых углах поворота лопастей НА характеристики Q-n находятся выше случая отсутствия НА.
Рис. 7. Характеристики напора и КПД при разных углах поворота лопастей НА.
Выводы
На основе анализа влияния НА на напорную и энергетическую характеристики ЦН предложен метод обоснования конфигурации трехмерных лопастей НА и их поперечного сечения в потоке подводящей линии ЦН и получены характеристики напора и КПД при изменении угла поворота лопастей НА численным моделированием и экспериментом.
Теоретическим анализом влияния предварительной закрутки потока перед входом в РК на характеристики ЦН подтверждено, что такой подход вполне оправдан и может успеш-
но применяться на практике. Результаты работы показывают, что предварительная закрутка потока, создаваемая лопастным направляющим аппаратом перед РК ЦН, обеспечивает эффективную его работу в относительно широком диапазоне подачи.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Лезнов Б.С. Частотно-регулируемый электропривод насосных установок. М.: Машиностроение, 2013. 176 с.
2. Карапузова М.В. Гидродинамические особенности конструирования комбинированного подвода центробежного насоса: дис. ... канд. техн. наук. Сумы, 2012. 145 с.
3. Кочевский А.Н., Неня В.Г. Современный поход к моделированию и расчету течений жидкости в лопастных гидромашинах // Вюник СумДУ. 2003. № 13(59). С. 178-187.
4. Кхин Маунг Эй. Исследование и разработка осевого насоса с регулируемым направляющим аппаратом на входе рабочего колеса: дис. ... канд. техн. наук. М., 2006. 111 с.
5. Малеев В.Б., Прищенко В.А. Исследование центробежного насоса с предвключенной свобод-носидящей решеткой радиальных лопаток // Науковi пращ ДонНТУ. 2004. Вып. 83. С. 200-207.
6. Малеев В.Б., Прищенко В.А. Характеристики центробежных насосов шахтного водоотлива при закручивании потока на входе в рабочее колесо // Науковi пращ ДонНТУ. 2006. Вып. 12(113). С. 163-170.
7. Прищенко В.А. Влияние направляющего аппарата на распределение скорости потока на входе в рабочее колесо центробежного насоса // Науковi пращ ДонНТУ. 2008. Вип. 16(142). С.222-237.
8. Ревзин Б.С., Седунин В.А., Рокопец В.А., Парамонов А.П. О рациональности конструкторских решений по регулируемому входному направляющему аппарату компрессора ГТУ // Тяжелое машиностроение. 2009. № 3. С. 7-9.
9. Регулирование подачи и напора насоса [Электронный ресурс] // Промтехкомплект. URL: http://www.promtk.net/articles/121/393/ (дата обращения: 09.01.2019).
10. Хитрых Д. ANSYS Turbo: Сквозная технология проектирования лопаточных машин. ANSYS Solution (Русская редакция). 2007 № 6. С. 31-37.
11. Ходанков Н.А., Леванов А.В., Кариев Д.А. Подводящее устройство насоса: пат. 1231274, 30.12.1988.
Water supply, Building Systems for Water Resources Protection
D0l.org/10.5281/zenodo.2578716
Choe Yong Nam, Golovin V.
CHOE YONG NAM, Teacher of Kim Chaek University of Technology. DPRK, Pyongyang,
PhD Student in FEFU, Russia, Vladivostok, e-mail: tcoi.e@dvfu.ru
VICTOR GOLOVIN, Candidate of Engineering Sciences, Deputy Director General of JSC
DalNIIGM, Professor of Far Eastern Federal University, Russia,
e-mail: vgolovin.vld.vg@gmail.com
Far Eastern Federal University
8 Sukhanova St., Vladivostok, Russia, 690091
Experimental evaluation influence of pre-whirl flow before impeller on characteristics of centrifugal pump
Abstract. In order to expand the operating range by improving the hydraulic properties of centrifugal pumps in the non-calculating mode, the article theoretically discusses the influence of the guide apparatus on the main characteristics of a centrifugal pump, and the method of designing an adjustable guide device that allows improving the flow construction before inlet of the impeller when the operating mode changes.
When the angle of installation of the blades of the guide apparatus is changed by using the Reynolds-averaged Navier-Stokes equations and the RNG k-s equations of the turbulence model, a three-dimensional flow is modeled in the full flow part of the centrifugal pump. The hydraulic characteristics of a centrifugal pump at different angles of installation of the blade of the guide vane are obtained through a physical experiment. It has been confirmed that the results of numerical simulation and experiment coincide with the theoretical analysis of the influence of the pre-whirl flow on the characteristics centrifugal pump.
Keywords: centrifugal pump, pre-whirl flow, guide apparatus, numerical simulation, characteristics of the pump, operating range of the pump, blade angle.
REFERENCE
1. Leznov B.S. Frequency-controlled electric pumping units. M., Mashin-nostroenie, 2013, 176 p.
2. Karapuzova M.V. Hydrodynamic features of the design of the combined supply of a centrifugal pump: diss. ... Cand. Tech. Sciences. Sumy, 2012, 145 p.
3. Kochevsky A.N., Nenya V.G. Modern approach to modeling and calculating fluid flow in blade hydraulic machines. Visnik SumDU. 2003;13:178-187.
4. Khin Maung Hey. Research and development of an axial pump with an adjustable guide device at the impeller inlet: diss. ... Cand. Tech. Sciences. M., 2006, 111 p.
5. Maleev V.B., Prishchenko V.A. Investigation of a centrifugal pump with an upstream free-standing grille of radial blades. HayKOBi npa^ DonNTU. 2004;83:200-207.
6. Maleev V.B., Prishchenko V.A. Characteristics of centrifugal pumps for mine in-drainage when swirling flow at the entrance to the impeller. HayKOBi npa^ DonNTU. 2006;12:163-170.
7. Prishchenko V.A. Influence of the guide vane on the distribution of the flow velocity at the inlet to the impeller of a centrifugal pump. HayKOBi npa^ DonNTU. 2008;16:222-237.
8. Revzin B.S., Sedunin V.A., Rokopets V.A., Paramonov A.P. On the rationality of design decisions on the adjustable input guide vanes of a GTU compressor. Heavy machinery. 2009;3:7-9.
9. Regulation of the flow and pressure of the pump. Promtechkomplekt. URL: http://www.promtk.net/articles/121/393/ - 09.01.2019.
10. Khitrykh D. ANSYS Turbo: End-to-end design technology of blade machines. ANSYS Solution (Russian edition). 2007;6:31-37.
11. Hodankov N.A., Levanov A.V., Kariev D.A. Pump inlet. Pat 1231274, 12/30/1988.
