CC BY
11
9. Кривченко Г.И. Гидравлические машины. - М: Энергоиздат, 1983.
10. Паламарчук, Н.В. Шахтные и рудничные насосы: Справочное пособие / Н.В. Паламарчук - Донецк, ООО Горные машины, 2009. - 568 с.
11. Гидравлика, водоснабжение и канализация. Под ред. Калицун В.И., Кедров В.С. - 3-е изд. - М.: Стройиздат, 1980.
Аннотации:
В работе представлен численный метод расчета режимных параметров работы насосов с одинаковыми и различными напорными, энергетическими и кавитационными характеристиками. По желанию пользователя программа «CenPums» обеспечивает, на основании экспериментальных данных или паспортных характеристик, вычисление
коэффициентов интерполяционных полиномов, определяя их по методу наименьших квадратов, а также полное графическое представление результатов расчета.
Ключевые слова: расчет режимных параметров насосов, устойчивость работы турбомашин, напор, подача, КПД, кавитационная характеристика.
The paper presents a numerical method for calculating the operating parameters of pumps with the same and different pressure, energy and cavitation characteristics. At the request of the user, the program "CenPums" provides, on the basis of experimental data or passport characteristics, the calculation of the coefficients of interpolation polynomials, determining them by the least squares method, as well as a complete graphical representation of the calculation results.
Keywords: calculation of operating parameters of pumps, stability of operation of turbomachines, head, flow, efficiency, cavitation characteristics.
УДК 621.515.621.67
ПАЛАМАРЧУК Н.В., докт. техн. наук, профессор (Донецкий институт
железнодорожного транспорта) СОЛОМИН А.П., старший преподаватель (Донецкий институт железнодорожного транспорта)
КРУТОУС Н.С., ассистент (Донецкий институт железнодорожного транспорта)
Резервы повышения экономичности и надежности центробежных секционных насосов с осевым уравновешиванием ротора
Palamarchuk N.V. Doctor of Technical Sciences, Professor (DRTI) Solomin A.P. senior lecturer (DRTI) Krutous N.S. assistant (DRTI)
Reserves for increasing the efficiency and reliability of centrifugal sectional pumps with axial balancing of the rotor
Введение относятся многоступенчатые
секционные насосы типов ЦНС, ЦНСА, К высоконапорным центробежным ЦЖЩ ЖЩ ВД ПЭ с подачам от
насосам низкой быстроходности 38 д° 850 м3/ч и нап°рами от 50 д° 3200
м. Конструктивно они однотипны (рис. 1): ступени-секции содержат
закрепленные на валу рабочие колеса -с односторонним входом и лопаточные отводы (направляющие аппараты),
запрессованные в корпуса секций. Вал из-за большого числа колес имеет относительно большой диаметр и длину.
Рис. 1. Схема высоконапорного секционного насоса
1 - вал; 2 - втулка сальника; 3 - втулка нажимная; 4 - сальниковая коробка; 5 - узел уравновешивающего устройства; 6 - крышка напорная; 7 - колесо рабочее; 8 - лопаточный отвод секции; 9 - корпус секции; 10 - крышка входная;
11 - полумуфта привода
Разгрузка от осевого усилия, действующего на вал со стороны колес, осуществляется автоматически с помощью гидравлического
уравновешивающего устройства (ГУУ) - гидропяты (рис. 2). Отработанная жидкость из наружной камеры после торцовой щели отводится на вход насоса либо в атмосферу.
Многоступенчатые секционные насосы применяются в разных отраслях промышленности:
в энергетике и транспорте для
систем
водоснабжения;
высоконапорного
- в нефтедобывающей, для закачивания вод в нефтяные пласты и поддержания пластового давления;
- в горнодобывающей для откачки рудничной воды.
Основные недостатки насосов ЦНС заключаются в низкой экономичности и надежности. К примеру, насосы ЦНС 300, применяемые для водоснабжения энергетических установок, имеют фактический КПД на уровне 58...68%, насосы ЦНС 63-1500...3000 с быстроходностью ступеней 40...60, используемые для заводнения нефтяных пластов, имеют эксплуатационный КПД от 45 до 58% [1, 2].
Рис. 2. Схема гидравлического разгрузочного устройства ротора секционного насоса
1 - вал; 2 - втулка сальника; 3 - втулка нажимная; 4 - сальниковая коробка; 5 - диск упорный; 6 - кольцо подушки; 7 - подпятник; 8 - втулка дроссельная; 9 - втулка защитная; 10 - крышка выходная; 11 - колесо рабочее; 12 - лопаточный отвод; 13 - корпус секции
При эксплуатации МССН серии ЦНС и их конструктивных аналогов также отмечена их недостаточная надежность - наработка до предельного состояния насосов типа ЦНС 300, эксплуатирующихся на 46 рудничных насосных установках по откачке неосветленных и химически активных подземных вод Донецкого региона, составляет от 810 до 3850 ч.
