ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ МНОГОСТУПЕНЧАТЫЙ СЕКЦИОННЫЙ НАСОС

Полезная модель относится к области насосостроения, в частности к центробежным многоступенчатым секционным насосам и может быть использована при производстве насосов для водоснабжения, теплоснабжения, нефтехимической и нефтедобывающей промышленностей с коэффициентом быстроходности 70÷150.
Известен многоступенчатый секционный центробежный насос, состоящий из корпуса, секций, стянутых шпильками, входного и выходного каналов, выполненных в крайних секциях, и ступеней насоса, расположенных в промежуточных секциях и состоящих из рабочих колес и направляющих аппаратов с диффузорными каналами, имеющими отношение ширины входного проходного сечения к ширине выходного сечения в диапазоне 0,62÷0,82, при этом величина угла γ между осью симметрии диффузорного канала и радиусом направляющего аппарата, проведенным из центра к входу этого канала, лежит в пределах 68÷84° (RU, 2362909 C1, 8 F04D 1/06, F04D 29/44, 13.08.2008 г.).
Недостатком известного насоса является то, что реализованное в нем соотношение ширины входного проходного сечения диффузорных каналов к ширине их выходного сечения в диапазоне 0,62÷0,82 на практике не обеспечивает достаточной степени преобразования кинетической энергии в энергию давления (потенциальную) в диффузорной части направляющего аппарата, что приводит к снижению КПД насоса. Кроме того, угол γ расположения между осью симметрии диффузорного канала и радиусом направляющего аппарата, проведенным от центра к входу этого канала, задан практически произвольно, что приводит к большим гидравлическим потерям при поступлении потока в спиральную часть направляющего аппарата из-за значительных углов атаки или отрыва потока при отрицательных углах атаки и недостаточного снижения скоростей при выходе потока жидкости из диффузорных каналов, в результате чего происходит снижение напора и КПД насоса.
Задачей, на решение которой направлена заявленная полезная модель, является увеличении напора и КПД насоса, за счет оптимизации характеристик диффузорных каналов направляющих аппаратов рабочих ступеней насоса, обеспечивающих оптимальное снижение скорости рабочего потока на выходе из них.
Технический результат достигается тем, что в центробежном многоступенчатом секционном насосе, содержащем корпус, выполненный из секций, последовательно установленных на валу и стянутых между собою шпильками, входной и выходной каналы, выполненные в крайних секциях корпуса насоса, и ступени насоса, расположенные в промежуточных секциях и состоящие из рабочего колеса и направляющего аппарата с диффузорными каналами, отношение ширины входного проходного сечения диффузорных каналов к ширине выходного сечения лежит в диапазоне 0,5÷0,56, а угол между осью симметрии каждого диффузорного канала и радиусом направляющего аппарата, проведенным из центра к входу диффузорного канала определяется в зависимости от угла потока из рабочего колеса на входе в направляющий аппарат следующим соотношением:
,
3
где α - угол потока из рабочего колеса на входе в направляющий аппарат;
δ - угол атаки при входе потока в направляющий аппарат (δ=3÷5°);
ε - угол диффузорности направляющего аппарата (ε=6÷8°);
Р - поправка на конечное количество лопаток рабочего колеса;
2
β - угол установки лопаток рабочего колеса;
3
D - диаметр расположения лопаток направляющего аппарата;
2
D - наружный диаметр рабочего колеса.
Предлагаемое соотношение ширины входного проходного сечения диффузорных каналов направляющего аппарата к ширине выходного сечения в диапазоне 0,5÷0,56 способствует оптимальному снижению скорости потока, обеспечивающиму максимальное преобразование кинетической энергии в энергию давления (потенциальную), что позволяет увеличить напор и КПД насоса.
При уменьшении величины соотношения площадей проходных сечений на входе и выходе из диффузорного канала (<0,5) с обеспечением при этом безотрывного течения рабочего потока увеличивается длина диффузорной части канала, приводящая к повышенным потерям трения.
При увеличении величины соотношения площадей проходных сечений на входе и выходе из диффузорного канала (>0,56) не происходит достаточного преобразования кинетической энергии потока в энергию давления, и скорость выходящего из диффузорного канала потока остается достаточно высокой, что также приводит к повышенным потерям трения в переводных на следующую ступень каналах, т.к. потери имеют квадратичную зависимость от скорости:
,
тр
где Z - коэффициент потерь на трение;
V - скорость потока.
Выбор направления диффузорных каналов (угла между осью симметрии диффузорных каналов и радиусом направляющего аппарата, проведенным из центра к входу диффузорного канала) в зависимости от угла потока из рабочего колеса, способствует оптимальному направлению потока при поступлении его в диффузорные каналы с минимальными потерями на удар, а также уменьшению гидравлических потерь, что также позволяет повысить напор и увеличить КПД насоса.
Техническая сущность полезной модели поясняется чертежами, где:
на фиг.1 изображен вид сверху центробежного многоступенчатого секционного насоса;
на фиг.2 изображен разрез центробежного многоступенчатого секционного насоса;
на фиг.3 изображен направляющий аппарат в плоскости рабочего колеса;
на фиг.4 изображен график зависимости относительных величин КПД и напора от соотношения площади проходных сечений на входе и выходе из диффузорных каналов.
3
Центробежный многоступенчатый секционный насос содержит корпус 1, выполненный из последовательно установленных на валу 2 секций, стянутых шпильками 3, входной 4 и выходной 5 каналы, выполненные в крайних секциях 6 и 7 корпуса 1, ступени насоса, расположенные в промежуточных секциях 8 корпуса 1 и состоящие из рабочего колеса 9 и направляющего аппарата 10 с диффузорными каналами 11. Диффузорные каналы 11 выполнены таким образом, что отношение ширины "а" входного проходного сечения канала к ширине "b" выходного сечения этого канала лежит в диапазоне а/b=0,5÷0,56. Угол γ между осью I симметрии каждого диффузорного канала 11 и радиусом R направляющего аппарата, проведенным от центра к входу диффузорного канала 11, зависит от угла α потока из рабочего колеса 9 на входе в направляющий аппарат 10 и определяется соотношением:
,
3
где α - угол потока из рабочего колеса на входе в направляющий аппарат;
δ - угол атаки при входе потока в направляющий аппарат (δ=3÷5°);
ε - угол диффузорности направляющего аппарата (ε=6÷8°);
Р - поправка на конечное количество лопаток рабочего колеса;
2
β - угол установки лопаток рабочего колеса;
3
D - диаметр расположения лопаток направляющего аппарата;
2
D - наружный диаметр рабочего колеса.
3
Данная зависимость выведена путем подстановки формулы определения угла α потока на входе в направляющий аппарат 9, известной из теории насосов, для рабочих колес с коэффициентом быстроходности 70÷150.
Центробежный многоступенчатый секционный насос работает следующим образом. В заполненном жидкостью насосе, рабочие колеса 9 в промежуточных секциях 8, установленных последовательно друг за другом, через вал 2 приводятся во вращательное движение двигателем (на фигурах не показан). Жидкость, поступающая через входной канал 4, проходит через рабочие колеса 9 и вытекает через выходной канал 5. При этом в рабочих колесах 9 происходит значительное приращение кинетической энергии, которая беспрепятственно преобразуется в энергию давления при поступлении жидкости в диффузорные каналы 11 направляющего аппарата 10. Благодаря тому, что угол γ, расположенный между осью симметрии каждого диффузорного канала 11 и радиусом R направляющего аппарата, проведенным от центра к входу диффузорного канала 11, связан с углами потока из рабочего колеса 9 на входе в направляющий аппарат 10, возникающие высокие скорости потока гасятся в момент выхода перекачиваемой жидкости из диффузорных каналов 11, что делает оптимальным величину угла атаки, а также исключает отрыв потока при отрицательных углах атаки, что значительно снижает гидравлические потери.
max
max
Представленный на фиг.4 график наглядно иллюстрирует зависимость относительных значений КПД , где η - КПД насоса при а/b≠0,56, а η - КПД при а/b≠0,56, и напора насоса , где Н - напор насоса при а/b≠0,56, а П - напор насоса при а/b≠0,56, от величины соотношения площадей проходных сечений на входе и выходе из диффузорных каналов 11. Из графика видно, что оптимальные значения соотношения площадей входного и выходного сечений диффузорных каналов а/b, обеспечивающие минимальные потери напора и КПД, находятся в пределах 0,50…0,56.
В случае уменьшения данного соотношения площадей (а/b<0,5) происходит увеличение площади выходного сечения по сравнению с площадью входного проходного сечения более чем в два раза, при этом возрастают потери на трение по всей длине диффузорных каналов, что приводит к снижению КПД и напора, причем по мере увеличения длины диффузорного канала, происходит резкое снижение этих величин.
В случае увеличения значения данного соотношения (а/b>0,56) происходит уменьшение площади выходного сечения по сравнению с площадью входного проходного сечения менее чем в 1,8 раза, при этом скорость потока (кинетическая энергия) в полной мере не преобразуется в энергию давления, что приводит к значительным потерям на трение при дальнейшем перемещении потока. Это, в свою очередь, приводит к снижению КПД и напора насоса, причем, чем выше значение соотношение «а/b», тем сильнее снижаются значения КПД и напора.
Таким образом, полезная модель, при равных условиях эксплуатации насосов, позволяет повысить напор и увеличить КПД насоса.