РАСЧЕТ И КОРРЕКТИРОВКА ГЕОМЕТРИИ СМЕННЫХ ДЕТАЛЕЙ И КАНАЛОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ СЕКЦИОННЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ДАННЫХ МОДЕЛЬНЫХ ОБРАЗЦОВ Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.365.07

ПАЛАМАРЧУК Н.В., д-р техн. наук, профессор (Донецкий институт

железнодорожного транспорта) ПАЛАМАРЧУК Т.Н., канд. техн. наук, доцент (Донецкий институт

железнодорожного транспорта)

Расчет и корректировка геометрии сменных деталей и каналов проточной части секционных центробежных насосов с использованием данных модельных образцов

Palamarchuk N.V., Doctor of Technical Sciences, Professor (DRTI) Palamarchuk T.N., Candidate of Technical Sciences, Associate Professor (DRTI)

Calculation and correction of the geometry of replaceable parts and channels of the flow part of sectional centrifugal pumps using these model samples

Введение

Практика проектирования новых и модернизируемых центробежных

насосов (ЦН) содержит несколько этапов. Главные из них:

1) заказчик представляет разработчику проектной организации техническое задание с подробным описанием конструкционных, параметрических и эксплуатационных требований к создаваемому насосному оборудованию;

2) приступая к исполнению технического проекта, разработчик имеет согласованные основные технические параметры: напор насоса Н (м), подача насоса Q (м3/ч, м3/с, л/мин), частота вращения вала насоса п (мин-1, с-1), допускаемый кавитационный запас Акд (м) или допускаемую высоту всасывания АИвс.д (м) насоса для перекачиваемой жидкости. При перекачивании горячих или загрязненных жидкостей приводятся их физические данные - температура, плотность, давление насыщенных паров, массовое или объемное

содержание взвешенных твердых частиц, а для правильного расчета всасывающей линии насоса должна быть установлена и согласована допустимая величина подпора сверх критического давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости;

3) с учетом условий эксплуатации оборудования у потребителя обосновывается и выбирается конструктивная схема насосного агрегата (горизонтальное или вертикальное исполнение; центробежный, вихревой, одно- или многоступенчатый, одно- или двухпоточный и пр.);

4) выбирается частота вращения п приводного двигателя. При перекачивании высоконапорными ЦН загрязненной жидкости рекомендуется применять агрегаты с п < 25 мин1 (синхр), для жидкостей, не содержащих механические примеси п от 25 до 50 мин'1.

5) поиском определяется наличие выпускаемого аналогичного насоса с близкими параметрами и коэффициентом быстроходности ns для

заимствования и пересчета по законам подобия рабочих органов, либо необходимо заново проектировать, базовые рабочие органы насоса;

6) конструктор выполняет расчет и проектирование ЦН, изготавливается экспериментальный или опытный натурный образец, который поступает на приемочные (контрольные) испытания;

7) по результатам испытаний выполняется корректировка конструктивных размеров базовых элементов проточной части и ЦН вновь направляется на испытания

На этапах 5 и 6 необходимо располагать хотя бы ориентировочной напорной характеристикой

проектируемого насоса, либо выполнить ее прогнозирование по известным конструктивным параметрам деталей проточной части (ПЧ). В связи с этим требуется пересчет рабочих органов и характеристик насоса при изменении размеров деталей ПЧ, длины и сечения вала,

Пользуясь методами пересчета, появляется возможность по

характеристике при одних размерах и физических условиях получить характеристику насоса при других размерах и физических условиях.

Анализ последних исследований и публикаций

Анализ работ по теме доводки конструкций экспериментальных и опытных образцов центробежных насосов до требуемых по техническому заданию (ТЗ) заявленных параметров ЦН показывает, что одна часть авторов [1, 2, 3, 4, 5, 6, 7] считает целесообразным идти по пути изготовления нескольких вариантов (от 10 и более) моделей основных деталей ПЧ и их параметрических испытаний в

разных сочетаниях, другая [8, 9, 10, 11, 12, 13, 14] - использует другую технологию создания, основанную преимущественно на разработке и корректировке конструкторской

документации с помощью модельного или немодельного пересчета базовых элементов ПЧ. Второе направление является экономически оправданным, т.к. при этом значительно снижается трудоемкость работ и сокращаются материальные затраты.

Цель работы

На примере нового насоса со сменными деталями проточной части показать возможность пересчета размеров базовой модели на смежные конструктивные исполнения с увеличенными или уменьшенными рабочими параметрами.

Основная часть

Ранее предложенный способ создания, унифицированного

типоразмерного ряда высоконапорных секционных ЦН с расширенной зоной режимных параметров, основан на использовании блочно-модульного принципа конструирования турбомашин [1, 2]. Получаемые преимущества от использования этого подхода -возможность расширения

номенклатуры ЦН при сохранении базовой конструкции их составных частей. Не требуется в каждом отдельном случае проектировать новый насос на новые параметры. Достаточно выполнить сборку насоса, заменив от 3 до 5 сменных деталей в унифицированной базовой конструкции проточной части - и насос будет обеспечивать требуемые параметры с высокими значениями КПД.

Одним из главных требований при создании ЦН является обеспечение его высокой экономичности на заданном, расчетном режиме работы насосной установки. Этот принцип

конструирования приводит к тому, что к уже существующему номенклатурному ряду насосов в количестве 14 отдельных типов (рис. 1) добавляются новые машины, что сопровождается

значительными производственными и эксплуатационными затратами. При этом существуют области применения ЦН, требующие периодического изменения их режимов работы. Например, подачи высоконапорных ЦН, работающие в системах закачки воды в нефтяные пласты или рудничного водоотлива, могут меняться в широких пределах - от 0,5@ном до 1,25Оном.