Одним из наиболее ответственных и уязвимых узлов МССН является гидравлическое уравновешивающее устройство (ГУУ). Сопряженные с зазором рабочие элементы устройства автоматической гидропяты быстро изнашиваются, что требует частой их замены. Также из-за значительной утечки воды через торцовую гидростатическую пару ГУУ (разгрузочный диск и подушку) насосы имеют низкую экономичность: по
данным замеров режимных параметров большого числа насосов ЦНС их фактические эксплуатационные
значения КПД составляет от 60 до 68%, а в ряде случаев, и ниже [1, 3].
Для обеспечения более высоких показателей долговечности секционных насосов с пониженным уровнем энергозатрат на перекачку воды, необходимо дать оценку влияния гидравлических, геометрических и технологических параметров как насосов, так и элементов гидропяты на функциональные характеристики
устройства разгрузки. Полученные результаты и зависимости позволят оценить возможности использования новых технических решений по совершенствованию секционных
насосов и узла силового уравновешивания ротора.
Анализ последних исследований и публикаций
В работах [4], [5], [6] приведены теоретические и экспериментальные исследования ГУУ. На основании зависимостей, полученных при исследованиях, были разработаны рациональные конструкции узла автоматической гидропяты, методики её расчета, которые и применяются в настоящее время.
Основным недостатком
исследований гидравлических
процессов в указанных работах является допущение, что поверхности торцевой щели вращающегося кольца 6 и неподвижного кольца 7 (рис. 1) строго параллельны относительно друг друга.
Также в работах [7], [8], [9] зависимость распределения давления вдоль торцевой щели бралась произвольно линейной, что не подтверждается проведенными
экспериментальными исследованиями работы [1]. Указанные недостатки не позволяют оценить влияние многих факторов на процессы, происходящие в торцовой щели И2 разгрузочного устройства и в цилиндрической щели к1 дроссельной втулки.
Из экспериментальных
исследований по определению рабочих параметров гидравлических
разгрузочных устройств [4] интерес представляет измерение фактической величины торцового зазора между вращающимся и неподвижным кольцами. Экспериментальное ее определение имеет большое
практическое значение, так как позволяет определить реальные значения зазоров и проверить расчетные соотношения, применяемые при проектировании ГУУ. Однако необходимость измерения малых перемещений, а также специфические
условия работы гидравлических разгрузочных устройств (перекосы, вибрация, высокое давление жидкости и т.п.) в значительной мере затрудняют эти измерения.
Цель работы
Целью работы является оценка эффективности возможных резервов повышения экономичности и надежности секционных насосов при использовании в конструкции автоматического ГУУ.
Основная часть
Анализ данных по распределению видов отказа центробежных
секционных насосов типов ЦНС 300, ЦНС 180, ЦНС 60, а также их конструктивных аналогов НСШ 410, ЦНСШ 300, показал, что после непродолжительного времени работы агрегатов в недопустимых режимах (кавитация, продолжительное время выхода насоса после пуска на рабочий режим, попадание воздуха во всасывающую линию, неустойчивая работа насосов на восходящей части напорной характеристики),
сопровождающимися необратимыми изменениями силовых характеристик ротора и его динамического состояния, следует нарушение работоспособности и отказ такого ответственного узла ГУУ. По нашим данным доля отказов ГУУ от общего числа отказов составляет: для насосов ЦНС 300 - 21%, ЦНС 180 - 22%, ЦНСШ 300 - 24%, НСШ 410 - 15%.
Исследования функционирования ГУУ. При обследовании 52 высоконапорных насосных установок [7] были установлены фактические показатели надежности гидравлических разгрузочных устройств насосов серии
ЦНС 300, постоянно или периодически эксплуатирующихся в кавитации.
На рис. 3, а показано распределение наработки ГУУ до первого отказа, построенное по данным отказов 26 новых насосов, которые эксплуатировались в бескавитационном режиме, и отказ уравновешивающих устройств был зафиксирован впервые.
Средняя, минимальная и максимальная наработки, соответственно, составляют 1540, 355 и 4150 ч. На рис. 3, б представлено распределение наработки на отказ 112 насосов, прошедших 2-х, 3-х и 4-х кратный капитальный ремонт. Средняя наработка на отказ составляет 880 ч, минимальная наработка - 12 ч, а максимальная - 3250 ч.
а
б
Рис. 3. Наработка до первого (а) и до 3-4-го отказов (б) ГУУ насоса ЦНС 300
Разница в наработках ГУУ до первого отказа и между отказами свидетельствует о том, что среди причин возникновения отказов важное место занимает деградация
кавитирующего насоса как системы и интенсивный эрозионный износ деталей гидропяты. Установлено, что в 85% причиной отказа ГУУ является фрикционный термический износ рабочих поверхностей разгрузочного диска и подушки с характерным образованием задиров, борозд, микротрещин по окружности. На рис. 4 показан характер повреждений подушки гидравлической пяты секционного насоса ЦНСШ 300 при наработке около 1600 ч.
