ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНЫЙ ЛОПАСТНОЙ НАСОС ДЛЯ ПЕРЕКАЧИВАНИЯ ПОДОГРЕТЫХ НЕОДНОРОДНЫХ ПО ПЛОТНОСТИ ЖИДКОСТЕЙ
CENTRIPETAL IMPELLER PUMP FOR TRANSFER OF HEATED NON-UNIFORM BY DENSITY LIQUIDS

2
Известно, что в топливно-энергетической отрасли существует техническая задача насосной перекачки мазутов, что существенно осложняется из-за их повышенной вязкости (до 1000 сСт), приводящей к повышенным гидравлическим потерям в проточной части насосов, снижению КПД и повышению энергозатрат перекачки. Для снижения вязкости мазутов и повышения эффективности перекачивания при транспортировке по трубопроводным магистралям производится их подогрев (примерно до 60°С). В качестве насосов для перекачки мазутов обычно используются оседиагональные или центробежные типы насосов. При этом наблюдается существенное снижение КПД насосов по сравнению с их водяными характеристиками, полученными при модельных испытаниях. Причем выясняется, что такое снижение не может быть объяснено только влиянием вязкости и увеличением величины коэффициента трения, а еще какой-то причиной. С этой целью был проведен тепло-физический анализ течения потока подогретой жидкости в проточной части насосов. Во-первых, известно (см. [1] Р. Фейнман, Р. Лейтон, М. Сэндс. Фейнмановские лекции по физике. 4. КИНЕТИКА, ТЕПЛОТА, ЗВУК, Изд-во Мир, Москва, 1967), что в совокупности молекул подогретой жидкости при некоторой температуре всегда присутствуют молекулы с разной скоростью, с разной температурой, а следовательно, и с разной плотностью, распределение которых приближенно можно принять соответствующим нормальному закону распределения или подобному ему (см. [1] стр. 35 Фиг. 40.3). Во-вторых, также известно свойство неоднородной по плотности жидкости (см. [2] Л.Г. Лойцянский. Механика жидкости и газа. Издательство Наука Главной редакции Физико-математической литературы. Москва, 1973) образовывать в поле воздействия ускорения вращения (ε=rω) центростремительное течение, направленное от периферии к центру (КОНВЕКЦИЮ) (см. [2] стр. 103, 104, Рис. 20), описываемое уравнением
где
ρ - плотность перекачиваемой жидкости,
r - текущий радиус,
ω - угловая скорость вращения.
2
2
2
Кроме того, можно показать, что обычно наблюдаемая конвекция воздуха или воды около нагретых тел в поле воздействия ускорения свободного падения тел (g=9.81 м/с) может быть значительно увеличена по интенсивности в поле воздействия ускорения вращения (ε=rω). Например, для опытного экземпляра центростремительного насоса при вполне реальных размерах (r=100 мм) и скорости вращения (n=3000 об/мин) имеем ускорение вращения (ε=9869,7 м/с), что соответствует величине параметра кратности ускорения вращения на уровне , и, очевидно, во столько же раз увеличится интенсивность конвекции в поле воздействия ускорения вращения при таких условиях в центростремительном рабочем колесе насоса. Рассмотрение возможного на практике различного сочетания размеров и скорости вращения показывает реально достижимые параметры кратности ускорения вращения в пределах ,
Таким образом, напрашивается правдоподобная версия, объясняющая возникновение дополнительных гидравлических потерь в оседиагональных и центробежных насосах при перекачивании подогретого мазута. Т.е. при рабочем процессе диагонального в оседиагональном и радиального в центробежном рабочих колесах номинального течения возникает встречное конвективное течение, приводящее к дополнительным гидравлическим потерям на вихреобразование, которое можно устранить в центростремительном рабочем колесе. Здесь целесообразно рассмотреть сам процесс возникновения КОНВЕКЦИИ в центростремительном рабочем колесе. Как уже упоминалось, наблюдаемая конвекция воздуха или воды около нагретых тел в поле воздействия ускорения свободного падения тел происходит по следующей схеме: подогретый объем поднимается вверх, а на его место опускается такой же менее нагретый объем, т.е. происходит вытеснение более нагретого объема менее нагретым. А в центростремительном рабочем колесе, как указывается в [2], в поле воздействия ускорения вращения конвекция возникает в направлении от периферии к оси вращения. Т.е. ось вращения является особым местом точек сосредоточения жидкости. Если по инерции подогретая жидкость проскочит ось вращения, то обязательно возвратится в особую точку - ось вращения, т.