CC BY
104
МАШИНОСТРОЕНИЕ
DOI: 10.18721 /JEST.240 311 УДК 621.671.001.024
Е.А. Иванов, А.А. Жарковский, И.О. Борщев
Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, Санкт-Петербург, Россия
УЛУЧШЕНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ И ПУЛЬСАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Отработана методика расчета прогнозных характеристик многоступенчатых насосов на базе насоса ЦНС 240-1525. Проведенная верификация показала хорошее согласование расчета и эксперимента. Особенностью насосов типа ЦНС является малая величина зазора между рабочим колесом и лопатками направляющего аппарата, поэтому для них лучшие результаты при расчетах вязкого течения и прогнозных энергетических характеристик насоса дает нестационарный подход. Выполнена оптимизация направляющего аппарата насоса лопаточного типа, в результате которой КПД ступени насоса был повышен на 3,8 %. При оптимизации использован метод исследования пространства параметров, предложенный И.М. Соболем и Р. Б. Статниковым. Расчетным путем определены пульсации радиальной силы, действующей на ротор, для исходной ступени и разработанной с увеличенным радиальным зазором между рабочим колесом и направляющим аппаратом. Результаты расчета пульсации радиальной силы показали, что при увеличении зазора между колесом и направляющим аппаратом амплитуда пульсаций падает.
Ключевые слова: центробежный насос, проточная часть, проектирование, цифровое моделирование, характеристики, оптимизация.
Ссылка при цитировании:
Е.А. Иванов, А. А. Жарковский, И.О. Борщев. Улучшение гидравлических и пульсационных характеристик многоступенчатых центробежных насосов // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки. 2018. Т. 24. № 3. С. 126-138. DOI: 10.18721/JEST.240311.
Е.Л. Ivanov, A.A. Zharkovsky, I.O. Borshchev
Peter the Great St. Petersburg polytechnic university, St. Petersburg, Russia
INCREASE OF HYDRAULIC EFFICIENCY AND PULSATION CHARACTERISTICS OF MULTISTAGE CENTRIFUGAL PUMPS
A method for calculating the H-Q, n -Q characteristics of a multistage pump is considered in this paper. The results of the calculation and experiment agree well. A feature of CNS pumps is a small gap between the impeller and diffuser blades. In this case, the non-stationary approach gives the best results. Optimization has been carried out for stator blades, increasing the efficiency of the pump by 3,8 %. The method proposed by Sobol and Stanikov for exploring the parameter space was used in optimization. Calculation of pulsations of radial force has been performed for the pump rotor. The calculation shows that the amplitude of the force decreases with increasing clearance.
Keywords: centrifugal pump, flow part, design, digital modeling, characteristics, optimization.
Citation:
E.A. Ivanov, A.A. Zharkovsky, I.O. Borshchev, Increase of hydraulic efficiency and pulsation characteristics of multistage centrifugal pumps, St. Petersburg polytechnic university journal of engineering science and technology, 24(03)(2018) 126-138, DOI: 10.18721/JEST.240311.
Введение
Центробежные насосы секционные (ЦНС) предназначены для закачки в нефтяные пласты воды с целью поддержания пластового давления при добыче нефти. Один из таких насосов — ЦНС 240-2100 — в настоящее время имеет КПД 78 %, но требуется повысить его до 80—81 %. Насос имеет низкий коэффициент быстроходности (ns = 72), для него характерны высокие гидравлические, объемные и механические потери. Повышение КПД насоса такой быстроходности — непростая задача. К тому же при проектировании насоса было необходимо выполнить ряд ограничений: сохранить величину внешнего диаметра направляющего аппарата А; обеспечить возможность установки во вновь проектируемую проточную часть рабочего колеса большего диаметра для увеличения в последующем напора на 5 % по сравнению с напором, заданным по ТЗ. Выполнение последнего требования возможно при увеличении радиального зазора между рабочим колесом (РК) и направляющим аппаратом (НА) до 3 % и более. Указанные требования ведут к необходимости разработки ступени с рабочим колесом, рассчитанным на повышенный коэффициент напора, и уменьшенными радиальными габаритами направляющего аппарата (А/А = 1,2) при сохранении требований на высокие гидравлические качества ступени.
Цель работы — нахождение путей совершенствования геометрии имеющейся проточной части при выполнении наложенных конструктивных ограничений.