Величина максимально
допустимого износа рабочих
поверхностей колец определяется требованием отсутствия механического контакта между корпусом секции и вращающимся ротором при смещении
последнего в направлении крышки всасывания. Для насосов ЦНС 300 предельно допустимая величина допустимого износа Лки торцового выступа каждого кольца, исходя из условия сохранения конфигурации кольцевого выступа и камеры давления, составляет, соответственно, около 3 мм.
Рис. 4. Характер повреждений кольца ГУУ насоса ЦНСШ 300
Как показали исследования, надежность функционирования
гидравлических разгрузочных
устройств в значительной мере определяется величиной взаимного перекоса рабочих поверхностей неподвижного и вращающегося колец. Непосредственное инструментальное измерение перекоса на насосе весьма затруднительно. Однако о его величине можно судить по амплитуде осевых биений свободного торца вала при прижатых друг к другу рабочих поверхностях колец разгрузочного устройства. Измерение величины биения было реализовано с помощью датчика осевых перемещений с передачей показаний на индикатор часового типа.
Выполненные замеры биения свободного торца вала насоса показали, что двойная амплитуда биений, обусловленных неточностями
изготовления и сборки, составляет для насосов ЦНС 300 от 0,25 до 0,35 мм. При эксплуатации вначале происходит некоторая приработка рабочих поверхностей неподвижного и вращающегося колец, вследствие чего величина их перекоса уменьшается. Однако по мере роста осевой силы условия для их приработки ухудшаются, интенсивность износа возрастает, и вследствие
неравномерного износа рабочих поверхностей колец величина биений все более возрастает.
Об этом свидетельствуют инструментальные замеры,
выполненные на двух насосах ЦНС 300360 насосной установки «Советская», наработка которых составляла, соответственно, 400 и 1700 ч. Величина двойной амплитуды биений кольца разгрузочного диска для этих насосов составляла от 0,38 до 0,4 мм.
Измерения периодические
показали, что величина перекоса рабочих поверхностей колец ГУУ насосов, прошедших капитальный ремонт, в течение всего срока эксплуатации существенно превышает торцовый зазор, фактическая величина которого для насосов типа ЦНС 300 составляет не более 0,12 мм. Поэтому даже в начальный период эксплуатации всегда имеет место механический контакт рабочих поверхностей.
Определение фактической
величины торцового зазора между кольцами ГУУ в неустойчивых и кавитационных режимах работы насоса
В литературе имеются
экспериментальные данные [8, 9] о фактических величинах торцовых зазоров между подушкой и диском разгрузки ГУУ высоконапорных центробежных насосов, однако их величины определены для нормальных режимов работы насосных установок, без кавитации. Для изучения особенностей функционирования ГУУ насосов в режимах кавитации и образования кавитационного течения потока в каналах гидропяты, потребовалось уточнить результаты исследований осевого хода ротора насосов, приведенные в работах [2, 5].
Измерения были выполнены на стенде для приемо-сдаточных испытаний насосного оборудования ОП «Антрацитовский РМЗ». Параллельно с торцовым зазором измерялись также расход через уравновешивающее устройство и давление в разгрузочной камере. Стенд, оснащенный
четырехступенчатым насосом ЦНС 60, был собран по открытой схеме. Для отбора давления из разгрузочной камеры в неподвижном кольце на его среднем радиусе было выполнено отверстие диаметром 2,5 мм,
сообщающее камеру с соединительной линией и далее на выходе - с манометром. Измерение подачи насоса выполнялось с помощью тарированной напорной трубки полного и статического напора и
дифференциального пьезометра
расходомера «ИСКРА-2», давлений -образцовыми манометрами.
Высокоточное измерение
торцового зазора между кольцами ГУУ выполнялось с помощью
малогабаритного индуктивного датчика 1 (рис. 5), установленного в теле вращающегося кольца 2. Датчик собой катушку
со стержневым экраном, герметично заподлицо с рабочей гидропяты. Якорем датчика служило вращающееся кольцо. Катушка датчика имеет 1210 витков из медного привода диаметром 0,1 мм, что обеспечило ее полное сопротивление около 200 Ом. В мостовую измерительную схему был включен также компенсационный датчик, который имел такую же конструкцию и параметры обмотки, как и рабочий.
представляет индуктивности сердечником и установленную поверхностью
Рис. 5 - Кольцо ГУУ насоса с индуктивным датчиком
Результаты экспериментальных исследований представлены на рис. 6, где приведены характеристики:
давления насоса р в зависимости от его подачи Q; давления в разгрузочной камере рк, расхода через гидравлическое разгрузочное устройство q и величины торцового зазора И2, а заштрихованная область - диапазон его биений. Там же точками обозначены расчетные величины давления в разгрузочной камере рк.р, расхода через разгрузочное устройство qр и торцового зазора И2р, полученные для номинального режима расчетом по методике, изложенной в работе [1].
