Диссертация (1024729), страница 16
Текст из файла (страница 16)
Этот коэффициентдля данной модели равен 0,42 (диаметр колеса модельного насоса 183,2 мм,натурного – 436 мм).Влияние изменения размеров и параметров насоса на величинугидравлического КПД может быть рассчитано, например, по следующейформуле:ηГн ηГм0,70,70,835lgD н,0,835lgD мгде ηГн – гидравлический КПД натурного (большого) насоса,ηГм – гидравлический КПД модельного (малого) насоса,Dq – коэффициент подачи, определяемый по следующей формуле:4,где Q – подача насоса, м3/с,n – частота вращения вала насоса, об/мин.Рассчитанноеповышеприведеннойформулеотношениегидравлического КПД натуры и модели, которое можно обозначить КηГ, равно0,94.144Используется и другая формула для пересчета гидравлического КПД сучетом диаметра входа в рабочее колесо насоса:1Гн0,1720,172прМ1ГмпрН,где D1прМ – приведённый диаметр входа рабочего колеса модельногонасоса, м,D1прН – приведённый диаметр входа рабочего колеса натурногонасоса, м.Рассчитанное по данной формуле отношение гидравлических КПДмодели и натуры составило 0,95, что незначительно отличается отполученного по предыдущей формуле.Следовательно, на основе эмпирических формул можно принятьотношение гидравлического КПД модели и натуры КηГ равным 0,95.Пересчет величины механического КПД с модели на натуру осложненразными типами подшипников в модельном и натурном насосах.
Однакопредварительно можно использовать следующую формулу:Мн11Мм∗МН,∗М,∗НН,,Мгде ηМм – механический КПД модельного насоса,ηМн – механический КПД натурного насоса,R2М – радиус выхода рабочего колеса модельного насоса,R2Н – радиус выхода рабочего колеса натурного насоса,nМ – частота вращения вала модельного насоса,nН – частота вращения вала натурного насоса,νМ – вязкость рабочей жидкости модельного насоса,νН – вязкость рабочей жидкости натурного насоса.Заметим, что вязкость рабочей жидкости у модели и у натуры равна,потому что они испытываются на воде, и характеристики насосов НМ в ТЗтакже приводятся для воды.145Определенное по данной формуле отношение механического КПДмодельного и натурного насосов, обозначенное как КηМ, равно 0,945.ТочноеопределениеобъемногоКПДзатрудненоотсутствиемэкспериментальных данных по натурному насосу, но, основываясь наимеющемся опыте создания центробежных насосов, можно принять значениекоэффициентов отношений объемного КПД модельного и натурного насосаКηО равным 0,98.Суммируя полученные выше данные, можно определить величинукоэффициента приращения общего КПД при переходе от модели к натуре.Этот коэффициент будет определяться как произведение всех трехполученных выше коэффициентов, и рассчитывается по формуле:КК ГКМК О,и будет равен 0,88.С учетом приведенных коэффициентов пересчета, мы можемпостроить прогнозную характеристику натурного насоса, исходя изхарактеристики модельного насоса.
При этом значения напора насосаполучаем, корректируя величину напора модельного насоса на величинукоэффициента КηГ, а значения КПД натурного насоса – на величинукоэффициента Кη.Прогнознаяхарактеристиканатурногонасоса,построеннаявышеприведенным методом, для диаметра рабочего колеса 436 мм и частотывращения 3000 об/мин показана на Рисунке 4.30. Для сравнения, на Рисунке4.31 приведены прогнозные характеристики натурного насоса с учетом и безучета масштабного эффекта.146Рисунок 4.30. Пересчитанные на натурные размеры и частоту вращения3000 об/мин характеристики насосаРисунок 4.31.
Сопоставление характеристик натурного насоса, построенныхс учетом и без учета масштабного эффекта147Вышеприведенные характеристики были построены на основаниирасчетов по эмпирическим формулам, учитывающим масштабный эффект.Использование данных, полученных по результатам балансовых испытаниймакета, позволяет уточнить эти характеристики.Как было рассчитано выше, полученные по результатам балансовыхиспытаний значения гидравлического, объемного и механического КПДмакета насоса НМ-2500 составили соответственно 91%, 97% и 80%.
Разделивэти значения КПД макета на коэффициенты КηГ= 0,95, КηО=0,98 и КηМ=0,945,мы получим значения соответствующих составляющих КПД для натурногонасоса. Однако, с учетом явно завышенных механических потерь в макетенасоса (причины чего были описаны выше), для определения механическогоКПД натурного насоса лучше воспользоваться его расчетным значением,определенным ранее в эскизном проекте данного насоса, который был равен95%.