Расчетные исследования
Были рассмотрены имеющиеся в литературе сведения по созданию современных ступеней многоступенчатых насосов подобной быстроходности и достигнутому уровню их КПД. Модернизированный насос ЦНСН 315 — 126...630 [1] (ns=71) в рабочей зоне имеет КПД (78—82) %, на номинальном режиме — 79 %. Отвод канального типа, соотношение числа ло-
пастей РК и лопаток прямых и обратных каналов: грк/гщ/гок = 6/6/6. Сведений о радиальной протяженности направляющего аппарата нет. Насос ЦНСн 315 [2] с п = 70 — имеет отвод канальный с кольцевой зоной перевода потока, КПД ступени - до 80 %. Насос ЦНС 200-2100 [3] разработан на базе насоса ЦНС 180-1900. Для повышения напора ступени применены двухярусные РК. Наружный диаметр аппарата оставлен, как у исходного насоса ЦНС. Проектирование НА осуществлено на базе насоса ЦНС 240-1900 с изменением площади входа в диффузорные каналы, КПД остался таким же, как у насоса ЦНС 180-1900 - 76 %. Целью исследования [4] была отработка проточной части питательного насоса с применением направляющих аппаратов канального типа, имеющих прерывистую переводную зону, для снижения себестоимости насоса и обеспечения заданных КПД и напорной характеристики. Для коэффициента быстроходности п = 70 лучшие качества аппарата канального типа — при А/А = 1,4, худшие — при А/А = 1,22 (наш случай). В работе [5] также исследуется вопрос возможности уменьшения радиальных габаритов направляющих аппаратов промежуточных ступеней многоступенчатых насосов. Рассмотрены аппараты с прерывистой зоной перевода потока. Варианты соотношения числа каналов НА и количества лопаток обратного направляющего аппарата (ОНА) — 2на^она: 9/9, 9/6, 12/9, 16/16, 16/9. Значения КПД не приведены. Учет пространственности течения в работе [6] дал возможность повысить на 1—3 % КПД многоступенчатого насоса с п = 70. Абсолютное значение КПД не приведено. При проектировании варьировались параметры Й2/А, Квх, Лвд/А, Рл1, Рл2. Апробирована возможность увеличения напора ступени за счет установки второго яруса лопастей в РК. Максимальное повышение напора составило 12 % при падении КПД на 0,4 % относительно базовой конструкции с одноярусным РК. В работе [7] исследован вариант насоса с п = 40. Разработанный с использованием САПР ЦН насос за счет увеличенного Zрк
и уменьшенного отношения Ь2/02 не имел зон отрицательных скоростей невязкого потока у передней стороны лопасти. Отвод лопаточного типа: 2наДона = 10/10. Получен выигрыш 3,9 % в гидравлическом КПД, в основном за счет отвода. Исследованы и получены оптимальные значения Ь2/Д и рл2. Запиловка выходной кромки РК дала +3 % по напору. Выигрыш за счет уменьшения шероховатости проточной части может составить до 1 %. Численно определено оптимальное значение коэффициента скорости Кс для НА. Общий выигрыш КПД составил 5 %. В работе [8] использовано соотношение 2рк/2на^ок = 7/9/9. Отвод канального типа. В работе [9] 2рк^на^она = 6/9/12. Перевод потока из НА в ОНА осуществлен по тору. Численно исследованы ступени с широким (Ь3/Ь2 = 1,5) и узким (Ьз/Ь2 = 1,1) отводами. Число лопаток направляющего аппарата — ZнА = 9. Лопатки НА и ОНА — тонкие, лопаточного типа. КПД рассмотренных вариантов — 75,5 % и 75,9 %, это низкие значения. В работе [10] рассматриваются вопросы создания насоса ЦНС 240-1422 с НА, имеющим прерывистую зону перевода потока. КПД насоса — 79 %.
Перед проведением расчетов, необходимых для оценки исходного и проектирования новых вариантов проточной части насоса ЦНС 2402100 с коэффициентом быстроходности п = 72, следовало отработать методику численного моделирования течения вязкой жидкости в насосах типа ЦНС. Их отличительной особенностью является малый радиальный зазор между рабочим колесом и отводом (менее 1 %). Методика должна качественно и количественно правильно прогнозировать характеристики насосов данного типа. Верификация математической модели проводилась на базе насоса ЦНС 240-1525, который представляет собой 12-тиступенчатый центробежный насос с следующими параметрами номинального режима: п=3000 об/мин; 0=240 м3/ч; #=1525 м; п=79 %; N = 1,2 МВт; п=72. Жидкотельная модель проточной части данного насоса включала две промежуточные ступени, энергетические пара-
метры насоса рассчитывались по второй ступени. Построение расчетной сетки осуществлялось в программе ANSYS Meshing. Расчетная сетка — неструктурированная, элементы расчетной сетки — тетраэдры. Для моделирования пограничного слоя были сгенерированы призматические слои с параметрами, удовлетворяющими требованиям модели турбулентности. Общее количество элементов расчетной сетки всей проточной части составило 16 млн. Расчет течения вязкой жидкости в проточной части насоса осуществлялся в программном модуле ANSYS CFX. Расчет выполнялся с использованием стационарного и нестационарного подходов. Расчетные и экспериментальные характеристики представлены на рис. 1.