1 10 11 13 14

Г

и Л' 12

с Попе рабочих подач и напоров

3 7 "

1 4

800 600 400 200

200 400

600

800 О, мз/ч

1 - ЦНС 60-66...330; 2 - ЦНС 60-50...250; 3 - ЦНС 105-98...490; 4 - ЦНС 180-85...425; 5 - ЦНС 180-476...680; 6 - ЦНС 180-500...900; 7 - ЦНС 300-120...600; 8 - ЦНС 300-700...1000; 9 - ЦНС 300-780...1300; 10 - ЦНСШ 300-140...720; 11 - НСШ 410-190...1000; 12 - ЦНС 500 - 160....800; 13 - АЦНС 550- 192...1000;

14 - ЦНС 850-240...960

Рис. 1. Поле рабочих режимов (О-Н) действующих высоконапорных насосных установок и типы применяемых секционных центробежных насосов

Существующие способы

регулирования режимов работы насосов, такие, как дросселирование, регулирование частоты вращения др. не всегда приемлемы из-за значительных потерь энергии, роста шума и вибрации, применения специальных устройств, вдвое и более удорожающих стоимость насосного агрегата.

Для насосных систем, требующих периодической регулировки напора и подачи, диапазон использования определенного типоразмера насоса можно расширить путем надежной эксплуатации его в заранее оговоренной допустимой области рабочей характеристики с сохранением высоких значений КПД. Это может быть достигнуто за счет подрезки (или

наращивания) наружного диаметра, или заужения (или расширения) выходного канала рабочего колеса насоса с сохранением общей платформы его корпусных деталей. Применение этих решений в совокупности, относительно каждого конструктивного исполнения рабочих колес и отводов (направляющих аппаратов), позволяет в существующих габаритах выпускаемых насосов значительно повысить их экономичность и надежность.

Вместо создания новых насосов, предлагается в моделях, отработанных и выпускаемых секционных насосов устанавливать сменные детали ПЧ, спроектированные на заданные параметры, и получить тем самым повышение КПД на расчетном режиме.

При разработке рационального типоразмерного ряда новых насосов сери ЦНС использованы три принципа создания каждого базового образца насоса нового параметрического ряда:

- возможность полной модульной унификации корпусных деталей у смежных по подаче насосов;

- расширение допустимой рабочей зоны по условиям бескавитационной работы и приемлемых удельных энергозатратах на перекачку 1 м3 жидкости за счет варьирования различного сочетания сменных деталей ПЧ;

- применение в низко-, средне- и высоконапорном исполнениях насоса индивидуальных сменных узлов уравновешивающего устройства, если оно предусмотрено конструкцией.

Этот принципиально новый путь в построении ряда ЦСН впервые реализован авторами специалистами [15] в 1992 г. при создании специально для водоотливной станции

«Комсомольская» ГП «Антрацит» мощного насоса АЦНС 550-1000 (АКаНТИ).

Дальнейшее развитие концепция развития насосов со сменными деталями ПЧ получила в 2009-2013 гг. при проектировании и освоении производства насосов ЦНС300МП, ЦНС 400Н(Ц) и ЦНС 315Н(Ц) с режимами в интервале подач от 0,8- Qном, до 1,25- Qном (здесь Qном -номинальная подача базовой модели насоса). Указанные типы ЦН в унифицированном корпусе имеют два исполнения направляющих аппаратов и три исполнения рабочих колес, которые обеспечивают рабочий диапазон подач от 250 до 580 м3/ч, диапазон напоров (на одну ступень) - от 60 до 100 м [9].

Принципы создания

унифицированного типоразмерного ряда высоконапорных секционных ЦН с расширенной зоной режимных параметров получили развитие в энергетическом, нефтяном

насосостроении. Построение ряда основано на использовании блочно-модульного принципа конструирования турбомашин [16, 17, 18].

Получаемые преимущества от использования этого подхода -возможность расширения

номенклатуры ЦН при сохранении базовой конструкции их составных частей. Не требуется в каждом отдельном случае проектировать новый насос на новые параметры. Достаточно выполнить сборку насоса, заменив от 3 до 5 сменных деталей в унифицированной базовой конструкции проточной части - и насос будет обеспечивать требуемые параметры с высокими значениями КПД.

Некоторое усложнение

конструкции, связанное с введением трех-пяти исполнений рабочего колеса и вставного лопаточного отвода в секции направляющего аппарата, а также селективная установка сменных деталей уравновешивающего

устройства, компенсировалось такими преимуществами, как:

- глубокая унификация насосного оборудования в пределах всего типоразмерного ряда шахтных насосов;

- расширение рабочей зоны напорной характеристики в одном насосе в 2 - 2,5 раза;

- достижение высоких значений КПД во всем рабочем интервале напорной характеристики;

- стабильная и устойчивая работа насосных агрегатов на общую трубопроводную сеть;

- значительное повышение надежности насоса.

Для нового унифицированного рядя центробежных насосов в качестве базовых выбраны 5 насосов с основной модельной ступенью, имеющей коэффициент быстроходности 63 и оптимальные подачи 80, 125, 200, 315 и 500 м3/ч. Требуемый диапазон подач и напоров обеспечивается двумя конструктивными исполнениями

ступени с коэффициентом

быстроходности 63 (базовая) и 56 (зауженная) и двумя подрезками базового выходного диметра рабочего колеса.