Рис. 6. Зависимость давления насоса р, давления в камере гидропяты рк, расхода q через разгрузочное устройство, величины торцового зазора И2 между кольцами от подачи насоса Q
Из полученных данных следует, что фактическая величина торцового зазора между кольцами ГУУ примерно на 40% меньше расчетного значения. Сопоставление величин напора в разгрузочной камере и расхода через гидравлическое разгрузочное
устройство дает основание считать причиной отмеченной разницы отличие принятого в расчете значения осевой силы от фактического.
Поэтому на этапе
конструкторского расчета размеров деталей ГУУ насосов используются заниженные расчетные значения осевой силы. Так, для испытанного насоса при номинальных зазорах в щелевых уплотнениях рабочих колес и цилиндрическом уплотнении разгрузки расчетное значение осевой силы Тр в номинальном режиме работы составляет 5,2 кН, а фактическое Тф -7,5.. .7,9 кН (разница около 45%).
Установлено, что биения величины торцового зазора, обусловленные взаимным перекосом рабочих поверхностей неподвижного и вращающегося колец, происходят с частотой вращения ротора. Практически на всех режимах работы насоса, за исключением зоны малых подач, из-за биений рабочие поверхности неподвижного и вращающегося колец взаимодействуют с контактом, что предопределяет их функционирование в режиме фрикционного разрушения рабочих поверхностей.
Определение осевой силы ротора секционных центробежных насосов.
В центробежных 10-ступенчатых секционных насосах суммарная осевая сила, действующая на ротор и воспринимаемая ГУУ, имеет следующий порядок: ЦНС 180 - до 53 кН, ЦНС 300 - до 120 кН, ЦНСШ 300 -до 175 кН, ЦНС 500 - до 230 кН. Уравновешивание таких усилий требует создания сложных конструкций уравновешивающих устройств и значительных потерь энергии при их функционировании.
Исследования ГУУ серийных секционных насосов в промышленных
условиях показали, что для совершенствования гидропяты и методов ее проектного расчета важным является определение для каждой типовой конструкции ГУУ таких параметров, как:
- величина осевой силы, действующей на ротор секционного насоса, в зависимости от рабочего давления машины;
- зависимость торцового зазора ГУУ от величины уравновешивающей силы;
- величина расхода через ГУУ во всем интервале изменения торцового зазора;
- размеры и форма сопряжения деталей (диаметры, эксцентриситет, перекосы и др.).
Экспериментальные исследования характеристик ГУУ секционного насоса ЦНС 300-600Н, выполненные на стенде ГП «Машиностроительный завод ИТРАС» г. Донецк, также подтвердили, что фактическая величина торцового зазора Ь.2.ф между диском и подпятником примерно на 35-40% меньше расчетного значения к2.р, которое задается при расчете конструктивных параметров этого устройства.
Для определения влияния изменения величины зазоров в щелевых уплотнениях рабочих колес на осевую силу было проведено измерение параметров при начальном зазоре 0,30 мм и расточенных до 0,6 и 1,0 мм зазорах. Результаты экспериментальных исследований представлены на рис. 7. Как следует из графика, представляющего собой зависимость фактической осевой силы Тф от напора насоса Н, увеличение зазора от 0,3 мм до 1 ,0 мм в щелевых уплотнениях приводит к почти к двукратному росту осевой силы, причем снижение напорной характеристики в ее рабочей
части составляет всего 10...12%. На рисунке 4.5 (кривая 1) выделено расчетное значение осевой силы Тр, полученное по формуле А.А. Ломакина для номинального режима работы насоса ЦНС 60-132. Его значение составляет 6,15 кН, что примерно на 40% меньше, чем фактическая величина
осевой силы при начальных зазорах в щелевых уплотнениях рабочих колес. При этом, следует отметить, что обусловленный износом фактический радиальный зазор может достигать больших значений, чем установленный для исследования максимальный зазор -1,0 мм.
Т0, кН
12
10
О
/о >
о /оа
— •уЛ
4«
2*.
-"А
Тр
•
20
40
60
80
100 120
н,
Рис. 7. Зависимость осевой силы То, действующей на ротор насоса ЦНС 60-132 от напора Н: 1 - расчетные значения при зазорах в щелевых уплотнениях рабочих колес 0,3 мм для режима работы с номинальными параметрами; 2, 3, 4 - экспериментальные значения, полученные при зазорах в уплотнениях, соответственно, 0,3, 0,6 и 1,0 мм.
Для определения границ надежного использования ГУУ секционных насосов выполнена оценка уравновешивающей осевой силы Е,
действующей на диск, расхода через гидропяту q и коэффициента перепада давления в, в зависимости от торцового зазора к2 между кольцами гидропяты:
F=
ßAp [R (^ +!)" 3Ro2
(1)
2^R2h2 <р ß
q=
Ap
n
(2)
1
4Р2.
