Повышение энергоэффективности центробежного насоса за счёт ввода конфузорности межлопастного канала колеса

Машиностроение и машиноведение

УДК 621.67 DOI: 10.12737/23174

Б.И.Боровский

ПОВЫШЕНИЕ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА ЗА СЧЁТ ВВОДА КОНФУЗОРНОСТИ МЕЖЛОПАСТНОГО

КАНАЛА КОЛЕСА

Приведен анализ течения в конфузорном центробежном колесе. Показано, что течение в таком колесе качественно отличается от течения в диффузорном колесе и увеличивает теоретический напор колеса. Данные экспериментальных исследований уточнены анализом конфузорности течения жидкости в колесе, количественной оценкой экономического преимущества центробежных насосов

с конфузорными колёсами, преимуществ по пульсациям и вибрациям конструкции, рекомендациями по проектированию конфузорных колёс одноступенчатых и многоступенчатых нососов, вентиляторов и компрессоров.

Ключевые слова: центробежный насос, энергоэффективность, конфузорное колесо, межлопастной канал, течение жидкости, напор, КПД.

B.I. Borovsky

ENERGY EFFICIENCY INCREASE OF ROTARY PUMP BY CONVERGENCY INTRODUCTION OF WHEEL INTER-BLADE CANAL

The paper reports the substantiation of possibility rotary pump efficiency increase in view of hydraulic losses decrease in a centrifugal wheel at the expense of convergence introduction in its inter-blade canal. Besides losses decrease in a pump the transition to a convergent flow in a centrifugal wheel allows using the model of ideal liquid flow that was impossible at liquid flow in a diffusion inter-blade canal of a wheel providing mainly for an empirical direction of investigations. The convergence introduction, as it was shown by experiments, exceeds pump efficiency by 19% and pressure by 74% at the decrease of pulsation and vibrations of a pump that lightens the work of bearings. Theoretical investigations and experimental data have shown

that at the convergent inter-blade canal of a wheel at the pump energy efficiency increase there is a situation of a flow different from the flow in the diffusion inter-blade canal. In such a way, the coefficient of the influence of a finite number of blades exceeds a unit, the angle of flow deviation at the wheel outlet takes a negative value (an angle of flow exceeds a blade-exit angle) and a theoretical pressure turns out to be higher considerably of a theoretical pressure at an infinite number of blades.

Key words: rotary pump, energy efficiency, convergent wheel, inter-blade canal, fluid flow, efficiency.

Введение

Нагнетатели (насосы, вентиляторы и компрессоры) входят в различные технические системы, определяя их надёжность, ресурс, технико-экономические характеристики и энергоэффективность. В настоящее время энергетическая, нефтяная, химическая и металлургическая отрасли являются основными составляющими экономики Российской Федерации. Поэтому создание энергоэффективных нагнетателей с высокими эксплуатационными и рабочими характеристиками является актуальной проблемой. Требуется создание новых

технологий и совершенствование существующих технологических процессов с использованием нагнетателей следующего поколения. Предлагается оптимизация центробежных колес нагнетателей за счёт введения конфузорности их межлопастных каналов. Это позволяет повысить экономичность и напорность центробежных нагнетателей, снизить пульсации и вибрации. Эффективность предложения подтверждается экспериментальными исследованиями центробежных насосов.

Теоретические предпосылки

Известно, что уравнение Эйлера для теоретического напора центробежного колеса нагнетателя имеет вид

НТ = С2ии2 - ад.

Из треугольников скоростей на входе и выходе колеса получим

2 2.2 м>1 = и1 + с1

2и с сов а = и? + с2 - 2и с ;

11 1 1 1 1и "

2 2,2 Л

= и2 + с2 - 2и2с2 .

2 2 2 2 2и

После преобразований запишем следующее выражение уравнения Эйлера:

Н = ипсп — ис =

т 2 2и 1 1и

Из этого уравнения видно, что в случае центробежного колеса насоса (вентилятора, компрессора) удельная энергия передаётся жидкости за счёт увеличения её кинетической энергии (1-й член уравнения) и повышения её потенциальной энергии - энергии давления (2-й и 3-й члены уравнения). При этом 2-й член характеризует работу центробежных сил, а 3-й член показывает, что повышение давления достигается торможением потока в относительном движении в межлопастном канале (ж2 < Потери энергии в диффузорном канале существенно больше, чем в конфу-зорном канале. Отсюда следует целесообразность выполнения межлопастного канала центробежного нагнетателя конфу-зорным (ж2 > При конфузорности становятся малыми гидравлические потери, что позволяет использовать для построения моделей течения теорию идеальной жидкости, которая даёт хорошее описание реального течения жидкости (газа) в гидроаэродинамике, в том числе в турбинах.

