CC BY
180
Известия ТулГУ. Технические науки. 2015. Вып. 7. Ч. 2 УДК: 621.224.6
ОБОСНОВАНИЕ ВОЗМОЖНОСТЕЙ ПОВЫШЕНИЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
С.В. Григорьев, Л. А. Савин, Р.М. Шахбанов
На основе численного моделирования гидродинамических процессов в проточной части насоса и результатов физического эксперимента дается обоснование целесообразности корректировки методики проектирования рабочих колес центробежных насосов. Выполняется математическое моделирование течения жидкости в проточной части центробежного насоса. Анализируются результаты CFD-расчета, после чего создается экспериментальное рабочее колесо и проводятся его испытания. Сравниваются характеристики опытного и серийного насоса.
Ключевые слова: центробежные насоса, энергетические характеристики, математическая модель, динамические характеристики, экспериментальные исследования.
В существующих методиках проектирования динамических насосов расчет геометрических параметров проходного сечения проточной части рабочего колеса ведется с использованием численного значения подачи (расхода) перекачиваемой среды без учета частоты вращения ротора. Численное значение окружной составляющей скорости потока (и соответственно обороты ротора) используются лишь для расчета угла установки лопасти с учетом рекомендуемого угла натекания. При этом для обеспечения минимизации гидравлических потерь реализуется принцип плавного изменения скорости поступательного движения перекачиваемой среды, начиная с начального сечения входного патрубка насоса. Геометрия проходного сечения на входе в крыльчатку (ширина лопасти b1 ) рассчитывается с учетом его загромождения по фактически реализуемым размерам толщины входной кромки лопасти, радиуса ее скругления и угла установки. Начиная с начала проектирования промышленных насосов (с XIII века) данные рекомендации являются классическими, положенными в основу всех известных методик [1 - 3].
В настоящее время энергосбережению уделяется повышенное внимание, и актуальным является повышение КПД насосного оборудования. Энергопотребление и экологическая безопасность являются показателями качества насосного агрегата, сформулированными Европейской ассоциацией производителей насосов (Europump) в программе Ecopump [4, 5].
Исследование течения перекачиваемой среды в проточной части насоса с использованием современных вычислительных средств и методов математического моделирования [6 - 8] выявило его сложную вихревую
природу. В качестве примера на рис. 1 представлены результаты численного расчета спектра полных давлений, полей давлений в проточной части на оптимальном режиме серийно изготавливаемого центробежного химического насоса ХРО 1000/34 [9].
Рис.1. Спектр полных давлений при оптимальном режиме работы насоса ХРО 1000/34: 1 - вихревое движение; 2 - обратные течения (токи)
Моделирование течения жидкости в лопастной системе проводилось с помощью численного решения дифференциальных уравнений Навье - Стокса [10]. Для решения использовался метод конечных элементов, который реализуется в программах вычислительной гидродинамики (CFD), таких, как ANSYS CFX, FLUENT др. В первом приближении для получения картины течений была решена плоская задача. Модель лопастной системы была построена в программе Unigraphics, после чего импортировалась в программу ANSYS, где дорабатывалась и строилась расчетная модель с помощью регулярной прямоугольной сетки. При построении расчётной сетки были выполнены следующие условия: автоматическое разбиение средствами программы ANSYS; тип конечного элемента (КЭ) -PLANE 182; общее количество - 1885 конечных элементов; сгущение сетки вдоль границ лопаток и корпуса не проводилось. Расчет течения проводился в CFD-пакете FLUENT.
Крыльчатка насоса вращается с постоянной угловой скоростью 103 рад/с. На входе в насос задавалось значение абсолютной скорости потока 3,87 м/с, что соответствует оптимальному режиму работы ^опт. Температура жидкой среды на входе принималась 16 0С (286 К), свойства жидкой среды соответствовали воде с плотностью 998 кг/м . Гидравлический диаметр на входе и выходе принимался Д=0,608 м. Рабочая среда полагалась несжимаемой, режим течения турбулентный. В расчете принималась стандартная k-epsilon (k- e ) модель турбулентности. Для получения решения задавалось 100 итераций, сходимость получена на 78-й итерации. Время расчета составило около 1,5 мин.
Анализ результатов моделирования показывает образование обратных течений перекачиваемой среды из спирального сборника в крыльчатку и формирование его кругового (замкнутого) вихревого движения непосредственно в проточной части, не участвующего в расходном течении, который занимает практически все пространство проточной части. Основной поток движется, обтекая вихри и занимая только часть объема канала, что приводит к большим гидравлическим потерям. Это может быть объяснено тем, что проточная часть классически спроектированной крыльчатки для объема перекачиваемой среды является значительно перерасширенной.
Если обратить внимание, что крыльчатка при частоте вращения ротора и=3000 об./мин совершает 50 оборотов за одну секунду, то можно констатировать, что за один оборот через крыльчатку фактически проходит всего 1/50 часть от общей подачи (расхода) перекачиваемой среды насоса. Это может объяснить выявленное поступательное движение перекачиваемой среды только в узком слое (трубке тока) вдоль профилированной лопасти (см. рис. 1).
Для проверки нового подхода к проектированию проточной части было спроектировано, изготовлено и испытано экспериментальное рабочее колесо динамического насоса. Геометрия проточной части колеса имела два канала постоянного сечения суммарной площадью 2*10*30 = 600 мм . Результаты испытаний макетного образца экспериментального насоса представлены в таблице и на рис. 2. Также на рис. 2 для сравнения приведены результаты гидравлических испытаний серийного химического насоса АХ 25/50 (Q =25 м /ч, H =50 м) традиционного исполнения.
Сравнение результатов испытаний показывает, что КПД экспериментального насоса выше КПД серийного насоса на ~2...4 %. Это можно объяснить фактически реализуемым большим значением гидравлического КПД экспериментального насоса вследствие уменьшения гидравлических потерь на вихреобразование. При этом необходимо отметить, что максимальная подача экспериментального насоса составила ~ 50 м /ч, и ее ограничение связано с развитием кавитационных явлений в «горле» (самом узком месте) диффузора отвода насоса из-за реализации максимальной скорости потока.
Приведенные параметры опытного насоса и АХ25/50
№ п/п Подача, м3/ч Напор, м КПД насоса, % Мощность насоса, кВт
OH AX OH AX OH AX
1 0,000 58,63 54,00 0,00 0,00 4,72 6,70
2 5,000 58,50 55,00 14,00 12,00 5,69 7,15
3 10,000 58,50 55,00 25,50 21,60 6,25 7,70
4 15,000 58,50 54,10 34,00 29,90 7,03 8,15
5 20,000 58,50 52,40 41,00 35,60 7,77 8,65
6 25,000 58,20 50,00 44,00 40,00 9,01 9,10
7 30,000 56,00 46,10 45,50 42,50 10,06 9,60
8 35,000 53,80 42,00 46,00 43,00 11,15 10,10
9 39,000 51,95 37,90 47,00 42,00 11,74 10,50
10 40,500 50,90 47,23 11,87
11 45,500 47,17 46,22 12,62
12 50,000 41,53 41,51 13,60
13 50,000 38,12 37,10 13,97
14 51,000 31,85 29,79 14,82
15 53,000 27,23 26,18 14,99
16 53,000 25,92 24,79 15,07
17 53,000 20,71 18,89 15,80
Частота вращения э/дв. n = 3000 об./мин. ОН - опытный насос; АХ - серийный насос АХ25/50
Подача, мЗ/ч
Рис. 2. Энергетические характеристики опытного насоса и АХ25/50
Выводы
1. Результаты испытаний экспериментального насоса подтверждают целесообразность изменения традиционного подхода к проектированию проточной части рабочего колеса насоса и значительному уменьшению площади проходного сечения его проточной части.