е. происходит накопление объема жидкости в области оси вращения. Следовательно, повышается давление жидкости в области оси вращения, распространяясь вдоль выходного патрубка до выхода из насоса. Так как величина параметра кратности ускорения вращения может достигать по отношению ускорения свободного падения тел тысячи и более раз, указанный процесс происходит очень интенсивно, что дополнительно повышает напор, а следовательно, и КПД насоса. Исходя из вышеизложенного, предлагается конструкция центростремительного насоса, в качестве эффективного средства достижения технического результата снижения энергозатрат процесса перекачивания подогретых мазутов. Аналогом центростремительного рабочего колеса можно принять рабочее колесо центробежного насоса с радиальными лопастями (внешне практически не отличающееся), но отличающееся направлением кривизны радиальных лопастей и имеющего в центростремительном насосе при этом противоположное направление вращения. Таким образом, в качестве изобретения предлагается: центростремительный насос для перекачивания подогретой неоднородной по плотности жидкости (см. Фиг. 1 и Фиг. 2), содержащий:
0
0
- входной патрубок 0 с внутренним диаметром (d) и площадью входа в насос (F),
л
2
1
о
о
1в
2рк
2в
2рк
- центростремительное рабочее колесо 1, состоящее из ведущего 2 и покрывного 3 дисков, радиальных лопастей 4, изогнутых по дуге окружности радиусом (r) с центром изгиба О, смещенным относительно центра вращения О и совмещенного с ним начала ортогональной системы координат, радиально по оси Y на расстояние (Y) и по оси X в направлении вращения от оси Y на расстояние (Х) и конической втулки 5 с уменьшающимся диаметром от начального размера d=(0,8-0,9)D до конечного размера d=(0,1-0,2)D.
1рк
1рк
1рк
1рк
1рк
2рк
1рк
2рк
2рк
2рк
2рк
Подвод 6, Отвод 7 и Вал 8, приводящий во вращение центростремительное рабочее колесо 1 от привода, в качестве которого может быть использован асинхронный электрический двигатель, отличающийся тем, что центростремительное рабочее колесо 1 имеет входное сечение (1рк), расположенное на периферии на наружном диаметре D, и при ширине центростремительного рабочего колеса 1 на входе (А), с площадью образованного цилиндрического кольца, равной (F=πDА), и выходное сечение (2рк), расположенное в центральной части на внутреннем диаметре D=(0,3-0,7)D, при ширине центростремительного рабочего колеса 1 на выходе (А), с площадью образованного цилиндрического кольца, равной (F=πDА).
л
1
2
Особенностью такого профилирования радиальных лопастей 4 является то, что в любой точке М (см. Фиг. 2), лежащей на поверхности радиальной лопасти 4, можно графически или аналитически определить угол установки лопасти (β) как угол, образованный между лучами, проведенными из центров вращения (О) и изгиба (О) в искомую точку М;
ск
ск
1рк
1
охв
ск
1ск
охв
1ск
0
ск
охв
2ск
r
а Подвод 6 расположен с внешней стороны напротив входного сечения (1рк) центростремительного рабочего колеса 1, выполнен в виде спирального канала 10 с постоянной в окружном направлении шириной (А=const), равной ширине центростремительного рабочего колеса 1 на входе (А=А), и высотой, отсчитываемой от наружного диаметра D центростремительного рабочего колеса 1 до внутренней поверхности стенки 9 спирального канала 10, с уменьшающейся пропорционально углу охвата (ϕ) высотой (h), от начальной высоты сечения (h), примыкающего к входному патрубку и принятого за начало отсчета угла охвата (ϕ=0°), соответствующей площади входа в насос (h=F/A), до конечной высоты через один оборот при угле охвата (ϕ=360°), равной величине радиального зазора (h=δ). обеспечивающего свободное вращение центростремительного рабочего колеса 1;
2
2
и Отвод 7, расположенный с внешней стороны напротив выходного сечения (2рк) центростремительного рабочего колеса 1 выполнен в виде кольцевого диффузора 11, образованного внутренней поверхностью стенки выходного патрубка 12 с внутренним диаметром (d) и наружной поверхностью конической втулки 5 центростремительного рабочего колеса 1 с площадью выхода из насоса (F).
На Фиг. 1 изображен центростремительный насос в разрезе с обозначением основных геометрических размеров центростремительного рабочего колеса, подвода и отвода. На Фиг. 2 изображен центростремительный насос в плане с обозначением основных геометрических размеров входного патрубка, радиальных лопастей центростремительного рабочего колеса, подвода и направления вращения рабочего колеса.