Для осевых лопастных нагнетателей последнее уравнение принимает вид

2 2 2 2 2 2 с2 — с1 + и2 — и1 + —

Н =

2 2 2 2 с2 — с + ж, —

2

2

Из этого соотношения видно, что в колесе осевого нагнетателя, в отличие от центробежного нагнетателя, повышение давления жидкости происходит только за счёт торможения потока в диффузорной проточной части колеса.

2 2 2

Течение в конфузорном колесе принципиально отличается от течения в диффу-зорном колесе. Характер межлопастного канала определяется соотношением площадей на входе и выходе колеса:

Л = РА вШ Дл

Б2 Р2Ь2 Р:

. В случае диффузорных

2л

колёс Бх/ < 1, при конфузорных колёсах Б2 > 1. Для диффузорного колеса коэффициент влияния конечного числа лопастей Кг всегда меньше единицы (0 < Кг < 1), Нт < Нтю, а угол отставания потока на выходе колеса от направления лопастей 8 = в2 л — в2 является положительным (5 >

0). В работе [1] решена задача обтекания решётки профилей конфузорного колеса на вычислительной машине методом особенностей. Получено, что угол отставания потока оказывается отрицательным, 5 < 0, и поэтому угол потока на выходе больше угла лопасти, р2 > Ргл. В связи с этим возможны значения Кг > 1, Кг < 0 и Нт > Нтю.

.В частности, возможно Нт > 0 при Нтго < 0. Изложенное показывает, что в конфузорном колесе характер течения обеспечивает повышение напора без увеличения наружного диаметра и частоты вращения колеса. Конфузорность течения определяется формулой

^2 = Р1 вШ Дл в1П (ДЛ — О

w1

Б2 8Ш Дл 8Ш

где 1 - угол атаки.

Экспериментальные результаты

В таблице приведены геометрические и экспериментальные данные вариантов центробежного насоса со спиральным отводом с различной степенью конфузорно-сти колёс ф^з = 0,58,2 = 7) [2]. Различная конфузорность достигалась изме-

Таблица

Параметры вариантов центробежного насоса_

Вариант Р1л, град Р2л, град Бх/ Б2 Нт~ Кг 5, град W2/Wl Нт/Нт4 Н/Н4 П/ П4

1 78,5 9 11,4 - 0,38 -1,68 -22,3 3,03 1,56 1,74 1,19

2 58,5 20 4,5 0,402 1,34 -5,0 2,65 1,32 1,65 1,13

3 37,0 20 3,2 0,402 1,40 -1,5 1,57 1,37 1,30 1,05

4 25,5 20 2,3 0,402 1,02 -0,25 1,50 1,0 1,0 1,0

нением входных и выходных углов лопастей.

В таблице полученные значения теоретического напора при бесконечном числе лопастей Нтго соответствуют режиму 0,218.

Для варианта 1 значение Нтго является отрицательной величиной. Несмотря на это, напор насоса Н для этого варианта -величина положительная (рис. 1), что подтверждает приведенные теоретические результаты. Таким же подтверждением являются полученные значения Кг и угла отклонения потока 5. Аналогичные резуль-

таты получены в работе [3] при испытаниях конфузорного колеса (Р1/Б2 = 2,2; в2л = 100). Колесо работало в

свободном пространстве без спирального сборника, углы потока на выходе колеса непосредственно измерялись. Полученные результаты приведены на рис. 2.

6:7

0,6

7,5

А

У - X2

/ / \ 1 V*

0,0 В 0,10 0,14

н

0,4

0,3

0,2

ч. \ \ 2

1 - V;?

0,13 0,22сгт/иг ' 0,06 0,10 0,14 0,18 0,22 с2т/>

ап

Рис. 1. Энергетические

В таблице данные варианта 4 наиболее близки к диффузорному колесу, поэтому сравнение других вариантов с этим вариантом по эффективности покажет с запасом преимущества конфузорных колёс над диффузорными. Видно, что наибольшее преимущество соответствует варианту 1 с наибольшей конфузорностью. Значения теоретического напора Нт, действительного напора Н и КПД п больше в 1,56; 1,74; 1,19 раза. Таким образом, для создания

характеристики вариантов насоса

энергоэффективных конфузорных колёс следует ориентироваться на колёса с большой конфузорностью, учитывая при этом проектирование входной части колеса насоса из условия обеспечения высокой антикавитационной устойчивости насоса (в частности, принимаются малые углы атаки и, следовательно, небольшие значения угла Рхл). При этом условии получаются колёса с умеренной конфузорностью, как, например, вариант 4, эффективность

которого заключается только в увеличении коэффициента Кг на 20% по сравнению с диффузорным колесом.

