Центробежный грунтовый насос

Область техники
Полезная модель относится к гидромашиностроению и может быть использована для повышения эффективности работы центробежного грунтового насоса.
Предшествующий уровень техники
Известен центробежный насос, содержащий корпус с отводом и всасывающей полостью, расположенное на валу рабочее колесо с покрывным, основным и дополнительным диском, который установлен с зазором относительно основного. При этом дополнительный диск установлен на валу через подшипник качения и образует с основным диском камеру, сообщенную с отводом через каналы, выполненные в теле вала. Камера делится на две полости кольцевым выступом и буртом, выполненными соответственно на дополнительном диске и корпусе. При этом они связаны между собой мембранным уплотнением (см. а.с. СССР №673755, F04D 1/00, 15.07.79).
Недостатком такого центробежного насоса является невысокая надежность, обусловленная наличием мембранного уплотнения между буртиком, выполненным на корпусе и кольцевым выступом дополнительного диска. В процессе вращения рабочего колеса происходит пульсация давления, вызванная взаимодействием каждой из лопаток рабочего колеса и отвода. В результате этого происходит осевое смещение дополнительного диска и деформация мембраны. Число циклов нагружения равно произведению числа лопаток на число оборотов и достигает критического за короткое время. Разрушение мембранного уплотнения приведет к выходу из строя всего центробежного насоса.
Известна ступень центробежной турбомашины, содержащая однопоточное рабочее колесо с основным диском, покрывным диском или без него и с лопатками, расположенными между передней и задней осесимметричными поверхностями, ограничивающими проточную часть колеса, диффузор, установленный за колесом по ходу рабочей среды и смещенный относительно колеса в осевом направлении, в сторону основного диска (см. ПИ РФ №2403453, F04D 17/08, F04D 1/00, 23.03.2009).
Недостатком известного решения является увеличение местного гидравлического сопротивления и как следствие снижение общего КПД. Это обусловлено тем, что на выходе из рабочего колеса поток рабочей жидкости движется практически радиально, без существенного наклона среднего вектора скорости. В этом случае часть потока жидкости взаимодействует с поперечной стенкой диффузора - местным гидравлическим сопротивлением. Кроме того, это ведет к поперечному смещению потока перекачиваемой жидкости, что так же является фактором, увеличивающим потери.
Наиболее близким аналогом к заявляемому устройству является центробежный насос содержащий корпус, закрепленные на нем бронедиски, образующие с основным и покрывным дисками рабочего колеса равномерные зазоры при этом отношение зазоров к наружному диаметру колеса выбрано в соответствии с соотношением больше или равно 0,015, но меньше (или равно) 0,02 (см. ПМ РФ №709835, F04D 1/00, 03.01.1978). При этом величина зазора между покрывным диском и бронедиском равна зазору между основным диском и оппозитным ему бронедиском.
Недостатком известного решения является значительные потери, обусловленные паразитными движениями перекачиваемой жидкости в пространстве между покрывными дисками и покрывными. В насосах с большой производительностью, типа 28Гр-8Т, диаметр рабочего колеса составляет более 1790 мм. В этом случае величина зазора, в соответствии с известным решением больше 28,5 мм, но меньше 40 мм. При этом ширина проточной части между покрывными дисками 315 мм. Суммарный объем, жидкости циркулирующий в пространствах образованных зазорами составляет более 15%. Данное обстоятельство ведет к резкому снижению КПД насоса.
Раскрытие полезной модели
Техническая задача, на решение которой направлена полезная модель, заключается в повышение коэффициента полезного действия центробежного грунтового насоса.
Техническая задача решается тем, что в известном центробежном грунтовом насосе, содержащим корпус, бронедиски, образующие с основным и покрывным дисками рабочего колеса зазоры, величина которых составляет, между основным диском и оппозитным бронедиском 5-12 мм, предпочтительно 8 мм, между покрывным диском и оппозитным к нему бронедиском 5-10 мм, предпочтительно 7 мм. Кроме того, выполняется соотношение диаметра рабочего колеса к ширине проточной части в пределах 2,76…3,2, а соотношение высоты колеса к высоте бронедиска в проточной части - 1,34…2,67.
Краткое описание фигур чертежей
На фиг. 1 представлен разрез центробежного насоса вдоль продольной оси.