На рис. 2 и 3 показан разрез двух новых секционных насосов ЦНС 200 и ЦНС 500.

Рис. 2. Разрез насоса со сменными деталями ПЧ блочно-модульной конструкции

ЦНС 200 (4 ступени)

Рис. 3. Разрез насоса ЦНС 500 (5 ступеней) с тремя модульными исполнениями на

подачи 550, 500, 400 м3/ч

В таблице 1 приведены параметры насосов нового унифицированного параметрического ряда, которые рационально использовать на

действующих энергетических насосных установках, в мощных системах водоснабжения и на водоотливных комплексах шахт и рудников.

Таблица 1

Параметры насосов нового унифицированного параметрического ряда

Исполнение Подача, м3/ч Напор ступени, м Рабочая часть характеристики, м3/ч Диаметр колеса, мм

Насос ЦНС 80-60.. .330

№ 1 80 30 63 65-90 295

№ 2 65 30 56 50-75 295

№ 3 80 25 71 65-90 270

№ 4 65 25 63 50-75 270

Насос ЦНС 125—80...440

№ 1 125 40 63 105-140 340

№ 2 100 40 56 85-110 340

№ 3 125 34 71 105-140 420

№ 4 100 34 63 85-110 420

Насос ЦНС 200—100...550

№ 1 200 55 63 170-220 380

№ 2 160 55 56 135-175 380

№ 3 200 46 71 170-220 354

№ 4 160 46 63 135-175 354

Насос ЦНС 315-140...790

№ 1 315 70 63 250-350 450

№ 2 250 70 56 200-270 450

№ 3 315 62 71 250-350 420

№ 4 250 62 63 200-270 420

Насос ЦНС 500—200...1000 (АКаНТИ)

№ 1 500 100 63 425-550 530

№ 2 400 100 56 340-440 530

№ 3 550 90 71 460-610 530

№ 4 400 86 63 340-440 495

Переход на новый

параметрический ряд унифицированных насосов со сменными деталями ПЧ серии ЦНС с КПД не ниже 77% обеспечивает снижение

эксплуатационных затрат на перекачку чистой, неосветленной и химически активной воды в системах водоснабжения, теплоэнергетики,

системах охлаждения силовых машин и установках обводнении нефтяных пластов на 20-30 %.

Для проектирования насосов со сменными деталями ПЧ использовалась разработанная схема построения параметрического ряда базовых моделей ЦН. Например, для высоконапорных насосов серии ЦНС для водоотлива рудников схема сокращенного по числу базовых образцов параметрического ряда, за счет использования сменных деталей ПЧ, показана на рис. 4.

4\ 5

\ Граница поля эабочих напоров и подач

3

\ 2

200 400 600 800 О, м3/ч

1 - ЦНС 80-80...400; 2 - ЦНС 125-140...790; 3 - ЦНС 315-140...720; 4 - ЦНС 500 - 190....855; 5 - ЦНС 800-280...980

Рис. 4. Поле рабочих напоров и подач (О-Н) секционных насосов и охват, и диапазоны параметров 5 унифицированных насосов со сменными деталями ПЧ

На рис. 5 представлена разработанная схема сборки исполнений (А-1, А 2, В) каждого типового образца водяного насоса. Режимные параметры показанных схем основаны на ограничениях режимов работы каждого исполнения по подаче, напору

и всасывающей способности [19]. Такой подход сокращает варианты расчета и немодельной корректировки размеров деталей ПЧ, если с первого раза не удается добиться заявленных в ТЗ характеристик.

Н,

10

65

60

55

50

1 РКЗ+.ПО :

РК5+Л02

1 42

5 5 45 1Б„ * 2 Б ЗБ

И к:*ло>

РК<!0}У 1

ш т

5А 4А 1АЧ 2А ЗА

РКПОЛР?

5 В 43 1ВЧ 2В ЗВ

200

250

300

350

О, м3/ч

Рис. 5. Схема сборки проточных частей секционных ЦН

Рассмотрим порядок расчета деталей ПС проектируемого

центробежного насоса по данным выбранных модельных образцов и методы корректировки режимных параметров при немодельной корректировке характеристик опытного образца после его контрольных (приемочных) испытаний. Далее использованы полученные результаты экспериментальных работ авторов [8, 9, 19] и исследований других специалистов [10, 11, 20, 21, 22, 23, 24]

Проектирование деталей

проточной части модельного насоса с использованием элементов теории подобия

Насосы, являющиеся исходной базой при проектировании, называются

модельными образцами. Обычно выбор модельного образца производится среди отработанных и уже используемых конструкций высокоэкономичных

насосов.

Исходя из условий подобия, параметры натуры и модельных образцов насосов должны находиться в следующих соотношениях:

И

Н,

п2 о22н

пЖ

(1)

где п^.н, ^.м - удельная быстроходность проектируемого (натурного) и модельного образцов насосов;

Нн, Нм - напоры проектируемого и модельного образцов насосов, отнесенные к одному колесу;

Он, Ом - подача проектируемого и модельного образцов насосов;

Пн, Пм - частота вращения, проектируемого и модельного образцов насосов, мин-1;

^2Н, В2М - наружные диаметры рабочих колес проектируемого и модельного насосов.

При Нн = Нм , Пн В2н = Пм В2м.