Стационарный подход дал расхождение расчетного напора с экспериментом на номинальном режиме — 6 %, нестационарный — в пределах погрешности измерений напора насоса. Насос ЦНС 240-1525 имеет малую величину зазора между рабочим колесом и направляющим аппаратом (D3/D2 = 1,013), и стационарный подход, очевидно, не позволяет качественно разрешить течение в области между РК и НА, что приводит к высокой погрешности при расчете параметров насоса. При малых зазорах между РК и НА рекомендуется использовать нестационарный подход.
Численный анализ течения вязкой жидкости в базовом варианте насоса ЦНС 240-2100 был выполнен в программном комплексе ANSYS CFX по отработанной выше методике. Расчет течения выполнялся в нестационарной постановке. Определялись пульсации гидродинамических сил, действующих на элементы конструкции насоса. Исходный вариант имеет 16 ступеней: D2 = 318 мм; D0/D2 = 0,49; deT/D2 = 0,3; b2/D2 = 0,049; рл2 = 33°; z = 7; D3/D2 = 1,0063; Ъъ/Ьг = 1,29; ZнА/ZoнА = 9/6. Расчетная характеристика насоса представлена на рис. 2. Объемный и механический КПД рассчитаны по эмпирическим зависимостям программы «САПР ЦН», разработанной на кафедре гидромашиностроения СПбПУ [11].
Н,м 1800 1600 1400 1200 1000 800 600 400 200 0
i )
.....1 s V i .
.....? v.
ч I • >
ИГ* r"%.....I > I \
t < >
* *
КПД, % 110 100 90 80 70 60 50 40 30 20
50
100
150
200
250
300
Q, м3/ч
Н, эксперимент 1 Н, нестационарный расчет КПД, эксперимент 1 КПД, нестационарный расчет
• Н, эксперимент 2 -в— Рабочий диапазон
• КПД, эксперимент 2
• КПД, нестационарный расчет
• Н, эксперимент 3
• Рабочий диапазон
• КПД, эксперимент 3
Рис. 1. Энергетическая характеристика насоса ЦНС 240-1500 Fig. 1. Performance characteristic of the pump CNS 240-1500.
Н, м; КПД, % 140 120 100 80 -60 40 20 0
4.____ A
"S.
_ 2
•...... • •• ............... .......••.......
60 110 160 210 260 Q, м3/ч
1 — напорная характеристика ступени; 2 — КПД полный; ) — рабочий интервал
Риа 2. Расчетные характеристики исходного варианта насоса ЦНС 240-2100 Fig. 3. The numerical characteristics initial variant of the pump CNS 240-2100
0
a)
б)
Рис. 3. Поля скоростей в рабочем колесе и диффузоре (а — РК и НА; б — ОНА). Оном = 240 м3/ч; n = 3000 об/мин
Fig. 3. The field of velocity in the impeller and diffuser (a — the impeller; б — return diffuser). Оном = 240 m3/h; n = 3000 rpm
Параметры насоса на номинальном режиме работы: 0 = 240 м3/ч; п = 3000 об/мин; #1 = 130,7 м; Н = 16х#1 = 2091 м (Нта =2100 м); Пмех=94,4 %; Поб = 96,6 %; Лщцр=85,5 %; п = 77,9 %. Анализируя расчетные параметры на номинальном режиме работы насоса, можно сделать
вывод, что существующая проточная часть не обеспечивает п = 80 % — КПД, требуемый по ТЗ.
На рис. 3 представлены осредненные по времени поля скоростей в элементах проточной части исходного варианта на номинальном режиме.
Рис. 4. Переводные и обратные каналы МКО Fig. 4. Radial diffusers with return channels
Исследования различных авторов показывают, что основными причинами возникновения вибрации в насосе являются нестационарные явления в потоке (пульсации давления из-за конечного числа лопастей, вихре-образования, неравномерность течения в окружном направлении). В связи с этим были проанализированы пульсации гидродинамической силы, действующей на рабочее колесо в радиальном направлении, а именно проекции этой силы на оси Х и У. Это стало возможным благодаря тому, что расчет течения вязкой жидкости в проточной части проводился в нестационарной постановке.
Амплитуда колебаний силы составила 1000 Н, что можно объяснить близким расположением лопастных систем РК и НА (А/А = 1,0063, зазор - 0,63 %). При расчете исходного варианта насоса в нестационарной постановке также наблюдались сильные колебания расчетных интегральных параметров -напора Н и КПД п.