Вариант осуществления полезной модели
1
2
1
2
1
2
1
2
Центробежный грунтовый насос содержит корпус 1 (фиг. 1) бронедиск 2 и 3. Бронедиск 2 вставляется в корпус 1. Бронедиск 3 является единым целым с корпусом 1. В корпусе 1 размещается рабочее колесо 4 имеющее в своем составе основной 5 и покрывной диски 6. Между основным покрывным диском 5 и бронедиском 3 выполнен зазор S. Величина зазора выбирается в интервале 5-12 мм, предпочтительно 8 мм. Между покрывным диском 6, и оппозитным по положению к нему, бронедиском 2 выполнен зазор S по величине равный 5-10 мм, предпочтительно 7 мм. Пространство между покрывными дисками 5 и 6 формирует проточную часть колеса 4 шириной b. В грунтовых насосах, используемых для перекачки пульпы на хвостохранилища, ширина проточной части b составляет 300-400 мм. Реализация предложенных величин зазоров S и S в сумме не превысит 4-6% от ширины проточной части b. Величина зазоров S и S снижает объем паразитного перемещения пульпы в пространстве между бронедисками 2, 3 и покрывным и основным дисками колеса 5, 6, что обеспечивает повышение КПД. Уменьшение величины зазоров S и S менее 5 мм экономически не целесообразно, т.к. в этом случае повышается требования по точности обработки поверхностей покрывных дисков 5, 6, и бронедисков 2, 3. Предлагаемая величина зазоров гарантирует отсутствие биения и контакта поверхностей при точности изготовления по 10…11 квалитету. Данную точность можно получать при получистовом точении. Данный способ обработки не требует высокоточных, уникальных, станков при обработке деталей с внешним диаметром до 2000 мм и осуществляется на станках средней мощности и нормальной точности.
Соотношение ширины проточной части b к длине канала, в колесе этот параметр формируется диаметром D, определяет потери напора на трение пульпы по внешней поверхности и между слоями.
В поперечном сечении потока в проточной части имеет место разделение его на слои движущиеся с разной скоростью. По результатам экспериментальных исследований установлено, что наиболее оптимальным является выполнение соотношения D/b в диапазоне 4,45-4,95. При величине меньшей 4,45 имеет место снижение напора. При увеличении соотношения D/b регистрировалось существенное снижение подачи. Исследования выполнялись на насосах 2ГрТ 8000/71 установленных на АО «ССГПО», ЧАО «ИнГОК», АО «Апатит».
Во всех вариантах изменения соотношения D/b соблюдалось постоянство соотношения диаметра проточной части бронедиска 2 к ширине проточной части колеса 4.
Опытным путем было установлено, что на величину напора влияет соотношения высоты проточной части колеса 4 - Н и высоты проточной части бронедиска 2 - h. Выполнение соотношения Н/h менее 2,67, за счет уменьшения цилиндрической проточной части колеса 4, позволило снизить потери и увеличить величину напора (МШ ПГМК 13000/85) с 67,2 м до 85 м. По мере уменьшения соотношения Н/h увеличивался напор. Грунтовой центробежный насос эксплуатируется на АО «Апатит», АО «ССГПО», ЧАО «ИнГОК» для перекачки хвостов.
max
Значение Н/h равное 1.34 достигнуто за счет полного исключения цилиндрической части проточной части. Изменение величины h сложно реализуемо, т.к. величина определяется условиями сопряжения бронедиска и корпуса. Для насосов типа 28ГрТ 8000/71 h составляет 130 мм.
Центробежный насос работает следующим образом.
1
2
1
2
При перекачивании пульпы, за счет зазоров в подвижных соединениях, заполняется пространство: между бронедиском 2 и покрывным диском 6, бронедиском 3 и покрывным 5. Этот объем пульпы не влияет на подачу насоса, но циркулирует в замкнутом пространстве, определяемом зазорами S и S. Реализация их величины: S=5…12 мм, предпочтительно 8, S=5…10 мм, предпочтительно 7, обеспечивает качественное снижение объема пульпы циркулирующего в замкнутом пространстве. Это обеспечивает снижение потребляемой мощности на перемещение пульпы, не влияющей на подачу насоса и как следствие повышение КПД.
Движение пульпы в проточной части, между дисками 5 и 6, в установившемся режиме, представляет собой послойное, параллельное движение с изменяющейся скоростью между ними. Выполнение соотношения D/b в пределах 4,45…4,95 обеспечивает формирование рационального послойного движения пульпы. При этом величина гидравлического сопротивления между слоями уменьшается, в силу меньшей разности скоростей.
В части участка колеса, определяемого высотой Н, пульпа движется в осевом направлении. При этом за счет центробежных сил создается дополнительное нормальное давление на поверхности цилиндрической части колеса 4. Это ведет к увеличению сопротивления движению пульпы. За счет выполнения соотношения Д/Н в пределах 2,76…3,2 достигается снижение длины цилиндрического участка колеса 4, и соответственно обеспечивается снижение сопротивления движению пульпы по колесу 4.
Таким образом, совокупность предложенных решений исключает имевшие в прототипе: неэффективную циркуляцию пульпы в пространстве между дисками 5, 6 и бронедисками 3 и 2, уменьшает величину гидравлических сопротивлений в проточной части колеса и за счет этого увеличивает напор и тем самым КПД центробежного насоса.