При постоянной скорости вращения

H, = Н,,

f Q >

QH

(2)

так как

Q05 Q0

H 0

H 0

(3)

Зоны применения: 1Бн - базовый образец с номинальными параметрами (типовой представитель

параметрического ряда); 2Б, 3Б - сборка ПЧ для зоны увеличенных подач (от 1,1 до 1,2 Qhom); 4Б, 5Б - сборка ПЧ для зона пониженных подач (от 0,7 до 0,8Qhom); 1А, 2А...5А - образец с пониженным напором; 1В, 2В...5В -образец с низким напором; РК1, РК2...РК5 - исполнения рабочего колеса; ЛО - исполнения для лопаточного отвода секции.

Горизонтальными стрелками показаны сборки сменных деталей проточных частей, вертикальными - уменьшение напора образца за счет уменьшения наружного диаметра колеса D2 и изменения угла выхода лопасти в2.

В соответствии с условиями подобия коэффициент подобия кп отношения линейных размеров элементов проточной части модельного и проектируемого насосов равен (4)

Любой из линейных размеров проектируемого насоса / равен произведению коэффициента £под на соответствующий линейный размер модельного насоса /мд.'

l = kl

(5)

или

k,D2l.

Изменение КПД насоса, учитывая влияние шероховатости, можно определить по формуле:

1 ~Ли

1 ~!м

f

D

у

2 м

V d2h J

(6)

где Цн и Цм - КПД проектируемого натурного и модельного образцов насосов;

т=0 - в случае подобия относительной шероховатости стенок каналов колеса и корпуса;

т=0,2 - в случае равенства абсолютной шероховатости этих каналов.

Для пересчета гидравлического КПД натурного и модельного образцов можно применить формулу

Лг =1 -i1 ~Лг.м )

f

ig D

1ПР. м

- 0,172

Y

ig Апр.н - 0,172 j

, (7)

где А.пр.н и А.пр.м - приведенные диаметры входа в рабочее колесо соответственно проектируемого и модельного насосов.

У подобных насосов в большинстве случаев КПД остается практически постоянным при значительных изменениях числа Рейнольдса.

2

При сохранении относительной величины зазоров, т.е. когда Цн=Цм и Fз к2 под Fз мд, независимо от числа обротав и изменение линейных размеров

Л о - Ло

■МД>

(8)

где ¡н, ¡¡м - коэффициенты расхода жидкости через зазоры натурного и модельного насосов;

/з.н и /з.м - площади сечения зазоров натурного и модельного насосов;

По.н и По.н - объемные КПД натурного и модельного насосов.

Если относительная величина зазоров у проектируемого насоса отличается от относительной величины зазоров в модельном образце, то

л

отношение их объемных потерь ——

л о. м.

определяется только на основании расчета.

Для пересчета механического КПД проектируемого и модельного насосов можно применить формулу:

- 1+

Лм ормр§нтм

(N.С.н . + ^Т.П. н )

(9)

где Ыт.д..м - мощность, расходуемая на дисковое трение в модельном образце насоса;

N .с.н и Ыт .п.н - мощность, расходуемая на трение в сальниках и подшипниках проектируемого насоса;

Qр.н, р, Нт и Qр.м, р, Нт.м -расчетная производительность,

плотность жидкости и теоретический напор соответственно натурного и модельного насосов.

Отношение мощности,

затрачиваемой на дисковое трение, к мощности, отдаваемой рабочим колесом потоку, обычно сохраняется при модельном пересчете постоянным.

Полные условия подобия кинематики потоков и рабочих параметров в центробежных насосах с учетом значений объемных,

гидравлических и механических КПД выражаются зависимостями:

®н _ сн

и.

(10)

^ - ,

и.

Н

Н..

-к

п.

( V

п

V пм у

Лгн Лг.м

Он _ 12 пн Ло.н

кп

пм ЛО.м

N1

N..

н- - к

г„ V

V п м У

Лм_

Л

(11)

(12)

(13)

(14)

где wн и wм; сн см ; ин и им - абсолютные и окружные скорости потока в рабочем колесе, соответственно натурного и модельного насосов;

пн и пм - частота вращения ротора;

Qн и Qм - полезная (номинальная) производительность;

Цо.н и Цо.м - объемные КПД;

Нн и Нм - напоры насосов;

пг.н и пг.м - гидравлические КПД машин;

Ын и Ым - потребляемые мощности;

Пн и Пм - КПД насосов;

р - плотность перекачиваемой жидкости.

Метод подобия может быть использован для определения характеристик и размеров рабочих органов проектируемых насосов. Для определения механических качеств и кавитационных свойств насосов метод гидравлического подобия применим, но с поправками, определяемыми экспериментальным путем.

По методу подобия путем расчета можно выполнить, на основании данных испытания имеющегося высокоэкономичного насоса (модели), проект нового (натурного) насоса с тем же коэффициентом быстроходности п^пэ.мд который будет обладать требуемыми значениями

производительности и напора. Полученный проектный образец насоса принимается как базовая модель (основной представитель

типоразмерного ряда на заявленную подачу машины).

Немодельная корректировка

полученных размеров деталей насоса.

Если после испытания

спроектированного образца требуемые параметры не получены приходится прибегать к корректировке полученных размеров проточной части.

При немодельной корректировке выполняют: изменения:

а) ширины лопасти колеса на выходе;

б) диаметра входа рабочего колеса;

в) диаметра втулки рабочего колеса;

г) входного отверстия рабочего колеса при сохранении требуемой подачи;

д) ширины лопаток на входе во входной канал направляющего аппарата без изменения сечения канала и профиля лопаток обратного канала;

е) ширины лопаток на входе в канал направляющего аппарата с пропорциональным изменением сечения канала обратного канала;

ж) наружного диаметра рабочего колеса без изменения входного отверстия;

з) наружного диаметра рабочего колеса с одновременным изменением входного отверстия.