в = АР
С
ь 1вх ^ 7. 4.2 Г> 21 2
1 +
2\ ф1 Я2 2 к2
С2
2т 2
*0 \
С2 =
С2вх+ф2+(1 -ф)ф1£
2К
F = То
Рис. 8. Схема уравновешивающего устройства и ступени насоса
(3)
(4)
(5)
На схеме ГУУ и секции насоса с рабочим колесом (рис. 8) и в формулах (1), (2), (3), (4) и (5) обозначены:
Ар - полный перепад давления на разгрузочном устройстве;
Ар2 - перепад давления в торцовой щели;
Я2, Я1, - наружный и внутренний радиусы кольцевой части диска гидропяты;
Ф - параметр, характеризующий относительную длину кольцевой части диска,
Ф =Я/Я2; Яо, ¡1 - соответственно, наружный радиус и длина
цилиндрической дросселирующей
втулки;
И1, к2 - соответственно, радиальный зазор в цилиндрическом дросселирующем уплотнении и торцовый зазор между кольцами гидропяты;
£2, С1вх, Овх - коэффициенты потерь в торцовом щелевом зазоре и, соответственно, на входе в цилиндрический и торцовый зазор;
Х1, Х2 - коэффициенты гидравлического трения
цилиндрической и торцовой щели;
То - значение осевой силы, действующей на ротор насоса в расчетном режиме.
Для расчетов принято [8]:
к1 = 0,04, Х2 = 0,06, 0вх =1,40, = 0,20.
Вычисления и экспериментальные исследования параметров ГУУ были проведены для основных типов секционных насосов: ЦНС 180, ЦНС 300, ЦНС 500. Результаты приведены в таблице 1.
Таблица 1
Расчетные и экспериментальные параметры ГУУ насосов_
Параметры Тип насоса
ЦНС 300 ЦНС 180 ЦНС 500
Наружный радиус кольца гидропяты Я2, мм 142,5 117,5 180,0
Внутренний радиус кольца гидропяты Я1, мм 112,5 95,0 140,0
Наружный радиус цилиндрической (дросселирующей) 62,5 50,0 75,0
втулки, мм
Длина цилиндрической щели ¡, мм 120,0 90,0 158,0
Средний радиальный зазор между дросселирующей втулкой 0,25 0,22 0,5
и втулкой разгрузки к¡, мм
Осевая сила, действующая на ротор То, кН: - для 10-ступенчатого насоса - для 2-ступенчатого насоса 119,1 30,6 53,2 15,0 228,5 57,5
Коэффициент регулирования перепада давления в - для 10-ступенчатого насоса 0,59 0,55 0,49
- для 2-ступенчатого насоса 0,86 0,83 0,72
Расход отработанной жидкости через гидравлическую пяту
q, при номинальном радиальном зазоре к1 (для нового 10-ступенчатого насоса), м3/ч 19,2 11,8 32
Расход отработанной жидкости через гидравлическую пяту
q, при увеличенном радиальном зазоре к1 (для изношенного 10-ступенчатого насоса), м3/ч 26,1 15,4 43
Фактический торцовый зазор к2 между кольцами
гидропяты, мм: - для 10-ступенчатого нового насоса 0,110 0,081 0,125
- для 10-ступенчатого изношенного насоса 0,055 0,052 0,09
Расчетная величина зазора к2, мм 0,125 0,12 0,14
Уравновешивающая сила Е гидропяты 10-ступенчатого насоса ЦНС 300-600 в интервале торцового зазора к2= 0...0,2 мм изменяется от 23,3 до 3,9 тс, 2-ступенчатого - от 3,46 до 0,59 тс. Для гидропяты насосов ЦНС 180-425 (10 ступеней) и ЦНС 180-85 (2 ступени) характеристика уравновешивающей силы, соответственно, изменяется в диапазонах Е = 9,26.0,81 тс и Е = 1,85.0,16 тс.
Равновесное осевое положение ротора обеспечивается при равенстве осевых нагрузок F = То, при этом параметры разгрузочных устройств этих типов насосов имеют следующие значения: - для 10- и 2-ступенчатых насосов ЦНС 300, соответственно: силы уравновешивающей гидропяты и осевая ротора F = То = 11,91 и 3,06 тс; фактический зазор в гидропяте составляет к2 = 0,11 и 0,061 мм, что на 13 и 51% ниже величины к2р = 0,125 мм,
заданной при проектировании ГУУ; коэффициент регулирования в=0,58 и 0,86; расход через пяту q=8,8 и 2,2 м3/ч.
Сопоставляя эти данные, необходимо учесть, что минимально допустимый (бесконтактный) торцовый зазор в ГУУ секционных насосов обусловлен точностью изготовления и сборки деталей этого узла и составляет 0,05.0,06 мм. Принимая нижнее значение - 0,05 мм в качестве ограничения по эксплуатационному зазору в гидропяте, укажем соответствующую ему максимальную несущую способность гидропяты Етах серийных насосов ЦНС 300 и ЦНС 180 (таблица 1).
Оценка энергоэффективности рабочих параметров насосов, оснащенных автоматической
гидропятой.