В работе [4] описаны экспериментальные исследования центробежных насосов с конфузорным и диффузорным колёсами (насосы с одинаковыми лопаточными направляющими аппаратами, и8 = 100). Колёса имеют семь основных и семь дополнительных лопастей. Испытания проводились с целью выбора насоса для производства. Насос с конфузорным колесом показал выше КПД на 5% и напор на 7%. При этом энергия пульсаций и вибра-

ций меньше в 1,6 и 1,5 раза, на двух роторных частотах амплитуды пульсаций меньше в 1,4 и 1,5 раза, а вибраций - в 1,1 и 2,6 раза по сравнению с насосом, имеющим диффузорное колесо.

Отметим, что возможно увеличение конфузорности колес вентиляторов и компрессоров, где не стоит вопрос о кавитации. В случае насосов к повышению кон-фузорности может привести установка перед колесом шнека и проектирование колёс второй и последующих ступеней многоступенчатого насоса, для которых проблема кавитации уже отсутствует.

Рис. 2. Результаты испытания центробежного колеса

Выводы

1. Теоретически показана энергоэффективность конфузорных колёс центробежных нагнетателей.

2. Испытания центробежных насосов с конфузорными колёсами показали их

преимущества перед насосами с диффу-зорными колёсами по КПД и напору соответственно на 19 и 74%.

3. При создании энергоэффективных конфузорных колёс следует применять

большую конфузорность, учитывая при этом проектирование входной части колеса из условия обеспечения высокой антика-витационной устойчивости насоса. Последнее снижает возможную конфузор-ность колеса. Промышленный насос с конфузорным колесом показал выше КПД на 5% и напор на 7%, чем насос с диффу-зорным колесом, при меньших пульсациях и вибрациях.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Черняк, А.П. Зависимость коэффициента ц реактивного колеса центробежного насоса от его геометрических параметров и режима работы / А.П.Черняк // Лопаточные машины и струйные аппараты. -1966. - № 1. - С. 176-203.

2. Боровский, Б.И. Высокооборотные лопаточные насосы / Б.И.Боровский, Н.С.Ершов, Б.В.Овсянников [и др.]; под ред. Б.В.Овсянникова и В.Ф.Чебаевского. - М.: Машиностроение, 1975. - 336 с.

3. Локшин, И.Л. Применение результатов исследования вращающихся круговых решёток к аэ-

4. Возможно увеличение конфузор-ности колес вентиляторов и компрессоров, где не стоит вопрос о кавитации. В случае насосов к повышению конфузорности может привести установка перед колесом шнека и проектирование колёс второй и последующих ступеней многоступенчатого насоса, для которых проблема кавитации уже отсутствует.

родинамическому расчёту колёс центробежных вентиляторов / И.Л.Локшин // Промышленная аэродинамика. - 1963. - № 25. - С. 121-183.

4. Боровский, Б.И. Исследование пульсаций и вибраций центробежного насоса с конфузорным колесом / Б.И.Боровский, В.И.Петров, А.И.Чучеров [и др.] // Гидрогазодинамика и тепломассообмен летательных аппаратов. - 1988. -С. 22-25.

1. Chernyak, A.P. Dependence of coefficient ^ of jet wheel in rotary pump upon its geometrical parameters and operation mode / A.P.Chernyak // Impeller Machines and Blasters. -1966. - № 1. - pp. 176203.

2. Borovsky, B.I. High-speed Blade Pumps / B.I.Borovsky, N.S.Yershov, B.V.Ovsyannikov [et al.]; under the editorship of B.V. Ovsyannikov and V.F. Chebaevsky. - M.: Mechanical Engineering, 1975. - pp. 336.

3. Lokshin, I.L. Results application of rotating circular grates investigation to aerodynamic computation of centrifugal fans wheels / I.L.Lokshin // Industrial Aerodynamics. - 1963. - № 25. - pp. 121-183.

4. Borovsky, B.I. Investigation of pulsations and vibrations in centrifugal pump with convergent wheel / B.I.Borovsky, V.I.Petrov, A.I.Chucherov [et al.] // Hydro-gasdynamics and Heat-mass Exchange in Aircrafts. - 1988. - pp. 22-25.

Сведения об авторах:

Статья поступила в редколлегию 18.10.2016. Рецензент: д.т.н., профессор Орловского государственного университета Чернышев В.И.

Боровский Борис Иосифович, д.т.н., профессор кафедры «Теплогазоснабжение и вентиляция» Крымского федерального университета имени

В.И.Вернадского, тел.: + tim4enko._zin@yandex.ru.

7978 88 02 441, е-mail:

Borovsky Boris Josephovich, D.Eng., Prof. of the Dep. "Heat- and Gas Supply and Ventilation" of Ver-

nadsky Federal University of the Crimea, E-mail: tim4enko. zin@yandex.ru.