Изменение ширины лопасти. Изменение ширины лопасти на выходе рабочего колеса натурного

(проектируемого) насоса по сравнению с шириной лопасти на выходе рабочего колеса модельного насоса влияет на подачу. При увеличении ширины лопасти, при равенстве всех прочих основных размеров рабочего колеса, производительность проектируемого насоса увеличивается, а при уменьшении - снижается.

В результате уменьшения ширины лопаток рабочего колеса при неизменных диаметре и форме профиля лопаток снижается подача, напор и коэффициент полезного действия насоса. При этом точка максимального к.п.д. смещается в сторону уменьшенного расхода.

При необходимости увеличения диаметра втулки колеса ширину рабочего колеса следует уменьшать только со стороны основного (заднего) диска.

При уменьшении ширины рабочего колеса со стороны заднего диска и сохранении условия пх.н=пх.м значение подачи и напора может следует определять по формулам:

\Ь у

Оу=о л—,

н Х-уЫ 417 '

Ь

(15)

ну = Н.

Г,у\

V Ь2 у

(16)

где

ЬУ

- уменьшенная ширина колеса

проектируемого насоса;

Ь2 - ширина колеса модели;

ОУ - подача проектируемого насоса с уменьшенной шириной колеса; Ом - подача модельного насоса;

НУ

напор натурного насоса с

колесом уменьшенной шириной лопасти;

Нм - напор модельного насоса. Напор Но при нулевой подаче для уменьшенного по ширине колеса определяется по графику (рис. 6), на котором представлена зависимость

Н

между

О.н

Н

и степенью уменьшения

ширины колеса

ь у

Ь2

ь

2.Ы

1, 2 - соответственно, для цилиндрических и пространственных лопастей

Рис. 6. Изменение напора проектируемого рабочего колеса при нулевой подаче при

изменении ширины лопасти колеса

Лн = Лы

Ьу ^ Ь2

V Ь2. ы J

(17)

Экспериментальные исследования параметров опытных образцов новых конструкций секционных насосов со сменными деталями ПЧ серии ЦНС,

АЦНС, ЦНСА, ЦНС-и и ЦНС-Н с - с лопастями двойной кривизны

различной шириной лопастей и обработка (пространственный профиль) их результатов, позволили рекомендовать

следующую формулу для определения !

КПД разработанной машины (в зоне ( ьу V

максимальных значений): Л = Лы

- с цилиндрическим лопастями

Ь у Ь2

V ь2.ы J

(18)

Снижение напора натурного насоса с колесом уменьшенной шириной лопасти

Ьу может быть частично или полностью

восстановлено за счет использования в конструкции сменного рабочего колеса двухъярусных лопастей и их ^-образного профиля в плане [25, 26].

Изменение диаметра входа рабочего колеса. Изменение диаметра входа рабочего колеса проектируемого насоса относительно диаметра входа рабочего колеса модельного насоса связано в основном с изменением

производительности проектируемого насоса.

При увеличении диаметра входа и соблюдении равенства всех прочих основных размеров рабочего колеса условие Пц=Пц.мд не сохраняется, при этом производительность проектируемого насоса увеличивается, а напор несколько уменьшается. При уменьшении диаметра входа рабочего колеса

производительность насоса уменьшается.

При увеличении диаметра входа и постоянном внешнем диаметре рабочего колеса уменьшается величина напора, создаваемого этим колесом, т.к. увеличивается угол атаки и искажается треугольник распределения скоростей и давлений в межлопаточном пространстве.

Увеличение диаметра втулки рабочего колеса. В процессе проектирования рабочих колес секционных насосов возникает необходимость увеличения диаметра втулки колеса по сравнению с диаметром втулки одноколесного экономичного насоса, принимаемых в качестве модельного образца.

При необходимости увеличения диаметра втулки рабочего колеса $вт.н натурного насоса в т раз относительно диаметра втулки рабочего колеса $вт.м модельного насоса диаметр входного отверстия колеса Бо.н проектируемого насоса увеличивается и величина его определяется по формуле

Д - Д2 +й2 т2

О.н Л1 экв вт.м

Д.. -

V

4а

же,

(19)

(20)

0.м

Увеличение входного отверстия рабочего колеса при сохранении подачи насоса. Подача (производительность) Qн и напор насосов Нн с новыми входными отверстиями рабочих колес, линейные размеры которых увеличены в к раз, равны

и

а - а к3

И - Нк2

(21)

(22)

, Жон где к - ■ 0н

Д

о . м

Для сохранения первоначальной подачи насоса, имеющего рабочее колесо с увеличенным входным отверстием, уменьшают ширину рабочих колес на

1 а 1 i

величину —, т.е. Ь2 . н - ^ Ь2 ».

В результате увеличения входного отверстия и уменьшения ширины лопатки рабочего колеса на выходе производительность Qн и напор Нн проектируемых насосов будут равны

И° - И к3

(23)

(24) т. е.

а - а; (25)

Н = Hk3

(26)

Конструктивно уменьшение лопатки и увеличение втулки рабочих колес производят после того, как рабочее колесо вычерчено по размерам, полученным методом подобия.

Уменьшение наружного диаметра колеса. Уменьшение (подрезка) наружного диаметра колеса изменяет характеристику и удельную

быстроходность насоса.