Применяемые в разных отраслях промышленности насосы типа ЦНС,
п1
при быстроходности ступеней = 6280 имеют низкую экономичность, которая находится на уровне 64-70%.
Опыт выполненных
конструкторских и научно-
исследовательски работ по созданию новых образцов насосной техники показывает, что решение проблемы разработки высокоэкономичных
насосов связано не столько с совершенствованием геометрии деталей проточной части ступени, сколько с поиском и применением новых, малозатратных по энергии устройств по уравновешиванию осевых сил ротора.
Рассмотрим связь величины отношения КПД насоса п к КПД отдельно взятой ступени Пст с параметрами А и В, учитывающими снижение экономичности машины, соответственно, из-за преодоления
механических
потерь
N
подшипниках, ГУУ, концевых уплотнениях и расхода рабочей жидкости через узел гидропяты
Псг.
= А ■ В,
(6)
где КПД ступени
п ,, = 3,65 ■ п
н
3/4 '
(7)
где р - плотность перекачиваемой жидкости;
Qст, Нст, - соответственно, подача Qст, напор Нст, потребляемая мощность
ступени Ыст;
А - показатель
энергоэффективности насоса по механическим потерям ротора
А = 1 -
N '
(8 )
где В - показатель экономичности машины по расходу внешних утечек из насоса
В = 1 -
^ ут
(9)
где Qн, Цут - соответственно, подача
насоса и дополнительный к подаче расход жидкости через узел гидравлической пяты.
В таблице 2 представлены режимные и безразмерные параметры насосов серии ЦНС, разработанных и выпускаемых в разные годы ЗАО «Ясногорский машзавод», АО «Димитровградхиммаш», ГП
«Петровский завод угольного машиностроения».
в
Таблица 2
Режимные и безразмерные параметры секционных насосов и осевых _уравновешивающих устройств_
Тип насоса
Параметры ЦНС 60-330 ЦНС 180-425 ЦНС 300-600 ЦНС 300-1300 ЦНС 500-800
Подача насоса на выходе Qн, м3/ч 300 180 300 300 500
Число ступеней / 10 10 10 10 11
Напор на ступень Н м г ^ ст 60 42,5 60 130 80
Напор насоса при максимальном числе ступеней Нтах, м 330 425 600 1300 880
Частота вращения ротора, мин-1 2950 1475 1475 2950 1475
Коэффициент быстроходности ступени нового насоса, п« ст 77,2 74,4 74,2 80,5 77,4
Коэффициент быстроходности ступени
с изношенным щелевым уплотнением 73,3 73,2 73,0 76,5 73,2
,„из гиДPопяты, п,ст
Номинальная мощность насоса Ын, кВт 84 314 737 1540 1550
Затраты мощности на преодоление
потерь на трение в элементах ротора и 3,3 9,1 22,1 55,5 62
гидропяты Ым, кВт
Расход отработанной жидкости через
гидравлическую пяту д, при номинальном радиальном зазоре к1 (для нового 10-ступенчатого насоса), м3/ч: 3,6 11,8 19,2 20,2 32
Расход отработанной жидкости через
гидравлическую пяту дут, при увеличенном радиальном зазоре кг (для 4,8 15,4 26,1 28 43
изношенного10-ступенчатого насоса), м3/ч:
КПД ступени 74,1 75 75,5 77,3 77,1
КПД насоса П (по данным промышленных испытаний) 64 66,2 66,5 69,5 70,1
А - показатель энергоэффективности насоса по механическим потерям ротора 0,962 0,971 0,970 0,964 0,96
В - показатель, учитывающий потери по внешним утечкам 0,882 0,894 0,899 0,880 0,902
Коэффициент расхода, ц 0,275 0,265 0,262 0,272 0,266
СК 21,8 21,3 21,4 21,92 21,7
115 190 225 220 280
к2 0,08 0,115 0,12 0,117 0,136
d2 155 366 440 290 530
Из таблицы 2 следует, что у насосов с частотами вращения п = 2950 и 1480 мин-1 и диапазоном значений коэффициента быстроходности ступени
(ns.ст = 74...84) эксплуатационный КПД имеет низкие значения: п« = 64...70.
Добиться повышения
экономичности, согласно известным
рекомендациям [3, 6], можно путем увеличения ns.ст. Однако для насосов секционной конструкции это решение является нерациональным, т.к. при переходе на быстроходную модель рабочего колеса с пониженным напором, потребуется увеличить число ступеней и, соответственно, длину ротора в 1,4...1,6 раза, что неприемлемо с точки зрения надежности и качества точной сборки агрегата.
В качестве первого резерва повышения экономичности
секционного насоса отпадает возможность изменить параметр А . Величина этого показателя
определяется уровнем механических потерь на трение элементов ротора, и она для всех типов насосов серии ЦНС близка к среднему значению 0,94, независимо от габаритов и режимных параметров.