Сначала была спроектирована ступень с отводом канального типа (вариант 1). Проектирование лопастной системы РК выполнялось с использованием программного комплекса САПР ЛС [11]. Диаметр РК был принят равным А = 316 мм. По первым результатам расчета
обтекания корректировался диаметр А горловины РК, чтобы угол лопасти на входе в периферийном сечении был примерно равным углу потока. Ширина канала на выходе определялась по принятым методикам с последующей ее корректировкой, что позволяло изменять расчетный напор РК и значения минимальных относительных скоростей в межлопастных каналах. Отвод — канального типа с соотношениями А/А = 1,019, А/А = 1,209 (определено внутренним диаметром корпуса). Относительная ширина НА — Ъз/Ъ2 = 1,29. Количество лопаток — Zo = 9. Величина проходного сечения аппарата определялась из условий обеспечения расчетного значения скорости в горловине отвода. Обратные каналы (ОК) имеют практически постоянное сечение. Выходной угол лопаток обратных каналов меньше 90°, что приводит к уменьшению потерь в нем из-за снижения кривизны каналов и увеличивает гидравлический КПД РК следующей ступени. Зона поворота и обратные каналы полученного отвода приведены на рис. 4. Для окончательного уточнения характеристик были выполнены расчеты течения вязкой жидкости с использованием программного комплекса ЛМБУБ СЕХ 16.2. Основные параметры и результаты расчетов представлены в табл. 1.
Таблица 1
Варианты ступеней насоса ЦНС 240-2100
Table 1
Variants of pump stages MSP 240-2100
Вариант Тип отвода D3/D2 D4/D2 Н Пг П Fx, Fy
Исходный Канально-лопаточный 1,0063 1,2 2091 0,855 0,78 1000
1 Канальный 1,019 1,21 2046 0,865 0,78 -
2 Канально-лопаточный 1,03 1,24 2110 0,877 0,8 400
3 Лопаточный 1,03 1,24 2192 0,897 0,817 300
а)
б)
Рис. 5. Лопастная система разработанного варианта 2 РК (а) и обратного направляющего аппарата (б) Fig. 5. The hydraulic components of created variant 2: a — impeller, б — return diffusers
Поскольку проточная часть в варианте 1 не обеспечила требуемый повышенный, более 80 %, КПД, то был спроектирован вариант 2 промежуточной ступени с отводом канально-лопаточного типа. В конструкцию ступени был сразу заложен требуемый увеличенный радиальный зазор А/А (см. табл. 1) между рабочим колесом и направляющим аппаратом; диаметр РК при этом был вынужденно уменьшен. Для увеличения напора РК до требуемого его лопастная система была выполнена двухъярусной, что должно было к тому же способствовать снижению амплитуды пульсаций дав-
ления за РК. Основные параметры варианта 2 рабочего колеса: А = 310 мм; А/А = 0,49; ¿вт/А = 0,3; 62/А = 0,0677; Рл2 = 20°; число лопастей первого и 2-го ярусов — Zl/Z2 = 7/14. На рис. 5, а представлена лопастная система рабочего колеса промежуточной ступени насоса. Разработка направляющего аппарата осуществлялась на основе исходного НА, предусматривалась возможность его изготовления с использованием имеющихся штампов. В направляющем аппарате увеличена ширина (Ь3/Ь2 = 1,29) с целью снижения общего уровня скоростей в нем. Обратный направляющий
аппарат (рис. 5, б) имел увеличенное число лопаток, углы которых были откорректированы с использованием метода исследования пространства параметров (ИПП) [12], который в последнее время стал достаточно широко распространен в практике гидромашиностроения [13-18].
Параметры насоса на номинальном режиме работы (см. табл. 1): Н = 131,88 м; Н = 1бх#ступ = 2110 м (Н = 2100 м); Пмех = 94,37 %; Поб = 96,56 %; Пгидр = 87,69 %; П = 79,91 % (Птз = 80 %). Анализируя расчетные параметры на номинальном режиме работы насоса, можно сделать вывод, что разработанная проточная часть обеспечивает требуемый напор с запасом (Н = 2110 м, Нтз = 2100 м) и требуемый КПД — 80 %. Разработанный вариант 2 промежуточной ступени насоса с лопаточным отводом дал превышение КПД относительно исходного варианта на 2,2 %.
В варианте 2 лопастной системы удалось значительно снизить амплитуду пульсации гидродинамической силы, действующей на
ротор. Для исходного варианта проточной части амплитуда пульсации силы достигает 1100 Н, для разработанного варианта — 400 Н.
С целью исследования возможности дальнейшего повышения КПД ступени был спроектирован вариант 3 проточной части с лопаточным отводом (и прямой, и обратный аппараты — лопаточного типа). В данном варианте предусмотрен увеличенный радиальный зазор между рабочим колесом и направляющим аппаратом как с целью выполнения наложенных ограничений, так и для улучшения ВШХ насоса. Рабочее колесо имеет одноярусную решетку, коэффициент напора повышен за счет увеличения ширины колеса.