При обточке внешнего диаметра рабочего колеса П2 и сохранении частоты вращения изменяется характеристика насоса:

= ; коб QM

V D2.м У

Н^ = Н..

D.

2 об

V d2.m у

(27)

(28)

где Ооб, Нов, Ыоб, ^2об - соответственно производительность, потребляемая

мощность и внешний диаметр колеса центробежного насоса после обточки рабочего колеса;

Ом, Нм, Мм и Б2ы - значения параметров до обточки рабочего колеса;

Контрольные испытания

секционных насосов на стендах ОП «Антрацитовский РМЗ» и ГП «Петровский завод угольного

машиностроения» в 2002-2011 гг. показали, что КПД насосов с удельной быстроходностью п^=60.80 при подрезке рабочих колес на каждые 3% снижается примерно на 1%. У насосов с повышенной удельной быстроходностью п=85...100 при обточке рабочих колес на 4% КПД уменьшается в среднем на 1,5%.

При обточке внешнего диаметра колеса рекомендуются следующие формулы для определения его наименьшего значения:

02об = 0,86 ^2 для водяных насосов со спиральными отводами с пs = 60.120;

В2ов = 0,94^2 для секционных насосов с лопаточными отводами (направляющими аппаратами) с п*=60...100.

Обточка колес с радиальными лопатками производится одинаково по всей ширине, а колес с пространственными лопастями - по двум диаметрам. Для секционных насосов с лопаточным отводом рекомендуется обточку выполнять только самих лопастей, с сохранение толщины и диаметра основного и покрывного дисков.

Конструктивно уменьшение лопатки и увеличение втулки рабочих колес производят после того, как рабочее колесо вычерчено по размерам, полученным методом подобия.

Обточка внешнего диаметра может производиться у насосов со спиральными каналами и с лопаточными направляющими аппаратами.

Диаметр внешней окружности по концам обрезанных лопастей Б2ов для заданного напора Ноб на одно рабочее колесо определяют по формуле

D = D Ноб.

D206 D4 Н

(29)

Наращивание выходного диаметра лопастного колеса. В литературе рассматривается При немодельном пересчете и корректировке размеров возникает необходимость некоторого увеличения наружного диаметра лопастного колеса D2 до величины D°2 (при незначительном изменении подачи Q и увеличении напора Н).

Рассмотрим условия: наращение наружного диаметра до размера D2

производится при b = const и в2 = const. Эти условия могут быть легко выполнены для ns = 80.150. Из треугольника скоростей на выходе (рис. 7) следует, что

2

2

для фиксированного режима (подача Q) пропорционально выходному диаметру П2 увеличиваются окружная скорость на выходе и2 и проекция абсолютной скорости С2и. Напор лопастного колеса

увеличится пропорционально

V Д2 У

Таким образом, наружного диаметра достигается напор

при наращении рабочего колеса

и - и н

д:

Д у

д:

д

(30)

2

Рис. 7. Треугольник скоростей и схема наращивания диаметра колеса

Для сохранения оптимального значения подачи Qопт=const необходимо перепрофилировать спиральный отвод:

Ар - Ар.н

'д^ 2

Параметр

спирали

(31)

а:

уменьшится при наращении диаметра колеса, а удельная быстроходность насоса щ уменьшится, согласно формуле:

п - п.

3

Д ^

Д2.н

V Д: У

(32)

Увеличение меридианного сечения центробежного колеса со стороны покрывного диска при постоянном

выходном диаметре В2. Имеется центробежный насос и его характеристика. Требуется расширить меридианное сечение колеса. Перестраиваем сечение по закону равноскоростного потока с

расширением сечения с Ь2 до Ь2° у покрывного диска без изменения профилировки лопастной решетки и выходного диаметра В2 (рис. 8,а).

Кинематика потока на входе колеса (треугольник скоростей) несколько изменяется за счет увеличения окружной составляющей и1 добавленного сечения межлопастного канала (рис. 8,б), при этом, возможно некоторое ухудшение

антикавитационных качеств насоса.

АА >АА.н, ^ > ^1.н >

Рис. 8. Схема расширения колеса и треугольник скоростей на входе с добавленным

потоком

Рассмотрим изменение подачи насоса.

По условию равноскоростного потока Ci = const:

Q02 F D02.

q0.h f0.h d0.h

Q = Q

С D° ^2 D0

V d0.h у

(33)

Так как по начальному условию

выходной

треугольник скоростей остается неизменным и напор, создаваемый колесом, также неизменен (Н=шм1) при пропорциональном изменении

меридианного сечения колеса, овода и оптимальной подачи.

Рис. 9. Изменение параметров насоса при расширении меридианного сечения о колеса

Рассмотрим изменение напора и мощности насоса.

Напор Нн - Н°, п?=со^. При добавлении ширины канала и соответствующем изменении параметра Ар спирали напорная характеристика

будет более пологой (рис. 9). Напор Н сместится в режим с подачей а. Потребляемая мощность изменится

(

пропорционально

Д

У

V Дон у

так как:

N -

р&ин_ Рео,м и, . г д

3боо^ 36ООл

V До.н у

- N..

( д V

До

V До.н у

(34)

Выводы

1. Вместо создания новых насосов, рационально расширенным поиском определить наличие выпускаемого высокоэкономичного насоса с близкими режимными параметрами и коэффициентом быстроходности щ для заимствования и пересчета деталей ПЧ по законам подобия.

