КОЛЕСО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА ДЛЯ РАБОТЫ НА ТУРБИННЫХ РЕЖИМАХ

Полезная модель относится к области гидравлических машин необъемного вытеснения, в частности центробежных насосов, часто применяемых в качестве гидравлических двигателей, и может быть использовано для повышения эффективности работы насосов на турбинных режимах.
к
к
к
Известны основные закономерности и методики профилирования лопастной системы рабочего колеса центробежного насоса, изложенные, например, в изданиях: Машин А.Н. Профилирование проточной части рабочих колес центробежных насосов. - М.: Изд. МЭИ, 1976; Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. - М.: "Машиностроение", 1971. Согласно указанным источникам информации профиль (форма) лопастей (лопаток) по средней линии профиля определяется расчетной кинематической степенью реактивности колеса ρ, а среди рабочих колес различают группы активных колес (ρ≤0.5) и реактивных колес (ρ>0.5), имеющие противоположную по знаку кривизну лопастных профилей. Кривизна профилей определяет значение степени реактивности колеса и может изменяться по радиусу колеса, но при этом остается однозначной для каждой группы колес. Для работы центробежной лопастной машины в режиме насоса предпочтительна группа реактивных колес, т.к. она обеспечивает более высокий уровень КПД при прочих равных условиях. При работе такой машины на турбинных режимах для группы реактивных колес характерно значительное, по сравнению с группой активных колес, увеличение гидравлического сопротивления по мере увеличения расхода рабочей среды через колесо. Это приводит к тому, что на турбинных режимах работы расход рабочей среды через реактивное колесо оказывается ограничен уровнем располагаемого перепада давлений в машине. В результате при том же располагаемом перепаде давлений и прочих равных условиях пропускная способность реактивного колеса оказывается меньше пропускной способности активного колеса. Как следствие этого, максимально достижимая мощность машины с реактивным колесом оказывается меньше, чем у машины с активным колесом. Вместе с тем, в машине с активным колесом на режиме турбины по мере увеличения расхода рабочей среды через активное колесо, характеризующееся однозначной кривизной лопастных профилей, скорость потока на выходе из межлопастных каналов колеса увеличивается. Это приводит к снижению статического давления в рабочей среде и, как следствие, к развитию кавитации, - наступает режим "запирания" по расходу, т.е. режим ограничения пропускной способности активного колеса. В итоге, ограничение пропускной способности активного колеса на турбинных режимах приводит к непреодолимому ограничению максимально достижимой мощности центробежного насоса как турбины (практически сместить этот "барьер" в сторону увеличения расхода и мощности можно только путем значительного снижения температуры рабочей среды).
Задачей полезной модели является увеличение максимально достижимой мощности центробежного насоса на турбинных режимах работы в условиях ограниченного перепада давлений.
Для решения этой задачи предлагается рабочее колесо центробежного насоса с расчетной кинематической степенью реактивности менее ½, лопасти которого на периферии от оси колеса имеют профиль, обеспечивающий расчетную кинематическую степень реактивности колеса менее ½, а вблизи оси колеса имеют профиль с противоположной по знаку кривизной, причем лопастные профили периферийной и внутренней частей колеса сопрягаются по касательным к своим средним линиям.
Техническим результатом использования полезной модели является увеличение максимально достижимой мощности центробежного насоса на турбинных режимах работы в условиях ограниченного перепада давлений путем увеличения пропускной способности рабочего колеса за счет увеличения площади проходного сечения межлопастных каналов посредством изменения кривизны лопастных профилей на выходе из колеса.
Описание осуществления полезной модели поясняется ссылками на фигуры:
На фиг.1 представлены известные виды лопастных профилей (по средней линии профиля) и межлопастных каналов реактивных и активных рабочих колес центробежных насосов, а также сравнительные характеристики насосов на турбинных режимах работы с этими колесами.
На фиг.2 представлены сравнительные характеристики центробежных насосов на турбинных режимах работы с известными реактивным и активным рабочими колесами.
На фиг.3 представлены сравнительный вид лопастных профилей (по средней линии профиля) и межлопастных каналов рабочего колеса согласно заявляемой полезной модели и известного рабочего колеса с эквивалентной расчетной кинематической степенью реактивности.
На фиг.4 представлены сравнительные характеристики центробежных насосов на турбинных режимах работы с колесом согласно заявляемой полезной модели и с известным колесом, имеющим эквивалентную расчетную кинематическую степень реактивности.
На фиг.5 представлен примерный вид рабочего колеса центробежного насоса с лопастями, выполненными согласно заявляемой полезной модели.