Основные геометрические параметры разработанного рабочего колеса: А = 310 мм А)/А = 0,503; ¿„т/А = 0,3; Ъь/Л = 0,0677 Рл2 = 24°; г = 9; А/А = 1,039; Ъъ/Ъг = 1,095 ^на/^Она = 13/12. На рис. 6, а — лопастная система разработанного варианта рабочего колеса промежуточной ступени насоса.
а)
б)
Рис. 6. Лопастная система рабочего колеса (а) и лопатки НА и ОНА (б) отвода промежуточной ступени
(вариант 3)
Fig. 6. Hydraulic components include of the impeller (a) and return diffusers (б) of stage of the pump (variant 3)
Таблица 2
Матрица исследования пространства параметров (вариант 3)
Table 2
Matrix for the study of parameter space (variant 3)
Вариант НА Угол входа в диффузор Угол выхода из диффузора Угол входа в ОНА Потери НА, м
1 9 15 30 11,5881
2 9 15 20 9,26748
3 9,5 12,5 25 11,8798
4 8,5 17,5 15 9,56364
5 9,75 13,75 12,5 6,98052
6 8,75 18,75 22,5 13,8272
7 9,25 16,25 17,5 9,95071
8 8,25 11,25 27,5 19,6035
9 9,875 10,625 16,25 13,1725
10 8,875 15,625 26,25 12,0447
11 9,375 18,125 11,25 10,9637
12 8,375 13,125 21,25 13,176
13 9,625 16,875 23,75 13,8799
14 8,625 11,875 13,75 12,7626
15 9,125 14,375 28,75 12,2484
16 8,125 19,375 18,75 12,0811
17 9,9375 14,6875 21,875 10,341
18 8,9375 19,6875 11,875 11,3165
19 9,4375 17,1875 26,875 14,6711
20 8,4375 12,1875 16,875 13,8209
21 9,6875 18,4375 19,375 14,1679
Разработка направляющего аппарата осуществлялась с учетом возможности его установки в имеющиеся корпусные детали. В системе автоматизированного проектирования А№У8 DesignModeler была построена параметрическая модель направляющего аппарата, включающая в себя: лопатки диффузора, переводной канал, лопатки обратного направляющего аппарата (рис. 6, б). Углы лопаток направляющего аппарата (НА) и лопаток
обратного направляющего аппарата (ОНА) были выбраны путем анализа значений целевых функций (гидравлические потери в отводе), представленных в матрице исследования пространства параметров [12] (табл. 2). Согласование углов лопаток НА и входных углов лопаток ОНА позволило заметно снизить гидравлические потери в отводе. Лучший вариант приведен в табл. 2 — это вариант 5.
Рис. 7. Расчетная область с переводным устройством Fig. 7. Domain with transfer pipelines
Параметры насоса на номинальном режиме (см. табл. 1): Н = 137 м; Н= 16хДтуп=2192 м (Ятз = 2100 м); Пмех = 94,37 %; Поб = 96,56 %; Пгидр = 89,67 %; п = 81,71 % (птз = 80 %). Анализируя расчетные параметры на номинальном режиме работы насоса, можно сделать вывод, что разработанная проточная часть ступени с лопаточным отводом с запасом обеспечивает требуемый напор и КПД. Анализ картины течения в элементах проточной части насоса на номинальном режиме работы показал, что течение упорядочено без явных нарушений плавности течения. Разработанный вариант НА (вариант 3) в сравнении с исходным имеет более низкие скорости в области перевода потока между диффузором и обратным направляющим аппаратом, а также в обратном направляющем аппарате. Тем самым в новом направляющем аппарате удалось снизить гидравлические потери и повысить КПД насоса в целом. В варианте с отводом лопаточного типа значительно снизилась амплитуда пульсации гидродинамической силы, действующей на ротор. В исходном варианте амплитуда пульсации силы достигает 1100 Н, для разработанного лопаточного варианта 3 — до 300 Н.
Для определения характеристики насоса в целом был произведен расчет вязкого течения и потерь в элементах насоса, которые не были учтены в предыдущих расчетах.