2. После проектирования и изготовления натурного образца проводятся его приемочные испытания. По результатам испытаний, при необходимости, выполняется корректировка конструктивных размеров базовых элементов проточной части с использованием немодельного пересчета. Этот метод является наиболее оправданным при создании насосов со сменными деталями ПЧ.

3. При разработке унифицированного ряда новых секционных насосов сери ЦНС использованы три принципа создания каждого базового образца насоса нового параметрического ряда: - возможность полной блочно-модульной унификации корпусных деталей у смежных по подаче насосов; - расширение допустимой рабочей зоны по условиям бескавитационной работы и высоких значений КПД за счет варьирования

различного сочетания сменных деталей ПЧ.

4. Для нового рядя центробежных насосов ЦНС в качестве базовых выбраны 5 насосов с основной модельной ступенью, имеющей коэффициент быстроходности 63 и оптимальные подачи 80, 125, 200, 315 и 500 м3/ч. Требуемый диапазон подач и напоров обеспечивается двумя конструктивными исполнениями

ступени с коэффициентом

быстроходности 63 (базовая) и 56 (зауженная) и двумя подрезками базового выходного диметра рабочего колеса.

Некоторое усложнение

конструкции, связанное с введением трех-пяти исполнений рабочего колеса и вставного лопаточного отвода в секции направляющего аппарата, компенсируется такими

преимуществами, как:

- глубокая унификация насосного оборудования в пределах всего типоразмерного ряда;

- расширение рабочей зоны напорной характеристики в одном насосе в 2 - 2,5 раза;

- достижение высоких значений КПД во всем рабочем интервале напорной характеристики;

- стабильная и устойчивая работа насосных агрегатов на общую

трубопроводную сеть; значительное повышение надежности насоса.

5. Для получения требуемых режимных параметров: напора, подачи, мощности, КПД и удельной быстроходности предложены методы немодельной корректировки сменных деталей базовых образцов насосов унифицированного ряда.

Список литературы:

1. Башта, Т.М. Гидравлика, гидравлические машины и

гидравлические приводы / Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов. - М.: Машиностроение, 1970, 325 с.

2 Михайлов, А.К. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование / А.К. Михайлов, В.В. Малюшенко В.В. - М.: «Машиностроение», 1977, 290 с.

3. А.И. Степанов Цетробежные и осевые насосы. Теория, конструирование и применение / А.И. Степанов; [пер. с англ. инж. М.Я. Лейферова и к. т. н. М.В. Поликовского]; [под ред. д. т. н. проф. В.И. Поликовского]. - Москва, Гос. НТИ Машиностроительной л-ры, 1960. - 465 с.

4. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. Водяные насосы, вентиляторы, турбовоздуходувки, турбокомпрессоры / Пфлейдерер К.; [4-е переработанное издание]; [пер. инж. А.М. Ладогина] [под редакцией д-ра техн. наук, профессора В.И. Поликовского]. -Москва, ГНТИ Машиностроительной литературы, 1960. - 683 с.

5. Ломакин А.А. Центробежные и осевые насосы / Ломакин А.А.; [изд. второе, перераб. и доп.] - М.: Машиностроение, 1966. - 364 с.

6. Петров В.В., Чебаевский В.ф. Кавитация в высокооборотных

лопастных насосах. М.:

Машиностроение, 1982. 192 с.

7. Карелин В.Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах. М.: Недра, 1975. 353 с.

8. Паламарчук, Н.В. Шахтные и рудничные насосы. Справочное пособие / Н.В. Паламарчук. - Донецк.: Горные машины, 2009. - 601 с.

9. Паламарчук Т.Н. Параметрический ряд модернизированных насосов для шахтного и рудничного водоотлива / Т.Н.Паламарчук, Н.В.Паламарчук // Сб. научн. трудов ДонГТУ - Алчевск - 2017. - № 5 (48). - С. 19-23.

10. Михайлов А.К. Конструкции и расчет центробежных насосов высокого давления / А.К. Михайлов, В.В. Малюшенко // М.: Машиностроение. - 1971. - 304 с.

11. Иванов. В.Г. Изменение параметров центробежного насоса при немодельной корректировке лопаточного отвода / Иванов В.Г. // Гидродинамика больших скоростей. -Красноярск, 1978. - № 1. - С 120-125.

12. Овсянников Б.В. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей / Б.В. Овсянников, Б.И. Боровский.; [3-е изд., перераб. и доп.]. - М.: Машиностроение, 1986. -376 с.

13. Ржебаева, Н.К. Расчет и конструирование центробежных насосов: Учеб. Пособие / Н.К.Р жебаева, Э.Е. Ржебаев. - Сумы: Изд-во СумГУ 2009. -220 с.

14. Овсянников Б.В. Моделирование и оптимизация характеристик высокооборотных насосных агрегатов / Б.В. Овсянников, Н.С. Яловой. - М.: Машиностроение, 1992. - 256 с.

15. Паламарчук Н.В., Деньгин А.П. Насос АКаНТИ 550 для глубоких и обводненных шахт / Н.В.Паламарчук,

А.П.Деньгин - «Уголь Украины». - № 11. - 1997. С. 18-20.

16. Евтушенко А.А. Сменные ротора турбомашин - поиск перспективных направлений развития / Евтушенко А.А., Макивский С.И., Руденко А.А. // Проблемы машиностроения. - Харьков, ИпМаш. -2006. -. Т. 9. - 2006. - № 4. - С. 65 - 67.

17. Филиппов В.И. Центробежные насосы для добычи нефти в модульном исполнении / Филиппов В.И. // - М.: ЦИНТИхимнефтемаша, 1987. - 60 [2] с.

