CC BY
47
УДК 621.671.001.024
ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА СКОРОСТИ И ЧИСЛА КАНАЛОВ НА ПОТЕРИ В НАПРАВЛЯЮЩЕМ АППАРАТЕ ТРУБЧАТОГО ТИПА
© 2013 Н.В. Косенок, А.А. Жарковский
Санкт-Петербургский государственный политехнический университет
Поступила в редакцию 25.03.2013
Представлены результаты расчетных исследований проточной части центробежного насоса с коэффициентом быстроходности nS ~ 95. Исследования выполнены в программном комплексе AN-SYS CFX. Проанализировано влияние коэффициента скорости и числа каналов трубчатого направляющего аппарата на относительные гидравлические потери. Проведено сравнение расчета с экспериментом.
Ключевые слова: насос, рабочее колесо, трубчатый направляющий аппарат, проточная часть, расчетная сетка, граничные условия, гидравлические потери
Объектом исследования является модель насоса КГТН 415-305А с диаметром рабочего колеса (РК) В2=150 мм. Быстроходность проточной части составляет п8«95. Подача р=30 м3/ч, напор Н=13 м, частота вращения РК п=2000 об/мин. В этом насосе используется трубчатый направляющий аппарат (ТНА), состоящий из расположенных в радиальной плоскости симметричных отверстий, осевые линии которых являются касательными к внутреннему диаметру направляющего аппарата (НА). Рассмотрены варианты ТНА с количеством отверстий ¿0=9, 10, 11, 12 и 13 (табл. 1). На рис. 1 представлен ТНА с 12 каналами.
Рис. 1. Схема трубчатого направляющего аппарата КГТН 415-305А
Косенок Николай Владимирович, аспирант: [email protected]
Жарковский Александр Аркадьевич, доктор технических наук, профессор кафедры «Турбины, гидромашины и авиационные двигатели». E-mail: [email protected]. ru
Таблица 1. Количество и диаметры проходных отверстий
Zo 9 10 11 12 13
йсв, мм 12,1 11,45 10,93 10,46 10,06
Значение диаметра йж проходного отверстия рассчитано для постоянной скорости (м/с) в отверстии трубчатого аппарата:
V3 =
Q
0,00741
3,14 • (0,01047)2
= 7,2
4
12 •
4
Зная V3 можно определить коэффициент скорости Kc!
V3 = к cA/2gHT
к =
V
7,2
= 0,45
^2gH ТЗ д/2 • 9,81 -13 '
Для проведения расчётов гидравлических качеств проточной части построены 3В-модели, соответствующие форме потока жидкости в подводе, РК и направляющем аппарате (рис. 2). Расчетные сетки, применяемые для данных моделей неструктурированные, ячейки в ядре потока представляют собой тетраэдры. Вблизи твердых стенок созданы слои призматических ячеек для достижения равномерной точности расчета в местах быстрого изменения параметров течения.
Расчет трехмерного вязкого течения проведен на основе решения уравнений Рейнольдса, для замыкания которых использована к-е модель турбулентности. Расчет выполнен с использованием программного комплекса А№У8 СБХ 13.
z
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, том 15, №4(2), 2013
В качестве граничных условий на входе задавался массовый расход, соответствующий подаче насоса, на выходе - полное давление. Моделирование кавитационных явлений не производилось. Во всей расчётной области задавалась постоянная плотность среды. Для подтверждения правильности выбранных граничных условий, модели турбулентности и параметров сетки было проведено сравнение расчета с экспериментальными данными (рис. 3).
Рис. 2. Модель проточной части
*
'I
-
N
- - -Ь
- - —
■-1-
- г'
СС туп ::::: .•> С $0,0 «с'
+ Чип 1Н11К4 АКГЩкпьтим ж
Рис. 3. Сравнение расчета с экспериментом
Из рис. 3 видно, что кривые КПД и напора имеют схожий характер, а расхождение в районе оптимума составляет 3,5% и 4% соответственно. Значение КПД вычислено как произведение объемного, механического и гидравлического, причем первые два по эмпирическим зависимостям через коэффициент быстроходности, а гидравлический - по расчету в А№У8 СБХ. По результатам расчетов проточных частей с различными ТНА построены характеристики относительных гидравлических потерь, напора и КПД, представленные на рис. 4, 5 и 6 соответственно. Из графиков можно сделать вывод о том, что 9
канальный ТНА имеет наименьшие гидравлические потери, большие напор и КПД по сравнению с другими вариантами.
Рис. 4. Относительные гидравлические потери в отводе с различными ТНА
Рис. 5. Напорные характеристики
ч „ Ч
ч
- >
ч
V
N Ч
N
Ч -
ч, о N
\
ч
ч
Рис. 6. Сравнение КПД
Следующим этапом исследовалось влияние коэффициента скорости на относительные гидравлические потери. Были построены расчетные модели для направляющих аппаратов с 12 каналами и различными коэффициентами скорости Кс (табл. 2). По результатам расчетов построены графики относительных гидравлических потерь, напора и КПД, рис. 7, 8 и 9 соответственно. Из рис. 7 видно, что наименьшие потери наблюдаются для случая с Кс=0,3. Также для этого варианта результаты расчета показывают увеличение напора на 0,5 м и КПД на 2%.
Таблица 2. Выбор диаметра отверстий в зависимости от K
Кс 0,3 0,4 0,45 0,5 0,6
V3, м/с 4,83 6,44 7,18 8,06 9,67
йсв, мм 12,76 11,05 10,46 10,88 9,01
Рис. 7. Относительные гидравлические потери в отводах с различными Кс
Рис. 9. Сравнение КПД при различных Кс
Выводы: для насосов с п^95 оптимальным является трубчатый направляющий аппарат с 9 каналами, а значение коэффициента скорости рекомендуется принимать 0,3.
Рис. 8. Напорные характеристики при различных
Кс
RESEARCH THE INFLUENCE OF SPEED COEFFICIENT AND CHANNELS NUMBER ON LOSSES IN THE DIRECTING TUBULAR TYPE APPARATUS
© 2013 N.V. Kosenok, A.A. Zharkovsky St. Petersburg State Polytechnical University
Results of calculated researches of flowing part of centrifugal pump with rapidity coefficient n ~ 95 are presented. Researches were made in the program ANSYS CFX complex. Influence of speed coefficient and channels number of tubular directing apparatus on the relative hydraulic loss is analyzed. Comparison of calculation with experiment is carried out.
Key words: pump, impellor, tubular directing apparatus, flowing part, calculated grid, boundary conditions, hydraulic losses
Nikolay Kosenok, Post-graduate Student. E-mail: [email protected] Alexander Zharkovskiy, Doctor of Technical Sciences, Professor at the Department "Turbines, Hydromachines and Aviation Engines". E-mail: [email protected]. ru