В подводящем и отводящем устройствах потери во всем диапазоне работы оказались невысокими, не оказывающими существенного влияния на полный КПД насоса. Из не учтенных ранее основные потери были сосредоточены в направляющем аппарате выходной ступени. Направляющий аппарат последней ступени был спроектирован отдельно, без обратного направляющего аппарата. После выполнения расчета потерь во всех элементах проточной части насоса, включая переводные трубы, необходимые при оппозитном расположении колес в ступенях (8 + 8 = 16), была построена прогнозная энергетическая характеристика насоса, которая практически совпала с расчетной характеристикой промежуточной ступени (рассматривался лучший вариант 3). Параметры насоса на номинальном режиме работы составили: Н = 2100,7 м (Нз = 2100 м); Пмех = 93,86 %; Поб = 96,56 %; пгидр = 90,05 %; п = 81,64 % (Птз = 80 %). Анализируя расчетные параметры на номинальном режиме работы насоса, можно сделать вывод, что разработанная проточная часть обеспечивает требуемый напор Нтз=2100 м и требуемый КПД — не меньше 80 %.
Заключение
1. Отработана методика расчета и построения прогнозных характеристик многоступенчатых насосов на базе насоса ЦНС 240-1525.
Проведенная верификация показала хорошее согласование расчета и эксперимента. Для ступеней насосов с малыми радиальными зазорами между колесом и аппаратом при расчете течения необходимо использовать нестационарный подход, который дает физически правильные результаты и необходимую точность прогнозирования характеристик многоступенчатых насосов.
2. Численное исследование исходной проточной части насоса ЦНС 240-2100 показало, что максимальный КПД при номинальном расходе составляет 78 %.
3. Существующие конструкции насосов типа ЦНС имеют в основном значительный размер в радиальном направлении, характеризуемый отношением диаметров А/А вплоть до 1,4. Такие радиальные размеры позволяют обеспечить благоприятное течение и хорошие гидравлические качества отвода. При «зажатых» радиальных габаритах и малых углах установки лопаток протяженность диффузорной части направляющего аппарата становится малой и перестает исполнять свои функции как
диффузора. В этих случаях целесообразно использовать лопаточный отвод.
4. Численные исследования трех вариантов проточной части — 1) с увеличенным зазором между РК и НА, 2) рабочим колесом с уменьшенным диаметром, 3) отводами с уменьшенными радиальными габаритами — показали:
а) ступень с отводом канального типа (вариант 1) имеет худшие гидравлические качества (78 %);
б) у ступени с оптимизированным отводом канально-лопаточного типа (вариант 2) средние качества (80 %);
в) ступень с отводом лопаточного типа (вариант 3) демонстрирует лучшие гидравлические качества (81,7 %).
5. Амплитуда пульсаций радиальной силы вновь спроектированных ступеней с увеличенным радиальным зазором существенно ниже, чем у исходного варианта с малым радиальным зазором между РК и НА. Так для исходного варианта проточной части амплитуда достигает 1000 Н, для разработанных вариантов с увеличенным радиальным зазором 300—400 Н.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Багманов А., Бажайкин С. [и др.]. Модернизированный насос ЦНСН 315-126...630 для транспортировки нефти и газонасыщенной водонефтя-ной эмульсии // Насосы и оборудование. 2009. №6. С. 24—26.
2. Карапузова М., Кобизский Д., Макиевский С.
Новое поколение центробежных секционных насосов — насосы типа ЦНСн 315 // Насосы и оборудование. 2010. №2. С. 20—22.
3. Князева Е.Г., Бирюков А.И., Визенков Г.В., Твердохлеб М.Б. О создании насоса для системы ППД // Тезисы докладов МНТК «Эффективность и экологичность насосного оборудования». М.: Крокус — Экспо, 2010.
4. Луговая С.О., Ольштынский П. Л. Исследование проточной части центробежного насоса с уменьшенными массо-габаритными характеристиками в диапазоне п = 120-140 // МНТК «Эффективность и экологичность насосного оборудования». М.: Крокус — Экспо, 2009.
5. Елин А.В., Твердохлеб И.Б., Ольштынский П.Л., Луговая С. О. Уменьшение радиальных размеров на-
правляющего аппарата промежуточной ступени многоступенчатого центробежного насоса // Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития : сборник научных трудов VII МНТК. 14-15 июня 2012 г. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2012. 208 с.
6. Князева Е.Г., Луговая С.О. Оптимизация геометрии рабочих колес центробежных насосов п = 70 // Насосы и оборудование. 2012. №4-5. С. 52—55.
7. Алексенский В.А., Жарковский А.А. Расчетное исследование влияния параметров насоса ЦНС 631400 // Насосы и оборудование. 2012. №6. С. 46—49.
8. Рыбальченко В., Воронин А., Бурлака В. ПАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе // Насосы и оборудование. 2013. №3. С. 32.
9. Алексанян С.А. Разработка питательного насоса двустороннего действия с параллельной работой по подаче рабочего тела для энергоустановок ТЭС гигаватного класса // ЕС0РиМР-ЯШ'2015. Эффективность и инновации в насосостроении. Импортозамещение и локализация производства в России: докл. Междунар. науч.-техн. конф. (Москва,
МВЦ «Крокус — Экспо». М.: Типография ООО «Цифра 101», 2015. С. 5-13.