Тогда прогнозируемые значения составляющих КПД натурного насосасоставят:Гидравлического КПД – 0,958;Объемного КПД – 0,99;Механического КПД – 0,95.Соответственно, общий КПД насоса, определяемый как произведениеего составляющих, будет равен 0,9 (без учета внешних механических потерь,в частности, в соединительной муфте).Полученный КПД насоса НМ2500-230 существенно выше, чем уаналогичного оборудования, выпускаемого на рынке.Для насосов других типоразмеров результаты испытаний приведены ввидепересчитанных(Рисунок 4.32, 4.33).нанатурныеразмерыхарактеристики148Рисунок 4.32.
Нормальная (прогнозная) характеристика насоса НМ3600,построенная с учетом масштабного эффектаРисунок 4.33. Нормальная (прогнозная) характеристика насоса НМ5000,построенная с учетом масштабного эффекта149Результаты испытаний показали, что полученные проточные частиобладают прекрасными энергетическими характеристиками.4.4.6. Выводы по результатам применения предлагаемого алгоритмаоптимизацииРазработана методика оптимального проектирования отводящихустройств насосов. Методика проектирования во многом автоматизирована ипозволяет инженеру вмешиваться в процесс проектирования только на этапахпринятиярешенийонаправлениидальнейшегосовершенствованиягеометрической формы.В результате применения предлагаемой методики спроектированыотводящие устройства для модельного ряда насосов типа НМ (НМ1250-260,НМ2500-230,НМ3600-230,НМ5000-210,НМ7000-210,НМ10000-210).Спроектированные по предлагаемой методике проточные части использованыприпроизводственасосовданноготипана«Нефтекамскоммашиностроительном заводе»Разработана методика комплексной верификации численноймодели насосов на основе экспериментального определения как интегральныххарактеристик насосного агрегата (напор, момент на валу, КПД), так илокальных значений давления в проточной части.Методика оптимизации отводящего устройства отдельно от проточнойчасти всего насоса показала свою эффективность по очевидным причинам.
Вопервых, выбранные критерии оптимизации (КПД и постоянная составляющаярадиальной нагрузки на вал) сильно зависят именно от выбранного элементапроточной части. Радиальная нагрузка практически полностью определяетсяформой отвода, и большая доля гидравлических потерь также приходится нанего. Во-вторых, в насосах такого типа присутствуют существенные зазорымежду выходом из рабочего колеса и входом в отводящее устройство, инестационарные процессы, связанные с вращением рабочего колеса,150«сглаживаются» в безлопаточном диффузоре, поэтому принятое в расчетеравномерное распределение скоростей на входе в отвод, особенно воптимальном режиме работы, вполне соответствует действительности.Ниже приведена методика оптимизации проточной части подобныхнасосов, но с установленными лопаточными диффузорами между рабочимколесом и отводящим устройством однозавиткового типа.4.5.Оптимизация лопаточных диффузоровАльтернативным по сравнению с использованием двухзавитковойспирали в отводе методом разгрузки от радиальной силы на валу насосаявляется использование лопаточных диффузоров на выходе.
Такой способобладает как преимуществами, так и недостатками. В отличие отдвухзавитковой спирали лопаточный диффузор является сменным элементомконструкции, а значит его можно применять в зависимости от условийэксплуатации насосов. При работе насоса в нерасчетных режимах (типичнаяситуация при эксплуатации нефтепроводов) применяют сменные ротора,которые можно дополнять вставкой лопаточных диффузоров (Рисунок 4.34).Так или иначе при проектировании таких элементов проточной частинеобходимо проводить их оптимизацию.Рисунок 4.34. Лопаточный диффузор151В отличие от двухзавитковой спирали лопаточные диффузоры лучшеразгружают ротор от радиальной нагрузки в связи с большим количествомсимметричных каналов вокруг колеса. Поэтому целью оптимизации такогоустройства является повышение энергоэффективности насоса.4.5.1.
Постановка задачи оптимизацииМетод оптимизации, примененный в предыдущей главе, получил своеразвитие. При оптимизации отводящих устройств отдельно от проточнойчасти насоса в целом применялась стационарная постановка задачи припроведении CFD анализа.
Это было оправдано большим расстоянием междувыходом из рабочего колеса и входом на «язык» отвода. В данном случаенеобходимо проводить расчет всей проточной части насоса и не учетнестационарности задачи (прохождения лопасти рабочего колеса мимолопастилопаточногоотрицательногодиффузора)результата.НаможетРисункепривести4.35кпоказанполучениюрезультатнестационарного расчета насоса с неудачным лопаточным диффузором. Такиеколебания параметров приведут к повышенным вибрациям, а главное врезультате осреднения получается довольно высокое значение КПД такогонасоса, что может не соответствовать действительности.Рисунок 4.35. Колебания КПД насоса при неудачном выборе параметровлопаточного диффузора152Проблему решает проведение нестационарного расчета и оптимизацияпроточной части лопаточного диффузора с использованием одного критерия –КПД, и одного ограничения – максимальная амплитуда пульсаций напора,КПД или момента на валу.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