2. Резервом повышения КПД динамического насоса является минимизация гидравлических потерь за счет оптимизации проточной части рабочего колеса и реализации в ней безвихревого потока перекачиваемой среды.
3. Для определения (разработки) практических рекомендаций по оптимизации геометрии проточной части рабочего колеса необходимо провести дополнительные расчетные и экспериментальные исследования.
Список литературы
1. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. 2-е изд. перераб. и доп. М.-Л.: Машиностроение, 1966. 364 с.
2. Степанов А.И. Центробежные и осевые насосы. М.: ГНТИ машиностроительной литературы, 1960. 464 с.
3. Боровский Б.И. Энергетические параметры и характеристики высокооборотных лопастных насосов. М.: Машиностроение, 1989. 184с.
4. Караханьян. В. РАПН сегодня // Насосы&оборудование. 2005. №2 - 3. С. 6 - 8.
5. Караханьян. В. Ecopump - программа Europump по снижению энергопотребления и защите окружающей среды // Насосы & оборудование. 2005. №5. С. 5 - 6.
6. Кочевский А.Н., Неня В.Г. Современный подход к моделированию и расчету течений жидкости в лопастных гидромашинах [Электронный ресурс]: http://lib.convdocs.org/docs/index-94211.html.
7. Соколов Е.В., Анкудинов Д.Т. Численное моделирование рабочих процессов центробежных насосов как способ повышения эффективности его работы // Лесной вестник. 2007. №8. С. 165 - 169.
8. Течение жидкости в ступени центробежного насоса / Ф. А. Сло-бодкина, А. В. Малинин, В.В. Малинин, Д. Ю. Шигапова // Матем. моделирование. 2008. Т. 20. № 10. С. 51-62 [Электронный ресурс]: http://www.mathnet.ru/php/archive.phtml?wshow=paper&jrnid=mm&paperid= 2577&option_lang=rus.
9. Соколов Е.В., Анкудинов Д.Т. Моделирование течения жидкости в центробежных насосах // Труды Евразийского симпозиума «Деревообработка: технологии, оборудование, менеджмент XXI века», 20-21 сентября 2006 г. Уральский гос. лесотехн. ун-т. Екатеринбург, 2006. С. 217 - 221 [Электронный ресурс]: http: //lib. convdocs. org/docs/index-91352 .html.
10. Андерсон Д., Таннехил Дж., Плетчер Р. Вычислительная гидродинамика и теплообмен: в 2 т. пер. с англ. М.: Мир, 1990. Т. 1. 384 с.
Савин Леонид Алексеевич, д-р техн. наук, проф., зав. кафедрой, savin@pstu.ru, Россия, Орел, Госуниверситет УНПК,
Григорьев Сергей Васильевич, канд. техн. наук, доц., gsv-4@mail.ru, Россия, Воронеж, Воронежский государственный технический университет,
Шахбанов Ризван Магомедсаидович, асп., rizone12@,gmail. com, Россия, Орел, Госуниверситет УНПК
POSSIBILITY OF IMPROVEMENT ENERGY PERFORMANCE OF CENTRIFUGAL
PUMPS
S. V. Grigoriev, L.A. Savin, R.M. Shakhbanov
Numerical solution of hydrodynamic processes in centrifugal pump and the results of physical experiment provide the rationale for correction technique of designing the impeller. Performing mathematical modeling offluid flow in the centrifugal pump. Analyzing results of CFD-calculation. Designing experimental impeller. Comparison between experimental and serial pumps.
Key words: centrifugal pump, pump performance, mathematical model, dynamic behavior, experimental research.
Savin Leonid Alekseevich, doctor of technical sciences, professor, head of chair, sa-vin@ostu.ru, Russia, Orel, State university-UNPK,
Grigoriev Sergey Vasilevich, candidate of technical sciences, docent, gsv-4@mail.ru, Russia, Voronezh, Voronezh State Engineering University,
Shaxbanov Rizvan Magomedsaidovich, postgraduate, rizone12@,gmail. com, Russia, Orel, State University - UNPK