10. Твердохлеб И., Витер Д., Михайлов Ю., Ро-денко О., Обозный А. Особенности проектирования насосов в соответствии API 610 для систем ППД // Насосы и оборудование. 2015. №6. С. 20-23.
11. Жарковский А. А., Топаж Г.И., Климович В.И., Голиков В.А. Программные комплексы кафедры гидромашиностроения СПбГПУ для расчета проектирования лопастных гидромашин // Насосы. Турбины. Системы. 2012. № 4 (5). С. 7-14.
12. Соболь И.М., Статников Р.Б. Выбор оптимальных параметров в задачах со многими критериями : учеб. пособие для вузов. М.: Дрофа, 2006. 175 с.
13. Луговая С.О., Князева Е.Г. Оптимизация геометрии рабочих колес центробежных насосов ns = 70 // Насосы и оборудование. 2012. № 4-5. С. 52-55.
14. Поспелов А.Ю., Жарковский А.А. Использование трехмерных методов для расчета течения, прогнозирования характеристик и оптимизации формы проточных частей гидравлических турбин
// Гидротехническое строительство. 2014. № 11. С. 104-109.
15. Валюхов С.Г., Кретинин А.В., Галдин Д.Н., Баранов С.С. Оптимизационное проектирование проточной части магистрального нефтяного насоса с использованием Turbo инструментов ANSYS // Насосы. Турбины. Системы. 2015. № 1(14). С. 56-69.
16. Чабурко П.С., Ломакин В.О., Кулешова М.С., Баулин М.Н. Комплексная оптимизация проточной части герметичного насоса методом ЛП-тау поиска // Насосы. Турбины. Системы. 2016. № 1 (18). С. 36-41.
17. Lomakin V.O., Kuleshova M.S., Chaburko P.S. Multi-criteria optimization of the flow of a centrifugal pump on energy and vibroacoustic Characteristics // Procedia Engineering. 2017. Vol. 176.
18. URL: http://www.sciencedirect.com/science/ar ticle/pii/S18777058117308639
19. Свобода Д.Г., Жарковский А.А., Иванов Е.А. О проектировании проточной части осевого насоса низкой быстроходности // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки. 2017. Т. 23, №2. С. 41-52. DOI: 10.18721@JEST.2A0204
СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ
ИВАНОВ Евгений Александрович - инженер Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого E-mail: 20evgeniy08@mail.ru
ЖАРКОВСКИЙ Александр Аркадьевич - доктор технических наук профессор Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого E-mail: Azharkovsky@pef.spbstu.ru
БОРЩЕВ Игорь Олегович - кандидат технических наук доцент Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого E-mail: borshchevspbspu@mail.ru
Дата поступления статьи в редакцию: 26.03.2018
REFERENCES
[1] Bagmanov A., Bazhaykin S. [i dr.].
Modernizirovannyy nasos TsNSN 315-126...630 dlya transportirovki nefti i gazonasyshchennoy vodoneftyanoy emulsii. Nasosy i oborudovaniye. 2009. № 6. S. 24—26. (rus.)
[2] Karapuzova M., Kobizskiy D., Makiyevskiy S. Novoye pokoleniye tsentrobezhnykh sektsionnykh nasosov — nasosy tipa TsNSn 315. Nasosy i oborudovaniye. 2010. №2. S. 20-22. (rus.)
[3] Knyazeva Ye.G., Biryukov A.I., Vizenkov G.V., Tverdokhleb M.B. O sozdanii nasosa dlya sistemy PPD. Tezisy dokladov MNTK «Effektivnost i ekologichnost nasosnogo oborudovaniya». M.: Krokus — Ekspo, 2010.
[4] Lugovaya S.O., Olshtynskiy P.L. Issledovaniye protochnoy chasti tsentrobezhnogo nasosa s umenshennymi
masso-gabaritnymi kharakteristikami v diapazone n„ = 120140. MNTK «(Effektivnost i ekologichnost nasosnogo oborudovaniya». Krokus — Ekspo. Moskva, 2009.
[5] Yelin A.V., Tverdokhleb I.B., Olshtynskiy P.L., Lugovaya S.O. Umensheniye radialnykh razmerov napravlyayushchego apparata promezhutochnoy stupeni mnogostupenchatogo tsentrobezhnogo nasosa. Gidravlicheskiye mashiny, gfdroprivody i gidropnevmoavtomatika. Sovremennoye sostoyaniye i perspektivy razvitiya : sbornik nauchnykh trudov VIIMNTK.. 14—15 iyunya 2012 g. SPb.: Izd-vo Politekhn. un-ta, 2012. 208 s. (rus.)