к
к
В практике использования конкретного центробежного насоса в качестве турбины основным параметром, определяющим его мощность, является располагаемый перепад давлений. Исследования центробежного насоса КМ50-32-125, оснащенного штатным ("насосным") реактивным рабочим колесом с расчетной степенью реактивности ρ>0.5 (фиг.1) и специально изготовленным активным ("турбинным") рабочим колесом с расчетной степенью реактивности ρ<0.5 (см. фиг.1), проведенные Заявителем на экспериментальном стенде ЗАО "ОПТИМА", показали следующее. На турбинных режимах работы по мере увеличения расхода рабочей среды в условиях ограничения максимального перепада давлений в насосе (иначе - напора гидравлической системы) насос с реактивным рабочим колесом быстро выходит на режим ограничения напора (фиг.2, а) и не в состоянии пропустить через себя больше рабочей среды при прочих равных условиях (прежде всего при постоянной частоте вращения ротора). Это приводит к ограничению его максимально достижимой мощности (фиг.2, б). В тех же условиях насос с активным рабочим колесом располагает большим потенциалом мощности (см. фиг.2, б). Это обусловлено тем, что напорная характеристика насоса с активным рабочим колесом менее крутая, чем у насоса с реактивным колесом (см. фиг.2а). Однако и в этом случае насос имеет ограничение по расходу рабочей среды и, как следствие, по максимально достижимой мощности. В активном колесе это ограничение может быть связано, также как и в реактивном колесе, с достижением предельного напора или, как это было в эксперименте, с выходом на кавитационный режим "запирания". Только это ограничение соответствует расходу, превышающему, предельный расход через реактивное колесо.
к
Известно, что кавитация в потоке жидкости возникает, когда кавитационный запас, характеризуемый числом кавитации χ, снижается до нулевого значения (см., например, Касилов В.Ф. Справочное пособие по гидрогазодинамики для теплоэнергетиков. - М.: Издательство МЭИ, 2000). На турбинных режимах работы центробежного насоса кавитация возникает в выходном сечении межлопастного канала рабочего колеса, т.к. именно там достигается наибольшая скорость течения рабочей среды. Число кавитации для этого сечения определяется следующим выражением:
s
где p - статическое давление в потоке; p - давление насыщенных паров рабочей среды; ρ - плотность рабочей среды; w - скорость потока относительно рабочего колеса. При одном и том же расходе рабочей среды Q увеличить кавитационный запас колеса (число кавитации) можно за счет снижения относительной скорости потока w на выходе из межлопастного канала, которая определяется отношением расхода Q к площади f проходного (ортогонального вектору скорости w) сечения канала. В свою очередь площадь f зависит от угла наклона β вектора w к касательной к окружности колеса на радиусе r выхода из канала (при идентичной ширине канала b по оси колеса):
Из формулы (2 следует, что чем больше угол β, тем больше площадь f проходного сечения канала и тем меньше скорость потока w. При этом по выражению (1) число кавитации будет больше, т.е. режим "запирания" будет смещен в сторону больших расходов рабочей среды.
Исследования, проведенные Заявителем, показали, что существенно увеличить угол β в активном рабочем колесе можно посредством изгиба профиля лопастей вблизи выходного сечения межлопастного канала по направлению вращения колеса. На фиг.3 показан профиль лопасти согласно заявляемой полезной модели, обеспечивающий относительную скорость потока w в выходном сечении межлопастного канала меньшую, чем скорость w', обеспечиваемую известным активным профилем при одинаковых значениях кинематической степени реактивности колес. Это достигается за счет того, что угол наклона β вектора скорости w к касательной к окружности колеса на радиусе r выхода из канала больше на величину γ, чем угол наклона вектора скорость w', формируемого известным профилем лопастей, имеющим однозначную кривизну. При этом достигается незначительное отклонение характеристик насоса с колесом согласно заявляемой полезной модели от характеристик насоса с известным активным колесом, имеющим эквивалентную степень реактивности (фиг.4). Вместе со снижением скорости w в заявляемой полезной модели увеличивается и число кавитации при идентичных значениях расхода рабочей среды, что обеспечивает смещение кавитационной границы в сторону увеличения расхода. Таким образом достигается заявленный технический результат - увеличение максимально достижимой мощности центробежного насоса на турбинных режимах работы в условиях ограниченного перепада давлений (см. фиг.4) путем увеличения пропускной способности рабочего колеса за счет увеличения площади проходного сечения межлопастных каналов посредством изменения кривизны лопастных профилей на выходе из колеса.