- (Насосостроение. - Серия ХМ-4).

18. Яхненко С.М. Гидродинамические аспекты блочно-модульного конструирования динамических насосов : автореф. дис. на соиск. научн. степ. канд. техн. наук : 05.05.17 «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты» / С.М. Яхненко.

- СумГУ. - Сумы, 2003. - 20 с.

19. Паламарчук Т.Н. Обоснование бескавитационных режимных параметров насосного оборудования водоотливных комплексов угольных шахт: автореф. дис. на соиск. научн. степ. канд. техн. наук: 05.05.06 «Горные машины»/ Т.Н. Паламарчук. - ТГУ. -Тула, 2019. - 15 с.

20. Иванюшин А.А. Создание сменных проточных частей насосов типа ЦНС / Иванюшин А.А., Луговая С.О., Твердохлеб И.Б. // Насосы & Оборудование. - 2003. - № 2. - С. 18 -19.

21. Ковалев И.А. Использование сменных проточных частей в центробежных насосах / Ковалев И.А., Луговая С.О., Твердохлеб И.Б. // Вюник СумДУ. Техшчш науки. - 2006. - № 1. -С. 113 - 117.

22. Евтушенко А.А. Оптимизация геометрии проточной части насосной ступени с использованием результатов расчетного эксперимента /

Евтушенко А.А., Луговая С.О.,

Неня А.В. // Вестник

Восточноукранского национального университета им. В.Даля, Луганск. -2007. - № 3 (109), ч. 2. - С. 174 - 180.

23. Луговая С.О. Поиск способов изменения рабочей характеристики многоступенчатых насосов / Луговая С.О., Ольштынский П.Л., Твердохлеб И.Б. // Вестник НТУУ "КПИ". Машиностроение. - К.: НТУУ "КПИ". - 2008. - № 54. - С. 279288.

24. Луговая С.О. Расчет усовершенствованных направляющих аппаратов многоступенчатых лопастных насосов / Луговая С.О., Неня А.В., Твердохлеб И.Б. // Промислова пдравлша та пневматика. - Вшниця : Вид-во ВДАУ. - 2008. - № 2 (20). - С. 36 - 40.

25. Твердохлеб И.Б. Повышение напора центробежного насоса при ограничении радиальных габаритов за счет применения дополнительного ряда лопастей. / Твердохлеб И.Б., Бирюков А.И., Князева Е.Г. // Насосы&Оборудование. - 2008. -№ 4(51) - 5(52). - С. 82-84.

26. Ратушный А.В. Повышение напорности ступени центробежного насоса путем усовершенствования лопастной решетки рабочего колеса: автореф. дис. на соиск. научн. степ. канд. техн. наук: 05.05.17 «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты» / А.В. Ратушный. - СумГУ. - Сумы, 2015. - 20 с.

Аннотации:

По результатам испытаний опытного образца насос требуется корректировка конструктивных размеров базовых элементов проточной части с использованием модельного и немодельного пересчета. Показано, что эти методы является наиболее оправданным при

создании блочно-модульных насосов со сменными деталями проточной части. Для получения требуемых режимных параметров секционных насосов серии ЦНС для нового унифицированного ряда - напора, подачи, мощности, КПД и удельной быстроходности -предложены уточненные методы немодельной корректировки геометрии сменных деталей.

Ключевые слова: центробежный насос, теория подобия, сменные детали, режимные параметры, напор, подача, удельная быстроходность.

According to the test results of the prototype pump, it is required to adjust the design dimensions of the basic elements of the flow part using model and non-model recalculation. It is shown that these methods are the most justified when creating block-modular pumps with replaceable parts of the flow part. To obtain the required operating parameters of sectional pumps of the CNS series for a new unified range - head, feed, power, efficiency and specific speed - refined methods of non-model adjustment of the geometry of replaceable parts are proposed.

Keywords: centrifugal pump, similarity theory, replaceable parts, operating parameters, pressure, flow, specific speed.

УДК 629.424.3

ПАЛАМАРЧУК Н.В., д-р техн. наук, профессор (Донецкий институт

железнодорожного транспорта) ДЕНИСЕНКО Д.А., аспирант (Донецкий институт железнодорожного транспорта)

Совершенствование конструкции автоматического регулятора температуры воды и масла дизеля тепловоза ЧМЭ3

Palamarchuk N.V., Doctor of Technical Sciences, Professor (DRTI) Denisenko D.A., graduate student (DRTI)

Improvement of the design of the automatic water and oil temperature controller of the diesel locomotive CHME3

Введение

На железных дорогах России основным локомотивом для

выполнения маневровых работ, а также использующимся в грузовом и пассажирском движении является тепловоз серии ЧМЭ3. С каждым годом возрастают объемы перевозок и, соответственно, увеличивается

нагрузка на главный элемент автономного локомотива - дизель.

Высокоэффективная система охлаждения определяет эффективность эксплуатации и технического

обслуживания силовых установок с двигателями внутреннего сгорания. На водяную систему охлаждения тепловозов приходится до 30% всех отказов и неисправностей по дизелю.

Применяемые компоненты и устройства системы охлаждения в дизельном двигателе тепловоза ЧМЭ3 не обеспечивают достаточной экономичности и надежности работы дизеля из-за морального устаревания.

Из-за несовершенной и морально устаревшей релейной конструкции системы автоматического регулятора температуры не соблюдаются нормы по теплопотерям и энергозатратам в