Следовательно, последним
возможным резервом снижения удельных энергозатрат центробежных секционных насосов является оптимизация показателя В. Изменяя такие геометрические параметры, как диаметр дроссельной втулки dдp, внутренний диаметр кольца dвн, наружный диаметр пяты dн, длина цилиндрической щели ¡1, величины щелевых зазоров Ъ,1, Н2, в нужном направлении, можно, на первый взгляд, снизить величину непроизводительной утечки и повысить параметр В.
Однако, как следует из дальнейшего анализа, это не так. Рассмотрим возможные результаты оценки влияния изменения
геометрических размеров элементов рабочего колеса и узла гидропяты.
Утечка через каналы ГУУ
Ц
ут
= цпД ■ ^2■ Нр , (10)
где Нр - напор, срабатываемый в ГУУ, включая байпасную линию;
ц - коэффициент расхода для торцовой щели гидропяты.
Используя соотношение [3] для заданного габарита рабочих колес Ск секционного насоса
Л2 = Ск
V 100 ,
п
(11)
и зависимости для коэффициентов быстроходности насоса п$.н и ступени п3.ст при числе секций I,
п,.н = 3,65 ■ п- тт3/4
Н 3
п = 3,65 ■ п
^ + Ц ут
( н / г )3/4
(12)
(13)
после преобразований получим
В = 1 -
1 а (п^н /100 )-2/3
п /100
(14)
где а = 0,36 ■ ц
л2
Анализ полученных результатов. Коэффициент расхода ц в щелевых уплотнениях ГУУ изменяется в узких пределах: от 0,262 до 0,272. Коэффициент С к, определяющий габарит рабочих колес, также можно считать постоянной величиной - 21,2 -21,9, причем независимо от параметров насосов.
Геометрические отношения dв М2 и h2/dв для секционных насосов практически одинаковы, а параметр
П.н/100, который является функцией основных параметров насосов (12), кроме расхода через пяту дут для каждого отдельно взятого насоса, есть константа.
Таким образом, выражение (14), определяющее коэффициент В, является функцией коэффициента
быстроходности ступеней ns.н■ Чем больше величина быстроходности ступеней, тем больше показатель В. Однако, как следует из таблицы 2, эта зависимость слабая - при изменении ns.ст в интервале 74,2-83,5 параметр В возрастает всего на 3,5%.
Следовательно, путем увеличения числа ступеней или частоты вала ощутимо воздействовать на параметр экономичности насоса В невозможно. Кроме того, как указывалось, возникают непреодолимые проблемы с
надёжностью и жесткостью насоса как роторной системы.
Выводы
1. При работе насоса на его ротор действует сложная система сил, среди которых самой большой по абсолютному значению является осевая сила. Для многоступенчатых высоконапорных насосов она измеряется десятками и даже сотнями тонн.
2. В настоящее время для секционных насосов самым эффективным способом уравновешивания осевых сил является использование гидравлических уравновешивающих устройств (ГУУ) -гидропят. Конструкции гидропяты построены на общем принципе: между уравновешивающей силой и осевым положением ротора существует отрицательная обратная связь, обеспечивающая автоматическую
стабилизацию осевого положения ротора.
3. Измеренная фактическая величина осевой силы ротора нового насоса секционного типа при номинальных зазорах в щелевых уплотнениях рабочих колес ориентировочно в 1,4 раза превышает значение осевой силы, полученное расчетом ГУУ на стадии проектировании насоса. Увеличение щелевого зазора в уплотнениях рабочих колес от 0,3 до 1,0 мм приводит примерно к двукратному росту осевой силы.
4. Использование при проектировании ГУУ насосов заниженного значения осевой силы, действующей на ротор, предопределяет значительное отклонение фактических параметров (силовых и гидравлических) гидропяты от заданных в проектном расчете:
- торцовый зазор между кольцами на 13 % (для 10-ти ступеней насоса) и на 51 % (для 2-х ступеней) ниже расчетного;
- коэффициент регулирования в на 16% (для 10-ти ступеней насоса) и на 71% (для 2-х ступеней) выше, заданного при расчете. Аналогичное несоответствие фактических (эксплуатационных) параметров ГУУ характерно и для других типов секционных насосов.
5. Применение в секционных насосах ГУУ, конструктивно выполненных по схеме автоматической гидропяты, сильно отражается на экономичности агрегатов. По сравнению с КПД ступени, КПД насоса снижается на 8,5-12%. Увеличение экономичности таких насосов при сохранении существующих требований к надежности практически невозможно.
6. Реальный путь к повышению экономичности - это отказ от
конструктивных схем секционных насосов с гидропятой, и применение иных специальных устройств, воспринимающих осевые силы. К ним следует отнести, например:
- рабочие колеса с разгрузочными отверстиями и импеллерами на заднем диске;
- двух-четырехпоточные схемы соединения ступеней с одинаковой по величине осевой силой и взаимно-противоположным расположением рабочих колес.
Список литературы:
1. Паламарчук, Н.В. Шахтные и рудничные насосы: Справочное пособие / Н.В. Паламарчук - Донецк, ООО Горные машины, 2009, 594 с.