[6] Knyazeva Ye.G., Lugovaya S.O. Optimizatsiya geometrii rabochikh koles tsentrobezhnykh nasosov ns = 70. Nasosy i oborudovaniye. 2012. № 4-5. S. 52—55. (rus.)
[7] Aleksenskiy V.A., Zharkovskiy A.A. Raschetnoye issledovaniye vliyaniya parametrov nasosa TsNS 63-1400. Nasosy i oborudovaniye. 2012. №6. S. 46—49. (rus.)
[8] Rybalchenko V., Voronin A., Burlaka V. PAO
«Sumskoye NPO im. M.V. Frunze. Nasosy i oborudovaniye. 2013. № 3. S. 32. (rus.)
[9] Aleksanyan S.A. Razrabotka pitatelnogo nasosa dvustoronnego deystviya s parallelnoy rabotoy po podache rabochego tela dlya energoustanovok TES gigavatnogo klassa / EC0PUMP-RUS'2015. Effektivnost i innovatsii v nasosostroyenii. Importozameshcheniye i lokalizatsiya proizvodstva v Rossii: dokl. Mezhd. nauchn.-tekhn. konf. (Moskva, MVTs «Krokus — Ekspo». M.: Tipografiya OOO «Tsifra 101», 2015. S. 5-13. (rus.)
[10] Tverdokhleb I., Viter D., Mikhaylov Yu., Rodenko O., Oboznyy A. Osobennosti proyektirovaniya nasosov v sootvetstvii API 610 dlya sistem PPD. Nasosy i oborudovaniye. 2015. №6. S. 20-23. (rus.)
[11] Zharkovskiy A.A., Topazh G.I., Klimovich V.I., Golikov V.A. Programmnyye kompleksy kafedry gidromashinostroyeniya SPbGPU dlya rascheta proyektirovaniya lopastnykh gidromashin. Nasosy. Turbiny. Sistemy. 2012. № 4 (5). S. 7-14. (rus.)
[12] Sobol I.M., Statnikov R.B. Vybor optimalnykh parametrov v zadachakh so mnogimi kriteriyami : ucheb. posobiye dlya vuzov. M.: Drofa, 2006.175 s. (rus.)
[13] Lugovaya S.O., Knyazeva Ye.G. Optimizatsiya geometrii rabochikh koles tsentrobezhnykh nasosov
ns = 70. Nasosy i oborudovaniye. 2012. №4-5. S. 52-55.
[14] Pospelov A.Yu., Zharkovskiy A.A. Ispolzovaniye trekhmernykh metodov dlya rascheta techeniya, prognozirovaniya kharakteristik i optimizatsii formy protochnykh chastey gidravlicheskikh turbin. Gidrotekhnicheskoye stroitelstvo. 2014. № 11. S. 104109. (rus.)
[15] Valyukhov S.G., Kretinin A.V., Galdin D.N., Baranov S.S. Optimizatsionnoye proyektirovaniye protochnoy chasti magistralnogo neftyanogo nasosa s ispolzovaniyem Turbo instrumentov ANSYS. Nasosy. Turbiny. Sistemy. 2015. №1(14). S. 56-69. (rus.)
[16] Chaburko P.S., Lomakin V.O., Kuleshova M.S., Baulin M.N. Kompleksnaya optimizatsiya protochnoy chasti germetichnogo nasosa metodom LP-tau poiska. Nasosy. Turbiny. Sistemy. 2016. №1 (18). S. 36-41. (rus.)
[17] Lomakin V.O., Kuleshova M.S., Chaburko P.S. Multi-criteria optimization of the flow of a centrifugal pump on energy and vibroacoustic Characteristics. Procedia Engineering. 2017. Vol. 176.
[18] URL: http://www.sciencedirect.com/science/ar ticle/pii/S18777058117308639
[19] Svoboda D.G., Zharkovskiy A.A., Ivanov Ye.A. O proyektirovanii protochnoy chasti osevogo nasosa nizkoy bystrokhodnosti. Nauchno-tekhnicheskiye vedomosti SPbPU. Yestestvennyye i inzhenernyye nauki. 2017. T. 23, №2. S. 41-52. DOI: 10.18721@JEST.2A0204
THE AUTHORS
IVANOV Evgenii A. - Peter the Great St. Petersburg polytechnic university E-mail: 20evgeniy08@mail.ru
ZHARKOVSKY Aleksandr A. - Peter the Great St. Petersburg polytechnic university E-mail: Azharkovsky@pef.spbstu.ru
BORSHCHEV Igor O. - Peter the Great St. Petersburg polytechnic university E-mail: borshchevspbspu@mail.ru
Received: 26.03.2018
© Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, 2018