ск
1ск
1рк
1рк
1рк
Необходимость специального профилирования подвода связана с тем, что центростремительное направление жидкость приобретает, как показано в [1], только в центростремительном рабочем колесе 1 в поле воздействия ускорения вращения, а при течении потока жидкости в подводе 6 необходимо создать внешнее воздействие на поток жидкости, которое и создается внутренней поверхностью 9 спирального канала 10. Такое воздействие происходит в следующем порядке: в насосе, заполненном перед запуском жидкостью, после запуска лопасти 4 вращающегося центростремительного рабочего колеса 1 начинают взаимодействовать с неподвижной жидкостью, образуя вблизи входных кромок радиальных лопастей 4 спутную вихревую пелену противотоков, увлекающую под влиянием турбулентной вязкости в направлении вращения близлежащие слои жидкости и распространяющую свое влияние по всему сечению спирального канала 10. Но т.к. сечения спирального канала 10 уменьшаются в том же направлении, создавая направленную к центру составляющую скорости и объемного расхода и, следовательно, к концу спирального канала 10, когда его высота и площадь станут близкими к нулевой, весь объем жидкости (V), заполняющей спиральный канал 10 подвода 6 (равный объему телесного треугольника с высотой h и площадью основания F=πDА)
ск
1ск
1рк
1рк
V=hπDA/2
войдет в центростремительное рабочее колесо 1. Предполагается, что такой процесс образования спутной вихревой пелены сохранится и после запуска при переходе на номинальный режим работы. В единицу времени это дает расчетное значение объемного расхода насоса:
р
с
пр
1ск
1рк
1рк
Q=nKhπDA/2
где
с
n [об/с] - число оборотов вала в 1 с,
пр
К≤1 - коэффициент проскальзывания спутного потока вихревой пелены противотоков относительно вращающегося центростремительного рабочего колеса. Отмечается, что коэффициент проскальзывания из-за сложности процесса не может быть определен точно. Оценка его величины может быть сделана экспериментально при испытании опытного образца центростремительного насоса по следующей схеме:
р
с
пр
1ск
1рк
1рк
т
с
1ск
1рк
1рк
Q=nКhπDA/2 и Q=nhπDA/2,
где
р
Q - измеренный расходомером объемный расход при испытании опытного образца центростремительного насоса,
т
1ск
1рк
1рк
с
Q - теоретический объемный расход, вычисленный по принятым при проектировании геометрическим параметрам (h D А) и скорости вращения (n),
откуда
пр
р
т
К=Q/Q≤1
пр
с
с
пр
При проектировании опытного образца центростремительного насоса было приближенно принято произведение Кn=1, что дает при n=2000-3000 об/мин и n=33,3-50,0 об/с проектную величину коэффициента проскальзывания К=0,03-0,02≤0,1, что можно допустить примерно соответствующим действительности, т.е. принятая проектная скорость вращения спутного потока более чем в десять раз меньше скорости вращения рабочего колеса.
л
р
т
д
ст
Знание угла установки лопасти (β) и величины расчетного объемного расхода (Q) позволяет рассчитать и построить по известным зависимостям треугольники скоростей на входе, в промежуточных сечениях и на выходе центростремительного рабочего колеса рассчитать теоретический напор (Н), динамическую (Н) и статическую (Н) составляющие напора:
т
2
2и
дин
и
2g
ст
и
2
и
2
H=UC/g Н=С/, Н=С(2U-C)/2g
и
Обращает на себя внимание величина закрутки (С) потока жидкости, величина которой рассчитывается из выражения
и
z
л
C=U-C/tg(β),
где U - текущее значение окружной скорости U=πDn/60,
D - текущая величина диаметра рабочего колеса,
n - частота вращения об/мин,
z
z
р
рк
C - текущая меридиональная (расходная) скорость (C=Q/F),
рк
рк
рк
F - текущая площадь центростремительного рабочего колеса (F=πDА),
рк
А - текущая ширина центростремительного рабочего колеса,
л
β - текущая величина угла установки лопасти.
и
ж
ж
2
Текущее распределение закрутки (С) потока жидкости по радиусу в центростремительном рабочем колесе непосредственно влияет на величину ускорения вращения потока жидкости (ε=rω), которое определяется через величину угловой скорости вращения потока жидкости из соотношения
ж
и
ω=С/r.
и
и
Поэтому при расчете и проектировании центростремительного рабочего колеса рекомендуется принимать распределение закрутки потока жидкости (С) по радиусу в соответствии с законом « свободной циркуляции» (rС=const).
и
ж
В соответствии с этим законом при движении вдоль радиуса рабочего колеса к центру закрутка потока жидкости (С) естественным путем возрастает, а следовательно, возрастает и ускорение вращения (ε).