2. Насосы АЭС: Справочное пособие / П.Н. Пак, А.Я. Белоусов, А.И. Тимшин и др. Под общ. Ред. П.Н. Пака. - М.: Энергоатомиздат, 1989. -328 с.
3. Твердохлеб И.Б., Василенко Л.И. Об одной проблеме, связанной с уравновешиванием осевых сил в высоконапорных насосах низкой быстроходности / И.Б. Твердохлеб, Л.И. Василенко // Насосы и оборудование. -1/2004. - № 1. - С. 18-19.
4. Степанов А.А. Центробежные и осевые насосы. Теория, конструирование и применение /
A.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.
5. Михайлов А.К. Конструкции и расчет центробежных насосов высокого давления / А.К. Михайлов,
B.В. Малюшенко // М.: Машиностроение. - 1971. - 304 с.
6. Ломакин А.А. Центробежные и
осевые насосы / Ломакин А.А.; [изд. второе, перераб. и доп.] - М.: Машиностроение, 1966. - 364 с.
7. Марцинковский В.А. Статический расчет разгрузочных устройств центробежных насосов / В.А. Марцинковский. - М.: Машиностроение, 1975. - С. 362-368.
8. Марцинковский В.А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов. - М.: Машиностроение, 1970. - 240 с.
9. Чегурко Л.Е. Разгрузочные устройства питательных насосов тепловых электростанций / Л.Е. Чегурко. - М.: Энергия, 1978. - 158 с.
10. Карева Е.В., Панаиотти С.С., Савельев А.И. Автоматизированное проектирование автоматических устройств для уравновешивания осевых сил в центробежных насосах / Руководство пользователя. - Калуга. -2009. - 40 с.
Аннотации:
В статье дана оценка эксплуатационных и функциональных характеристик
автоматического уравновешивающего
устройства (гидропяты), воспринимающего осевую нагрузку ротора насоса. Применение в секционных насосах гидропяты, сильно отражается на экономичности агрегатов. По сравнению с КПД ступени, КПД насоса снижается на 8,5-12%. Увеличение экономичности таких насосов при сохранении существующих требований к надежности практически невозможно. Показано, что реальный путь к повышению экономичности, это отказ от конструктивных схем секционных насосов с автоматической гидропятой и применение иных специальных устройств, надежно воспринимающих осевые силы
Ключевые слова: центробежный насос, разгрузочное устройство, уравновешивание осевых сил, гидравлическая пята, экономичность.
The article gives an assessment of the operational and functional characteristics of an
automatic balancing device (hydraulic heel), which perceives the axial load of the pump rotor. The use of hydropylons in sectional pumps greatly affects the efficiency of the units. Compared to the stage efficiency, the pump efficiency is reduced by 8.512%. Increasing the efficiency of such pumps while maintaining the existing reliability requirements is
practically impossible. It is shown that the real way to increase the efficiency is the rejection of the design schemes of sectional pumps with an automatic hydraulic valve and the use of other special devices that reliably absorb axial forces.
Keywords: centrifugal pump, unloader, balancing of axial forces, hydraulic heel, economy.
УДК 629.488.2
КИСЕЛЕВ Г.Г., канд. техн. наук, доцент (Самарский государственный университет путей сообщения)
Рационализация процесса технического осмотра подвижного состава
Kiselev G.G., Candidate of Technical Science, Associate Professor (SSTU) Rationalization of the process of technical inspection of rolling stock
Введение
В области технического регламентирования программных
документов ОАО «РЖД» и наращивание потенциала развития железнодорожного транспорта
первоочередной задачей считается мониторинг технического состояния подвижного состава [1]. Технический осмотр подвижных единиц перед отправкой на перегон - обязательный процесс в аспекте обеспечения безопасности движения поездов.
Заблаговременное выявление всевозможных неисправностей в ответственных деталях и узлах вагонов - основной показатель,
способствующий не допустить отправление поезда на пути следования вагонов с неисправностью, что, в свою очередь, предъявляет требования к качеству его контроля [2]. Техническое обслуживание подвижных единиц на станции отправления предписывает обязательный их осмотр.
Контроль технического состояния подвижных единиц в составе поезда на ПТО представляет собой
трудозатратную процедуру,
предписывающую для осмотрщиков вагонов выполнение разнообразных манипуляций осмотра ходовых частей и подвагонного оборудования [3]. Работа осмотрщиков-ремонтников вагонов по осмотру подвижного состава характеризуется незначительным
показателем автоматизирования, что имеет следствием существенные трудозатраты на их техническое обслуживание [4]. Продолжительность осмотра одной единицы подвижного состава варьируется от одной до трех минут. Установленный на
железнодорожном транспорте осмотр подвижного состава характеризуется множеством определенных
несовершенств, которые оказываются замедляющими причинами повышения эффективности работы и экономии в хозяйстве отрасли.
На стальных магистралях
