МНОГОСТУПЕНЧАТЫЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ НАСОС

Полезная модель относится к отрасли гидромашиностроения, а именно к многоступенчатым центробежным насосам и может быть использована в нефтедобывающей промышленности для поддержания пластового давления в нефтяных скважинах, а также для транспортировки нефти.
Известен многоступенчатый центробежный насос типа ЦНС, содержащий входную и напорную крышки, корпус в виде пакета секций с направляющими аппаратами и установленными на валу рабочими колесами с лопастями. Разгрузка осевого усилия ротора осуществляется с помощью гидропяты.
s
В промежуточных и концевой ступенях насоса рабочие колеса имеют коэффициент быстроходности n меньше 100, при котором в общем случае выполняется следующее соотношение между геометрическими размерами покрывающего диска и втулки основного диска колеса в зависимости от режимных параметров в виде оптимальной подачи насоса и частоты вращения его вала:
,
0
где D - внутренний диаметр покрывающего диска, м;
вт
d - диаметр втулки основного диска, м;
ηгmax
3
Q - оптимальная подача насоса, соответствующая режиму максимального гидравлического коэффициента полезного действия (максимальной экономичности), м/с;
n - частота вращения вала насоса, об/мин;
вх
K - коэффициент входа в рабочее колесо, находящийся в интервале от 3,5 до 4,0.
2
Угол установки β лопастей на выходе из рабочего колеса выполняется более 25°. [Михайлов А.К., Малюшенко В.В., Лопастные насосы. - М.: Машиностроение - 1977, с.28-31, 235-237].
вх
вх
вт
ηгmax
Недостатком известной конструкции является следующее. При выполнении многоступенчатых центробежных насосов большой мощности увеличивается диаметр вала насоса, ввиду чего рабочие колеса имеют увеличенный диаметр втулки основного диска d. В соответствии с вышеприведенной формулой при выполнении общеизвестных рекомендаций по коэффициенту входа K в интервале от 3,5 до 4,0 увеличение d для заданных режимных параметров Q и n приводит к заниженным значениям площади входной воронки рабочего колеса. При этом ввиду роста скорости перекачиваемой жидкости во входной воронке рабочего колеса возрастают гидравлические потери на поворот потока в межлопастных каналах рабочего колеса из осевого направления в радиальное направление. В результате возникает несоответствие гидравлического коэффициента полезного действия требуемым показателям экономичности, что приводит к значительному энергопотреблению на привод насоса и увеличению эксплуатационных издержек потребителей.
В основу полезной модели поставлена задача повышения экономичности многоступенчатого центробежного насоса путем уменьшения гидравлических потерь в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней.
Поставленная задача достигается тем, что в многоступенчатом центробежном насосе, содержащем входную и напорную крышки, корпус в виде пакета секций с направляющими аппаратами и установленными на валу рабочими колесами, состоящими из основного диска с втулкой и покрывающего диска с расположенными между ними лопастями, в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса геометрические размеры покрывающего диска и втулки основного диска связаны с режимными параметрами оптимальной подачи насоса и частоты вращения вала соотношением:
,
n
0
вх
2
согласно полезной модели в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса отношение радиуса округления покрывающего диска к его внутреннему диаметру R/D выполнено в интервале от 0,07 до 0,17, а значение коэффициента входа K в рабочее колесо составляет от 4 до 6, при этом угол β лопасти на выходе из рабочего колеса может быть выполнен в интервале от 20 до 25°.
n
0
Выполнение отношения радиуса скругления покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R/D в интервале от 0,07 до 0,17 обеспечивает минимальное значение гидравлических потерь в рабочем колесе, представляющих потери на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на трение по длине межлопастных каналов и, значит, максимальный гидравлический коэффициент полезного действия, что является результатом повышения экономичности насоса.
Обеспечение взаимосвязи геометрических размеров покрывающего диска и втулки основного диска с режимными параметрами оптимальной подачи насоса и частоты вращения его вала в виде соотношения:
,
вх
n
0
где K находится в интервале от 4 до 6 при выполнении отношения R/D в интервале от 0,07 до 0,17, обеспечивает минимальное значение гидравлических потерь в рабочем колесе, состоящих из потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на удар на входных кромках лопастей, а значит максимальный гидравлический коэффициент полезного действия, и, как следствие, повышение экономичности насоса.
2
Выполнение угла β лопасти на выходе из рабочего колеса в интервале от 20 до 25° обеспечивает сохранение высокой экономичности при стабильной форме напорной характеристики ступени насоса.
Заявляемая полезная модель поясняется рисунками, на которых представлены:
фиг.1 - многоступенчатый центробежный насос, продольный разрез;
фиг.2 - рабочее колесо, поперечный разрез;
фиг.3 - рабочее колесо, продольный разрез;
1
1ηгmax
2
2ηгmax
n
0
фиг.4 - графики, показывающие зависимости отношений гидравлических потерь в рабочем колесе на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L/L и гидравлических потерь на трение по длине межлопастных каналов к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L/L от отношения радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R/D;
12
12ηгmax
n
0
фиг.5 - график, показывающий зависимость отношения суммы гидравлических потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на трение по длине межлопастных каналов к сумме гидравлических потерь при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия ΣL/ΣL от отношения радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R/D;
1
1ηгmax
3
3ηгmax
вх
n
0
фиг.6 - графики, показывающие зависимости отношений гидравлических потерь в рабочем колесе на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L/L и гидравлических потерь на удар на входных кромках лопастей к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L/L от коэффициента входа в рабочее колесо K при отношении радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R/D в интервале от 0,07 до 0,17;
13
13ηгmax
вх
n
0
фиг.7 - график, показывающий зависимость отношения суммы гидравлических потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на удар на входных кромках лопастей к сумме гидравлических потерь при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия ΣL/ΣL от коэффициента входа в рабочее колесо K при отношении радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R/D в интервале от 0,07 до 0,17;
2
2
г
гmax
ηгmax
ηгmax
2
-1
3
3
фиг.8 - графики, показывающие влияние угла β лопасти на выходе рабочего колеса на характеристики ступени: на безразмерный коэффициент напора , где g - ускорение свободного падения, м/с; H - напор ступени, м; n - частота вращения вала насоса, с; D - наружный диаметр рабочего колеса, м) и на относительную экономичность η/η ступени от относительной подачи Q/Q, где Q - текущая подача, м/с, Q - подача при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия (максимальной экономичности), м/с.