1рк
кр
кр
Может возникнуть вопрос, что при таком расположении подвода и организации входа жидкости в центростремительное рабочее колесо на наружном диаметре D антикавитационные качества насоса будут на низком уровне, но это не так и, при определенных условиях, даже наоборот, можно получить улучшение. Это известно (см. [3] «ВЫСОКООБОРОТНЫЕ ЛОПАТОЧНЫЕ НАСОСЫ» под редакцией д-ра техн. наук Б.В. Овсянникова и д-ра техн. наук В.Ф. Чебаевского, Москва, Машиностроение» 1975) на примере шнековых насосов, имеющих наилучшие антикавитационные качества среди известных лопастных насосов и наиболее близких по особенностям течения жидкости при входе в центростремительное рабочее колесо (по характеру течения жидкости в районе входных кромок лопастей, с образованием отрывной кавитационной каверны). Обобщение многочисленных экспериментальных данных показало, что предельные минимальные значения коэффициента кавитации (λ) и кавитационного запаса (Δh) достигаются при пониженных значениях коэффициента расхода:
где
1z
С - осевая (расходная) скорость при входе потока жидкости в рабочее колесо,
1
U - окружная скорость на входе на наружном диаметре рабочего колеса.
1
1
1
Обычно для шнековых рабочих колес коэффициент расхода назначают в пределах . Указанных (оптимальных) пределов изменения коэффициента расхода для осевого шнекового рабочего колеса можно достигнуть только при увеличении площади на входе за счет увеличения наружного диаметра D, а это сопровождается также увеличением окружной скорости (U), что приводит к возрастанию относительной скорости (W)
1
1
1z
2
2
2
W=U+C
кр
при входе потока жидкости в рабочее колесо и к увеличению кавитационного запаса (Δh), как это следует из его выражения через указанные параметры (фор-ла ВИГМ - см. [4] А.А. Ломакин. Центробежные и осевые насосы. Машиностроение. Москва. 1966. Ленинград, стр. 195):
1z
где С - средняя абсолютная скорость при входе потока жидкости в рабочее колесо,
1
W - средняя относительная скорость при входе потока жидкости в рабочее колесо,
кр
кр
n=λ - коэффициент кавитации (критическое значение), обычно достигается для наиболее удачных шнековых колес при  на уровне λ≤0,025 имеет линейный характер и определяется по формуле (см. [3], стр. 195):
1
1
1рк
Такое противоречивое соотношение параметров характерно для осевых рабочих колес, а для центростремительного рабочего колеса это противоречие устраняется, т.к. уменьшение величины расходной скорости на входе в центростремительное рабочее колесо возможно обеспечить без увеличения наружного диаметра D и соответствующего увеличения относительной скорости W, а только за счет увеличения ширины центростремительного рабочего колеса на входе (А), и тем самым достигнуть еще более низких значений коэффициента расхода , а следовательно, опуститься (благодаря линейной зависимости коэффициента кавитации от коэффициента расхода) в область еще более низких его значений:
кр
λ≤0,022, что и требовалось показать.
и
Естественно полагать, что при профилировании центростремительного рабочего колеса будут учитываться и другие известные особенности профилирования шнековых рабочих колес, как например: толщина входных кромок, заправка (затыловка) входных кромок лопастей по всасывающей стороне и другие известные из литературных источников особенности профилирования, необходимые для достижения повышенных антикавитационных качеств. Отличие состоит только в выборе густоты лопастей, величину которой рекомендуется выбирать, как это делается при проектировании центробежных тоже радиальных рабочих колес, из соображений достаточности воздействия радиальных лопастей на закрутку потока жидкости (С):
opt
cp
τ=b/t=(l,6-1,8),
где b - длина хорды (см. Фиг. 2),
ср
cp
ср
л
t - средний окружной шаг лопастей (t=πD/Z),
cр
1рк
2рк
D=(D+D)/2,
л
Z - число лопастей.
Таким образом, можно заключить: предложена конструкция центростремительного лопастного насоса как наиболее эффективного среди различных типов лопастных насосов для достижения положительного эффекта дополнительного повышения напора и КПД при наличии конвекции от периферии к центру центростремительного рабочего колеса при перекачивании подогретой неоднородной по плотности жидкости, если учитывать их теплофизические свойства течения в поле воздействия ускорения вращения, и, в особенности, для возможного увеличения ее интенсивности при повышенных значениях параметра кратности ускорения вращения в области значений: . Безусловно, для этого потребуются дальнейшие исследования центростремительных рабочих колес насоса. Представляет интерес для насосостроения также исследование его антикавитационных качеств в области сверхнизких значений коэффициентов расхода , что достижимо сделать именно для центростремительных рабочих колес.