2
n
0
вх
Многоступенчатый центробежный насос содержит входную крышку 1 (фиг.1), напорную крышку 2, корпус в виде пакета секций 3 с направляющими аппаратами 4 и установленными на валу 5 рабочими колесами 6 с лопастями 7 (фиг.2), которые в промежуточных и концевой ступенях насоса установлены под углом β на выходе из рабочего колеса 6. Рабочие колеса 6 имеют основной диск 8 (фиг.3) с втулкой 9 и покрывающий диск 10. При этом отношение радиуса округления покрывающего диска 10 к внутреннему диаметру покрывающего диска 10 R/D выполнено в интервале от 0,07 до 0,17, а коэффициент входа K в рабочее колесо 6 составляет 4-6.
n
0
вх
1
1ηгmax
2
2ηгmax
n
0
12
12ηгmax
n
0
n
0
12
12ηгmax
n
0
1
1ηгmax
2
2ηгmax
n
0
2
2ηгmax
1
1ηгmax
Выбранные значения R/D и K подтверждаются результатами обобщения расчетных и экспериментальных исследований, выполненных в ОАО «ВНИИАЭН». Представленные на фиг.4 в виде двух кривых L/L и L/L зависимость относительных гидравлических потерь от отношения R/D и на фиг.5 зависимость суммы относительных гидравлических потерь ΣL/ΣL от отношения R/D совместно иллюстрируют, что выполнение отношения радиуса округления покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R/D в интервале от 0,07 до 0,17 обеспечивает минимальное значение суммы относительных гидравлических потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное и на трение по длине межлопастных каналов ΣL/ΣL, что обеспечивает максимальный коэффициент гидравлического действия и, соответственно, максимальный общий коэффициент полезного действия. Значение отношения R/D менее 0,07 приводит к резкому увеличению относительных гидравлических потерь L/L на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление ввиду роста скорости перекачиваемой жидкости в зоне поворота при незначительном снижении относительных гидравлических потерь L/L на трение по длине межлопастных каналов. Значение отношения R/D более 0,17 также приводит к резкому увеличению относительных гидравлических потерь L/L на трение по длине межлопастных каналов ввиду увеличения протяженности межлопастных каналов при незначительном уменьшении относительных гидравлических потерь L/L на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление.
1
1ηгmax
3
3ηгmax
вх
n
0
13
13ηгmax
вх
n
0
вх
13
13ηгmax
вх
1
1ηгmax
3
3ηгmax
вх
3
3ηгmax
1
1ηгmax
Представленные на фиг.6 в виде двух кривых L/L и L/L зависимость относительных гидравлических потерь от коэффициента входа K в рабочее колесо при отношении R/D в интервале от 0,07 до 0,17 и на фиг.7 зависимость суммы относительных гидравлических потерь ΣL/ΣL от K при выполнении R/D интервале от 0,07 до 0,17 совместно иллюстрируют, что коэффициент входа K в рабочее колесо в интервале от 4 до 6 обеспечивает минимальное значение суммы относительных гидравлических потерь в рабочем колесе на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на удар на входных кромках лопастей ΣL/ΣL что, в свою очередь, обеспечивает максимальный гидравлический коэффициент полезного действия и, как следствие, повышение экономичности насоса. При значениях K менее 4 наблюдается резкое увеличение относительных гидравлических потерь L/L на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление ввиду роста скорости перекачиваемой жидкости в зоне поворота при незначительном снижении относительных гидравлических потерь L/L на удар на входных кромках лопастей. Значение K более 6 также приводит к существенному росту относительных гидравлических потерь L/L на удар на входных кромках лопастей ввиду увеличения угла атаки при незначительном снижении относительных гидравлических потерь L/L на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление.
2
н
г
гmax
ηгmax
2
2
2
2
Влияние значения угла β лопасти 7 на выходе из рабочего колеса 6 на характеристики ступени насоса подтверждено кривыми 1-6, представленными на фиг.8 и показывающими зависимости безразмерного коэффициента напора K ступени насоса и относительной экономичности η/η ступени насоса от относительной подачи Q/Q ступени насоса при определенных значениях угла β. Выполнение угла β в интервале от 20 до 25° обеспечивает получение стабильной формы напорной характеристики ступени насоса без западающего участка на режимах малых подач при сохранении высокой экономичности (кривые 1 и 2). Значение угла β менее 20° приводит к падению экономичности (кривая 3) вследствие увеличения гидравлических потерь на трение по длине межлопастных каналов рабочего колеса 6 при сохранении стабильной формы напорной характеристики ступени насоса (кривая 4). При значении угла β более 25° нарушается стабильность формы напорной характеристики (кривая 5) на режимах малых подач из-за возникновения интенсивных вторичных токов в рабочем колесе 6 при сохранении высокой экономичности (кривая 6).
Полезная модель позволяет повысить экономичность многоступенчатого центробежного насоса путем уменьшения гидравлических потерь в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса.