Гидродинамические особенности проектирования сменных проточных частей при создании унифицированного ряда центробежных насосов

Размещено на http://www.allbest.ru/

05.05.17 - гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

УДК 621.67

Диссертация

на соискание научной степени кандидата технических наук

Гидродинамические особенности проектирования сменных проточных частей при создании унифицированного ряда центробежных насосов

Луговая Светлана Олеговна

Научный руководитель

Твердохлеб Игорь Борисович,

канд. техн. наук, доцент

Сумы - 2009

Содержание

• насос проточный центробежный энергия
• Перечень уловных обозначений, индексов и сокращений
• Введение

Раздел 1. Состояние проблемы, обоснование актуальности темы исследования

• 1.1 Унификация как один из путей сокращения номенклатуры насосного оборудования
• 1.2 Рабочий процесс и методы расчета проточной части промежуточной ступени центробежного насоса на оптимальных режимах
• 1.3 Современные методы исследования в насосостроении
• 1.4 Особенности рабочего процесса на нерасчетных режимах
• Выводы

Раздел 2. Постановка задачи исследования. Средства и методы проведения исследования

• 2.1 Постановка задачи исследования
• 2.2 Выбор объекта, методов и средств проведения исследования
• Выводы

Раздел 3. Исследование течения в проточной части промежуточной ступени многоступенчатого центробежного насоса

• 3.1 Математическая модель распределения энергии в проточной части промежуточной ступени центробежного насоса
• 3.2 Статистическое исследование влияния геометрических параметров на качественные показатели работы ступени центробежного насоса
• 3.3 Численное исследование течения в проточной части ступени центробежного насоса

3.4 Физический эксперимент

3.4.1 Описание экспериментальной установки

3.4.2 Экспериментальный прибор (насос)

3.4.3 Объекты исследования

3.4.4 Методика измерения параметров

3.4.5 Методика обработки результатов

3.4.6 Методика проведения испытаний

3.4.7 Определение погрешности

3.4.8 Результаты испытаний

Выводы

Раздел 4. Анализ результатов исследования. Методика прогнозирования характеристики сменной проточной части

4.1 Анализ результатов исследования

4.2 Математическая модель потерь в направляющем аппарате промежуточной ступени центробежного насоса

4.3 Методика прогнозирования характеристики сменной проточной части

4.4 Построение типоразмерного ряда насосов со сменными проточными частями

4.5 Оценка эффективности внедрения результатов работы

Выводы

Общие выводы

Список использованных источников

Приложения

Перечень уловных обозначений, индексов и сокращений

a	- высота характерных сечений, м;
b	- ширина характерных сечений, м;
D, d	- диаметры характерных сечений, м;
f	- площади характерных сечений, м;
G	- массовый расход, кг/м3;
H	- напор, м;
h	- потери напора, м;
K	- момент скорости, м2/с;
Kвх	- коэффициент входной воронки РК;
l	- длины характерных участков и элементов, м;
m	- коэффициент пропускной способности НА;
N	- мощность, Вт;
n	- часота вращения, об/мин;
nд	- коэффициент диффузорности;
ns	- коэффициент быстроходности насоса;
p	- давление, Па;
Q	- подача насоса, ступени, м3/с;
R, r	- радиусы характерных сечений и элементов, м;
U	- окружная скорость потока, м/с;
V	- скорость потока в абсолютной системе координат, м/с;
W	- скорость потока в относительной системе координат, м/с;
б	- угол потока в абсолютной системе координат, угол установки лопатки НА, град;
в	- угол потока в относительной системе координат, угол установки лопасти РК, град;
ж	- коэффициент сопротивления;
з	- коэффициент полезного действия, %;
л	- коэффициент статического давления;
ф	- коэффициент мощности;
ц	- коэффициент расхода;
ш	- коэффициент напора;
	Индексы
0…6	обозначения контрольных сечений;
max	- максимальный;
min	- минимальный;
m	- в проекции на меридиональную плоскость;
r	- в радиальном направлении;
t	- осредненный по шагу лопасти;
u	- в проекции на окружное направление;
диф	- величина, относящаяся к диффузорному участку;
ок	- величина, относящаяся к обратным каналам направляющего аппарата;
пк	- величина, относящаяся к переводным каналам направляющего аппарата;
на	- относительно направляющего аппарата;
расч	- относительно расчетного режима;
рк	- относительно рабочего колеса;
опт	- относительно оптимального режима работы;
пр	- приведенный;
см	- относительно сменной проточной части;
с	- величина, относящаяся к спиральным каналам направляющего аппарата;
	Сокращения
ЦН	- центробежный насос;
КПД	- коэффициент полезного действия;
НА	- направляющий аппарат;
ПС	- промежуточная ступень;
ПЧ	- проточная часть;
РК	- рабочее колесо.
СПЧ	- сменная проточная часть

Введение

Насосное оборудование широко применяется практически во всех отраслях промышленности. Особое значение имеет насосное оборудование, обеспечивающее надежное и бесперебойное функционирование базовых отраслей: энергетики, металлургии, нефтяной и газовой промышленности, агропромышленного комплекса, водоснабжения и комунального хозяйства. Доля энергии потребляемой насосами по различным источникам оценивается от 15 до 20% от всей используемой электроэнергии.

По исторически сложившейся ситуации в Украине сосредоточены крупнейшие академические, научные и производственные ресурсы, специализирующиеся на разработке и производстве насосного и компрессорного оборудования для тепловой и атомной энергетики, нефтегазового комплекса, водоснабжения и других отраслей [1, 2].

В настоящее время разработкой и выпуском насосного оборудования занимается более 30 предприятий Украины, ведущими из которых являются ОАО "ВНИИАЭН", ОАО "Сумский завод "Насосэнергомаш", ОАО СМНПО им. М.В. Фрунзе, ОАО НПО "Гидромаш", Сумский машиностроительный завод, Свесский насосный завод, Бердянский завод "Южгидромаш". Номенклатура разработанного и выпускаемого насосного оборудования огромна. В нее входят серийные, опытно-промышленные и единичные образцы. В современных условиях заказчик требует от разработчика и производителя быстрой поставки любого насосного оборудования. Если раньше временной интервал от заказа до поставки нового насоса длился от года до трех, то сейчас современный заказчик требует обеспечить поставку нового насоса в период от трех до шести месяцев. В данных условиях как никогда становится актуальной задача блочно-модульного проектирования насосного оборудования. Принцип блочно-модульного проектирования заключается в том, что некая любая система (в данном случае насос) может комплектоваться из отдельных логически завершенных модулей, каждый из которых имеет свою характеристику. [3, 4].

Методы интенсификации добычи нефти, насосное оборудование для систем поддержания пластового давления. Проблемы и перспективы.

В настоящее время применяются различные технологии нефтеизвлечения. Одним из таких способов является закачка воды в нефтеносные пласты с целью вытеснения из них нефти. С этой целью на нефтяных месторождениях эксплуатируются системы поддержания пластового давления (ППД) [5, 6, 7].

Одной из главных задач компаний нефтегазового комплекса является снижение производственных затрат, в том числе и энергетических. Этот вопрос очень важен для потребителя [8, 9].

По данным аналитиков [5], сегодня в замене нуждается около 70% выработавшего ресурс насосного, компрессорного и трубопроводного оборудования, задействованного в различных отраслях промышленности, в том числе и нефтегазовой. Кроме того, старое оборудование не удовлетворяет растущим требованиям по качеству, техническому и функциональному уровню, экономичности и т.д. К тому же, в условиях постоянного роста цен на энергоносители, энергоэффективность производства в ближайшее время станет для предприятий одним из первостепенных факторов конкурентоспособности.

По данным исследовательских компаний, при добыче нефти с использованием насосов для поддержания пластового давления (ППД) приблизительно 25% себестоимости составляют затраты электроэнергии на привод насоса, обеспечивающих ППД. Как показывают расчеты, при существующей системе ППД, когда к одной насосной станции подключены несколько десятков нагнетательных скважин различной приемистости, а протяженность трубопроводов достигает нескольких десятков километров, только менее 10% полезной гидравлической энергии достигает нефтяного пласта. Альтернативным решением является использование насосов с малыми подачами, подключенных укороченными трубопроводами к уменьшенному количеству близких по приемистости скважин.

Оборудование, установленное ранее для добычи нефти, было рассчитано на высокие объемы производства. В настоящее время все проблемы свелись к падению добычи жидкости и к росту обводненности нефтяных пластов. На рис. 1 показана динамика изменения объемов добычи нефти и закачки воды в пласт по данным НГДУ "Уфанефть" [5]. Видно, что период работы насоса ЦНС 180 в режимах, близких к расчетному, соответствующий максимальному объему закачки, ограничивается десятью годами. При дальнейшей эксплуатации скважины, объемы закачки существенно уменьшаются.

Рис. 1. Динамика добычи нефти qн, жидкости qж и объема закачки Vзак

Таким образом, насосы ЦНС 180, установленные на многих КНС (кустовая насосная станция), перестали соответствовать объемам закачки. Если оценить эффективность использования насоса ЦНС 180 на различных периодах эксплуатации скважины, как величину, обратную потребляемой мощности, расходуемой для перекачивания единицы объема жидкости, то получится, что с уменьшением объемов закачки воды, эффективность уменьшается в два раза.

Оценка жизненного цикла системы, как способ расчета энергоэффективности оборудования, включает в себя суммирование всех затрат на протяжении "жизни" всего оборудования - от покупки до утилизации. При использовании этого метода становится очевидным, что основная масса (около 70%) расходов приходится не на капитальные, а на эксплуатационные вложения [10]. Основную часть эксплуатационных вложений составляют энергопотребление, а также ремонт и замена оборудования.

Большой насосный парк в НГДУ дает возможность вести закачку в широком диапазоне - как по объему, так и по давлению. Однако множество насосов в различных вариантах исполнения создает сложность в организации ремонта, поэтому одной из важных задач является их унификация, сведение к минимуму вариантов исполнения.

Как уже отмечалось, что, несмотря на снижение требуемой подачи насосных агрегатов, напоры должны были оставаться такими же высокими.

Кроме того, срок службы корпусов насосов значительно превосходит срок этапа эксплуатации насосного агрегата в жизненном цикле скважины, и замена насосов приводит к необоснованному увеличению затрат. В этом случае, применение одного из методов модернизации насосного оборудования, а именно, установки сменной проточной части, рассчитанной на новый режим работы, позволяет повысить эффективность работы насосного агрегата.

Данная работа посвящена созданию унифицированного типоразмерного ряда насосов со сменными проточными частями, с одинаковыми напорами и различными подачами. Экономичность насосов со сменными проточными частями не должна уступать экономичности насосов специально спроектированных на конкретные параметры. Решение данной проблемы требует изучения и обощения знаний о структуре течения и природе потерь в элементах проточной части, которое позволит выявить критерии, определяющие диапазон применимости и шаг перехода к новой проточной части, а также соответствующего научно-методического обеспечения, составной частью которого должна стать методика прогнозирования характеристики ступени со сменной проточной частью.

Актуальность темы исследования. Тема исследования является актуальной, так как применение унифицированного параметрического ряда насосов позволит путем применения оптимальных сменных проточных частей достигать максимальной эффективности при эксплуатации насосов в системах ППД, а также в подобных технологических системах, требующих периодического длительного изменения режима экплуатации. Изучение гидродинамических особенностей, влияющих на характеристики насоса, позволит создавать многоступенчатые центробежные насосы, комплектуемые минимальным количеством оптимальных сменных проточных частей, работающие в широком диапазоне подач.

Связь работы с научными программами. Данная работа проводилась согласно плану научно-исследовательских работ ОАО "ВНИИАЭН", часть, связанная с проведением экспериментальных работ проводилась согласно договору №4345 от 12.10.02 г. на поставку запасных частей к насосам ЦНС 180 (номер государственной регистрации 0108U009816). Вклад соискателя: участие в качестве ответственного исполнителя, расчет и проектирование сменных проточных частей для насоса ЦНС 180, испытание сменных проточных частей на экспериментальном стенде, получение характеристик ступеней, составление отчета о научно-исследовательской работе (НИР) [11].

Цель и задачи исследования. Целью данной работы является создание унифицированного параметрического ряда многоступенчатых центробежных насосов с применением минимального количества оптимальных проточных частей.

Для достижения поставленной цели были сформулированы следующие задачи:

- анализ способов изменения характеристик насоса и существующих несистемных решений по повышению эффективности работы насосов на нерасчетных режимах, систематизация и определение основных критериев построения унифицированного параметрического ряда насосов со сменными проточными частями;

- исследование гидродинамических особенностей рабочего процесса в проточной части промежуточной ступени центробежного насоса и методов расчета. Исследование особенностей рабочего процесса на режимах, отличных от оптимального. Разработка математической модели распределения энергии и гидравлических потерь в элементах проточной части на оптимальном режиме и режимах, отличных от оптимального;

- численное исследование течения в проточной части промежуточной ступени центробежного насоса;

- разработка методики проектирования сменных проточных частей и прогнозирования характеристики промежуточной ступени центробежного насоса быстроходностью ns ? 90 со сменной проточной частью;

- проведение физического эксперимента для проверки гипотезы математической модели потерь и распределения энергии в проточной части промежуточной ступени центробежного насоса.

Объект исследования - рабочий процесс в проточной части промежуточной ступени многоступенчатого центробежного насоса.

Предмет исследования - течение жидкости в элементах направляющего аппарата, гидродинамическое взаимодействие потока с каналами НА. Уточнение методик проектирования и прогнозирования характеристики ступени со сменной проточной частью.

Методы исследования - при решении поставленных задач использовался метод статистического анализа, математического моделирования распределения энергии в проточной части промежуточной ступени центробежного насоса и составляющих гидравлических потерь в элементах направляющего аппарата в широком диапазоне подач, а также метод численного моделирования и экспериментальный метод.

Статистический анализ проводился с использованием материалов по исследованию и экспериментальной отработке проточных частей ОАО "ВНИИАЭН", а также с использованием материалов исследования в компрессоростроении и др.

Численное моделирование течения в каналах проточной части промежуточной ступени проводилось при помощи программного продукта ANSYS CFX 11.0 для турбомашиностроения с использованием лицензии ООО "Управляющая компания "Гидравлические машины и системы". В основу данного программного продукта положен метод численного решения системы уравнений, описывающих фундаментальные законы гидромеханики: уравнений движения вязкой жидкости вместе с уравнением неразрывности, что обеспечивает обоснованность применения данного метода при исследовании течения в каналах проточной части.

Физический эксперимент, как составляющая часть проведенного исследования, включал в себя испытания модельных промежуточных ступеней со сменными проточными частями на экспериментальном стенде ОАО "ВНИИАЭН". Достоверность полученных результатов обеспечивалась использованием общепринятой в насосостроении практики проведения физического исследования, а также допустимой погрешностью измерения физических величин [12, 13].

Научная новизна полученных результатов.

1. Впервые в практике отечественного насосостроения показано, что оценка эффективности использования экcплуатируемых динамических насосов должна проводиться с учетом оценки стоимости всего жизненного цикла указанного насосного оборудования.

2. Доказано, что наибольшую экономическую эффективность можно получить при модернизации действующего насосного оборудования путем применения сменных проточных частей.

3. Проведен анализ гидродинамических особенностей рабочего процесса в проточной части промежуточной ступени центробежного многоступенчатого насоса, в результате чего впервые предложена и обоснована схема создания унифицированного параметрического ряда многоступенчатых центробежных насосов со сменными проточными частями, что позволяет минимизировать количество сменных элементов.

4. Разработана математическая модель распределения энергии в элементах проточной части, что позволяет на этапе проектирования оценить эффективность применения сменной проточной части.

5. Исследована структура течения в каналах НА и уточнена физическая природа потерь в каналах НА для различных режимов работы, на основании чего впервые получены зависимости коэффициентов потерь в элементах НА сменных проточных частей от геометрических параметров для различных режимов работы.

6. Впервые выявлено наличие режима, для которого имеет место минимум гидравлических потерь в диффузорном канале направляющего аппарата.

Практическое значение полученных результатов.

Предложен параметрический ряд центробежных секционных многоступенчатых насосов типа ЦНС, охватывающий широкий диапазон подач и напоров с минимальным количеством максимально унифицированных сменных проточных частей.

Предложены рекомендации к проектированию сменных проточных частей, что позволяет снизить затраты на их изготовление путем уменьшения количества исходных отливок, обеспечивая при этом максимально возможную экономичность.

Расширены возможности замены физического эксперимента численным расчетом применительно к проточным частям динамических насосов.

Дополнена методика прогнозирования характеристики промежуточной ступени центробежного насоса при немодельном изменении проточной части, что позволяет повысить качество проектирования.

Результаты диссертационной работы внедрены на промышленных предприятиях Украины (ОАО "ВНИИАЭН", ОАО "Сумский завод "Насосэнергомаш", ОАО СМНПО им. М.В. Фрунзе, Ахтырская НГДУ) и в учебном процессе СумГУ, что подтверждается приведенными в диссертации актами внедрения.

Личный вклад соискателя. В написанных в соавторстве научных публикациях, которые раскрывают основные результаты работы, соискателю принадлежит: [14] - анализ методик оценки подачи начала рециркуляции, [15] - анализ и проектирование сменных проточных частей насоса ЦНС 180, участие в испытаниях насосов со сменными проточными частями и получение их характеристик, [16] - анализ применения сменных роторов для нефтяных магистральных насосов с целью повышения эффективности работы на режимах малых подач, [17] - обзор результатов модернизации различных типов насосов путем внесения немодельных изменений в проточную часть, [18] - определение общих вопросов анализа конструкций насосов, и подходов к созданию унифицированного параметрического ряда насосов со сменными проточными частями, [19] - получение результатов экспериментальных исследований ступеней со сменными проточными частями и формулировка гипотезы создания унифицированного параметрического ряда насосов со сменными проточными частями, [20] - анализ результатов полученной картины течения и интегральных показателей ступени с направляющим аппаратом, [21] - анализ течения в элементах проточной части центробежного насоса, проведенный при помощи численного исследования и определение критериев перехода между сменными проточными частями, [22] - участие в проектировании проточной части и проведении численного эксперимента, [23] - обоснование актуальности поставленной задачи путем оценки стоимости жизненного цикла.

В научной публикации [24], которая написана автором самостоятельно, разработана математическая модель потерь в элементах направляющего аппарата.

Апробация результатов работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на международном форуме "Насосы. Компрессоры. Оборудование - 2002" (г. Москва), на V-VI научно-технических конференциях "Гидроаэромеханика в инженерной практике" (г. Краматорск, 2005, г. Киев, 2006, 2008), на научно-технических конференциях преподавателей, сотрудников, аспирантов и студентов СумГУ (2005-2007 гг.), на 12-й международной научно-практической конференции "Гервикон-2008" (Перемышль, Польша, 9-12 сентября 2008 г.).

Публикации. По материалам работы опубликовано 11 статей, из которых 7 в изданиях, входящих в список ВАК Украины.

Структура и объем диссертационной работы.

Работа состоит из введения, 4 разделов, выводов, списка использованной литературы и приложений. Полный объем диссертации составляет 147 страницы. Диссертационная работа включает 65 рисунков, из которых 1 рисунок на отдельной странице, 7 таблиц по тексту, 7 приложений на 11 страницах, список использованных источников из 103 наименований на 12 страницах.

Автор выражает огромную благодарность научному руководителю Твердохлебу Игорю Борисовичу и заведующему кафедрой прикладной гидроаэромеханики Евтушенко Анатолию Александровичу за научную, методическую и организационную помощь при выполнении данной работы. Также автор выражает благодарность коллегам научно-исследовательского отдела проточных частей и центробежных насосов ОАО "ВНИИАЭН" за помощь и поддержку при выполнении работы, а также преподавателям, сотрудникам и аспиратнтам кафедры прикладной гидроаэромеханики и секции информационных технологий проектирования кафедры информатики СумГУ.

Раздел 1. Состояние проблемы, обоснование актуальности темы исследования

1.1 Унификация как один из путей сокращения номенклатуры насосного оборудования

Одним из главных критериев при создании нового насоса является обеспечение его высокой экономичности на расчетном режиме. Однако существуют технологические системы, требующие изменения режима работы насоса на длительный период. К таким насосам можно отнести насосы для магистральных нефтепроводов, насосы для систем поддержания пластового давления (ППД), сетевые насосы и др. Как правило, для данных типов насосов, в период их эксплуатации, имеется тенденция к изменению режима работы насоса по подаче. Напоры при этом должны оставаться постоянными. Наиболее характерным представителем насосного оборудования, требующего изменения режима работы в процессе эксплуатации на длительный период являются насосы типа ЦНС, устанавливаемые на нефтегазодобывающих установках (НГДУ) в системах ППД.

Известные способы регулирования режимов работы насосных агрегатов [25, 27, 28] не позволяют обеспечить требования, предъявляемые эксплуатацией. Перевод насосов ЦНС 180 на эксплуатацию при режимах, меньших расчетного, приводит к необоснованному увеличению эксплуатационных издержек потребителя. На рис. 1.1 приведена характеристика насоса ЦНС 180_1900-2. Уровень экономичности насоса ЦНС 180 на режиме Q = 90 м³/ч составляет 58%, на режиме Q = 63 м³/ч - 46%, на режиме Q = 45 м³/ч - 35%. Для сравнения, насос ПЭ 90_1800 (спроектированный на номинальные параметры) имеет экономичность 60%, а насос ЦН 63_1800 - 54%. Кроме того, работа насосов на режимах, меньших 0,5 Qопт сопровождается повышенной вибрацией вследствие возникновения обратных течений на входе и выходе рабочего колеса [29].

Регулирование работы насосного агрегата ЦНС 180 путем изменения частоты вращения в данном случае нецелесообразно и неприемлемо, так как снижение частоты вращения приведет к существенному уменьшению величины давления, создаваемого насосом, что в данном случае не отвечает требованиям эксплуатации.

В данной ситуации единственным решением становится замена насосных агрегатов на новые, рассчитанные на изменившийся режим работы. Замена насосов на новые влечет за собой значительные эксплуатационные затраты.

Рис. 1.1. Характеристика насоса ЦНС 180_1900_2.

Область использования определенного типоразмера насоса можно расширить путем эксплуатации его в заранее оговоренном допустимом диапазоне подач. Это может быть достигнуто за счет изменения частоты вращения, подрезки рабочего колеса, а также изменения параметров проточной части насоса с сохранением его корпусных деталей. К изменениям проточной части можно отнести изменение меридианного сечения рабочего колеса, углов установки лопасти, изменения пропускной способности отвода.

Рассматривая вопрос унификации оборудования, используемого НГДУ, можно выделить несколько требований:

- на одной НГДУ желательно иметь как можно меньшее количество насосных агрегатов;

- насосные агрегаты должны иметь взаимозаменяемые узлы и детали;

- специфика эксплуатации скважин требует применения насосного оборудования, для которого было бы возможно изменение режима работы путем замены проточной части. Данную замену можно было бы проводить в рамках ремонтных работ на месте эксплуатации.

В работе [31] сформулированы две гипотезы унификации: первая - унификация это приведение к единообразию предметов, вторая - унификация это сокращение номенклатуры предметов.

Анализ этих двух гипотез применительно к различным свойствам объектов и процессов позволил сформулировать основной принцип унификации в насосостроении: унификация в насосостроении - в условиях ограниченных ресурсов необходимое увеличение разнообразия класса насосов должно обеспечиваться при минимальном увеличении составляющих их элементов.

Если рассматривать насос как сложную систему, состоящую из элементов, имеющих свои свойства, которые обуславливают их применение в данной системе, то можно выделить проточную часть насоса как предмет унификации, имеющий то свойство, которое отвечает за диапазон работы насоса. Частное определение унификации в данном случае можно сформулировать следующим образом: необходимое увеличение диапазона работы насоса по подаче с одинаковой величиной напора, обеспечиваемого минимальным количеством сменных проточных частей.

В данном аспекте подобную унификацию можно рассматривать как блочно-модульный подход [32]. Модульный принцип построения параметрического ряда может быть реализован на трех уровнях: на стадии проектирования, при изготовлении, а также модульность, реализуемая на всех трех уровнях, включая эксплуатацию. Этот последний принцип модульности позволяет получить максимальный эффект разработчику, изготовителю и потребителю насоса. Потребитель получает возможность легко комплектовать требующуюся ему конфигурацию насосных систем из ограниченного числа исходных насосных модулей, функционально обезличенных.

Оптимизация параметрического ряда заключается в нахождении совокупности продукции с такими значениями параметров, при которых заданные потребности в продукции удовлетворяются с наименьшими суммарными приведенными затратами.

Унификация насосного оборудования в различное время реализовывалась в работах многих авторов: в Российской Федерации это работа Караханьяна В.К. - в которой определены основные критерии построения параметрических рядов насосов для многофазных сред: неабразивных (типа СМ О,С), газонасыщенных (типа ГС) и высокоабразивных (типа ГрА) с учетом их специфических особенностей [33]; в Украине - применительно к свободно-вихревым насосам работа Яхненко С.М. в результате которой созданы динамические насосные агрегаты блочно-модульного исполнения, многофункциональных по составу и свойствам перекачиваемой среды [34].

Один из видов унификации был реализован фирмой KSB. В работе [35] автор приводит аналитическую математическую модель учета общих затрат и показывает, что выбор конструкции по минимальным затратам на изготовление не является правильным. Выбор конструкции следует проводить исходя из общей оценки стоимости жизненного цикла оборудования. В результате проведенного анализа фирмой KSB был реализован проект так называемого унифицированного секционного насоса, состоящего только из 12 гидравлических сборочных единиц, позволяющего перекрыть диапазон подач от 10 до 700 м³/ч при скорости вращения 2950 об/мин, причем для каждого типоразмера предусмотрено по два рабочих колеса с различной шириной выхода (рис. 1.2).

В отличие от выше изложенного, подход, реализованный в данной работе, предполагает создать унифицированый насос, позволяющий перекрывать широкий диапазон подач с одинаковыми напорами, что обеспечивается минимальным набором сменных рабочих органов и сохранением корпусных деталей.

Рис. 1.2. Принцип унификации, предложенный фирмой KSB [35].

Проведенный в ОАО "ВНИИАЭН" статистический анализ насосов, спроектированных в разное время, сходных по конструктивному исполнению, имеющих близкие значения напоров и частоты вращения, но отличающиеся по подаче в 2 раза показывает, что за редким исключением все они незначительно отличаются по массе и заводской себестоимости, а также близки по размерам корпусных деталей. Поэтому вместо создания нового насоса, можно заменить в существующем только проточную часть, спроектированную на данные параметры, и получить тем самым увеличение к.п.д. на расчетном режиме, а также уйти от работы насоса на режимах неоптимальных подач, приводящей к увеличению вибрации и уменьшению надежности.

Опыт по увеличению диапазона работы насосов путем применения сменных рабочих колес в насосах спирального типа с рабочим колесом двустороннего входа ранее был реализован Стеценко Э.Г. [36, 37], а также автором совместно с Иванюшиным А.А. [16]. В работе Shyam V. Saxena [38] реализован подобный подход путем установки в спиральный корпус насоса типа Д сменных РК и НА (рис. 1.3). Применение сменного НА позволило повысить КПД насоса на недогрузочных режимах, т.к. указанные элементы (сменные НА) более согласованы с РК, чем спиральный корпус.

Рис. 1.3. Повышение эффективности работы насоса типа Д путем применения сменных НА [38].

Известны способы по смещению местоположения оптимума по подаче путем немодельной корректировки отвода центробежного насоса [40, 41, 42]. Подобный подход предлагается применить и к многоступенчатым секционным насосам, таким как насосы типа ЦНС 180.

На основании обработки статистических данных насосов ЦНС, ЦНА, ПЭ выбран наиболее удовлетворяющий ряд базовых подач (округленный по ряду предпочтительных чисел в соответствии с ДСТУ 4132_2002 [43]): 40, 63, 100, 160, 250.

Проблема определения рядов напоров является отдельной темой исследования, решается конкретно для каждой отрасли и не входит в рамки данной работы. В данной работе напоры ступеней со сменными проточными частями принимаются одинаковыми. Напоры насосов определяются требованиями системы и получаются изменением числа ступеней.

В ряде случаев, проблема повышения напоров, как один из способов модернизации насосного оборудования решается различными путями. В каждом конкретном случае применяется тот или иной способ, определяемый наибольшей эффективностью [18, 44].

1.2 Рабочий процесс и методы расчета проточной части промежуточной ступени центробежного насоса на оптимальных режимах

Проточная часть лопастного насоса в общем случае состоит из трех основных элементов: подвода, рабочего колеса и отвода. Проточная часть промежуточной ступени многоступенчатого центробежного насоса представлена на рис. 1.4, и состоит из основных элементов: рабочего колеса (РК) и направляющего аппарата (НА). Функцию подвода в данном случае выполняют обратные каналы предстоящего НА.

Характер течения в элементах проточной части турбомашин обусловлен геометрическими и кинематическими характеристиками. В рабочем колесе из-за значительной диффузорности каналов имеют место вихревые образования, которые возникают даже на расчетных режимах. Пространственность геометрии, повороты в двух плоскостях как в РК так и в НА усложняют пространственную картину течения. Относительно малые удлинения лопастей увеличивают роль "концевых эффектов", т.е. течений на ограничивающих поверхностях. В силу малого удлинения лопастей часто невозможно говорить о существовании невязкого ядра потока, что является упрощающим допущением для теоретического анализа. Во вращающихся РК картину течения определяет кориолисово ускорение, немоделируемое при продувках лопастных решеток в аэродинамических трубах [45].



Рис. 1.4. Ступень центробежного многоступенчатого насоса.

Существенно неравномерные поля скоростей и большие градиенты скоростей у стенок вызывают повышенные гидравлические потери. На рис. 1.5 приведена схема течения у покрывного диска лопаточного РК с радиальными лопатками, полученная А.В. Бобковым [46]. Видно смещение линий тока в сторону вращения из-за вторичных течений у покрывного диска и зона отрыва у стороны разрежения.

Сложное пространственное течение, которое имеет место в элементах проточной части ступени центробежного насоса не поддается точному математическому описанию. В силу этого, при определении основных геометрических размеров проточной части и прогнозировании характеристик, целесообразно использовать расчетные методы, основанные на точном представлении о картине течения и особенностях рабочего процесса.

Рис. 1.5. Схема течения у покрывающего диска РК (в1л = 30є, в2л = 90є, D1 = 16 мм, D2 = 40,5 мм, b2 = 2,25 мм, м3/с, мин-1).

Практический интерес представляет систематизация, обобщение и анализ имеющейся информации, проведение комплексных исследований, направленных на изучение рабочего процесса и характера потерь, выделение существенных признаков и параметров, влияющих на структуру течения и потери, и разработку достаточно простой инженерной методики проектирования проточной части и прогнозирования характеристики ступени центробежного насоса.

Поток в проточной части лопастной машины представляет собой единое целое, его структура определяется не только формой и размерами каждого элемента в отдельности, но и их сочетанием. На режимах, близких к расчетному в проточной части имеют место условия для установившегося движения потока. Для этих режимов возможно расчленение потока на участки, соответствующие конструктивным элементам: участок подвода, участок рабочего колеса и участок отвода. В этих условиях можно отдельно ставить задачи о движении потока в подводе, РК или отводе [47, 48]. Решение таких отдельных задач более доступно математическому описанию и анализу. Исследование режимов с неустановившимся течением может осуществляться в основном путем обобщения экспериментальных данных [49].

Основной задачей при проектировании ступени центробежного насоса является определение геометрических параметров ее элементов РК и НА - обратная задача, а также прогнозирование характеристики ступени в целом - прямая задача [49].

Наиболее эффективным методом решения обратной задачи является оптимизационное исследование, которое включает постановку задачи и определение метода поиска оптимального решения. Постановка задачи при оптимизации включает в себя задачу анализа количественных характеристик качества, критерии оптимальности, параметры оптимизации и ограничения параметров. В самом общем виде задача оптимизации заключается в нахождении параметров оптимизации, принадлежащих допустимой области и минимизирующих или максимизирующих целевую функцию при наличии или отсутствии ограничений.

При оптимизации параметров насосов в качестве критериев и функциональных значений могут быть: коэффициент полезного действия, кавитационный запас, параметры надежности и долговечности, стоимость жизненного цикла и другие [46, 50]. Целью данного исследования является создание унифицированного параметрического ряда многоступенчатых центробежных насосов с применением минимального количества оптимальных проточных частей, поэтому в данном случае в качестве критериев могут быть выбраны параметры, которые приводят к минимуму потерь в проточной части ступени ЦН. Решение оптимизационной задачи в рассматриваемом случае может быть сведено к нахождению оптимальных геометрических и кинематических параметров, которые бы привели к увеличению гидравлического КПД.

Решение задачи оптимизации обычно проводится по следующей схеме: математическое описание задачи, формирование целевой функции, выбор параметров оптимизации, постановка параметрических ограничений и поиск экстремума целевой функции [51, 52].

Проточная часть промежуточной ступени - сложная система и решать задачу оптимизации конструктивных параметров сразу для полной модели гидравлических потерь сложно.

Данное исследование можно рассматривать как многокритериальную задачу оптимизации [52]. Учитывая ее сложность, следует применять многоуровненвый иерархический подход. Его идея состоит в том, что процесс оптимизации разбивается на ряд иерархических уровней, на каждом из которых формулируется и решается некоторая задача оптимизации. Оптимизация осуществляется снизу вверх. При этом результаты решения задачи предыдущего уровня используются в качестве исходных данных для решения задач оптимизации последующего уровня. На каждом уровне может формулироваться одна задача оптимизации, решение которой позволяет получить весь набор оптимальных параметров, или же задача оптимизации в рамках этапа может разбиваться на ряд подзадач, решение каждой из которых может дать оптимальное значение только части варьируемых параметров. Такой подход позволяет свести общую задачу оптимизации к ряду однокритериальных задач и является более рациональным.

В качестве целевых функций на каждом этапе оптимизационного поиска необходимо использовать уравнения, полученные в результате математического моделирования гидравлических потерь, поскольку они достаточно полно отражают именно те свойства объекта, улучшение которых является целью оптимизации.

Эффективность решения оптимизационных задач во многом зависит от скорости, точности и устойчивости используемых при этом методов поиска экстремума целевой функции. Пока не существует метода оптимизации одинаково пригодного для решения всех видов оптимизационных задач, вследствие этого выбор наиболее быстрого и точного, применительно к заданным целевым функциям, метода оптимизации имеет большое значение.

Гидравлические потери моделируются простыми аналитическими моделями при непрерывных переменных и при их оптимизации использованы классические методы исследования функций на экстремум - получение аналитических выражений производных по оптимизируемым переменным и приравнивание производных нулю, чтобы получить безусловный экстремум.

При оптимизации потерь применены более сложные методы оптимизации. В качестве таких методов могут быть предложены градиентные методы и методы прямого поиска.

Градиентные методы используют свойства градиента функции в точке, при помощи которых определяется направление скорейшего убывания функции, являющееся наиболее перспективным для поиска экстремума. Их особенностью является необходимость вычисления градиента функции на каждом этапе поиска, это приводит к усложнению алгоритма, однако дает выигрыш в скорости нахождения экстремума. Эти методы получили довольно глубокое развитие, однако, оставаясь достаточно универсальными по форме, не всегда учитывают специфику практических задач.

Методы прямого поиска для нахождения экстремума целевой функции используют только ее значения. Такие алгоритмы также называются эвристическими, к ним относятся: метод случайного поиска, метод покоординатного спуска, комплексный метод, метод Хука-Дживса, метод Нелдера-Мида и др. Методы прямого поиска характеризуются сравнительной простотой, наглядностью алгоритма, устойчивостью, поэтому они нашли широкое применение в решении практических задач [51].

Из этих алгоритмов по скорости и точности сходимости заметно выделяется комплексный симплексный метод Нелдера-Мида, его эффективность сравнима с градиентными методами оптимизации.

Прогнозирование характеристики ступени основывается на определении доли всех потерь, присутствующих в проточной части. Условно потери в проточной части ступени центробежного насоса можно разделить на три группы: механические, объемные и гидравлические. Основной задачей при создании насосного оборудования является получение максимально возможного КПД насоса, следовательно достижения минимума всех составляющих потерь в проточной части. Объемный и механический КПД более доступны экспериментальному исследованию, и поэтому методики их математического описания достаточно хорошо разработаны. Исследованию и математическому описанию гидравлических потерь в проточной части лопастных насосов посвящен ряд работ [28, 45, 53, 54]. Однако достаточно совершенных методов расчета гидравлического КПД не существует до настоящего времени. Основной причиной недостаточного развития теории гидравлических потерь в проточной части лопастных насосов является исключительная сложность происходящих в ней физических процессов, связанных с движением реальной жидкости. В компрессоростроении для оценки величины потерь в работающих при небольших числах Маха прямых или плоскоизогнутых диффузорах Л.К. Чернявский разработал полуэмпирический метод, который базируется на использовании обобщенных экспериментальных данных по потерям в каналах упрощенной формы и новых приемах расчета в каналах сложной формы. В данном методе использованы ряд упрощающих допущений и экпериментальная корреляция некоторых расчетных зависимостей [55].

Математическая модель потерь в спиральных и диффузорных кнаналах НА представлена в [56]. Потери энергии в НА рассматриваются как сумма потерь в элементах: спиральном сборнике, диффузоре, переводном канале и обратном канале.

Потери энергии в спиральном сборнике выражаются через коэффициент потерь энергии ос соотношением:

. (1.1)

Для коэффициента потерь энергии в сборнике А.Н. Шерстюк и В.М. Космин предложили формулу [57]:

, (1.2)

Где

k - коэффициент неравномерности скоростей при входе в сборник (k = 1,1);

ka - коэффициент "удара" при смешении потока, входящего в сборник с потоком в сборнике;

Va - скорость в сечении сборника, расположенном под углом 180є от теоретического горла отвода;

оа - коэффициент потерь на трение в сборнике и на поворот потока, входящего в сборник отвода (оа = 0,2…0,4).

Коэффициент kа рекомендуется определять из выражения

,(1.3)

гдеhа - высота сечения со скоростью Va.

Структура потока за РК зависит от соотношения b3/b2. Исследования показали, что при соотношениях b3/b2, близких к 1 структура потока в зазоре между РК и НА для расчетных режимов имеет сравнительно равномерный характер [58]. Поскольку для промежуточных ступеней центробежных насосов рекомендуется принимать значения отношения b3/b2 равным 1,0ч1,25, не более, то будем считать поток на входе в спиральный сборник равномерным, тогда коэффициент k = 1. (В данном случае не рассматривается шаговая неравномерность потока).

Коэффициент "удара" при смешении потока, входящего в сборник с потоком в сборнике ka зависит от режима работы ступени и является функцией геометрических параметров НА. Так как при данной величине угла установки лопатки коэффициент косого среза однозначно связан с углом атаки , то безразлично, что выбирать в качестве характеристики работы НА диффузорность косого среза или угол атаки.

ka = f (Kc),

гдеКс - коэффициент косого среза [59];

.(1.4)

Коэффициент потерь на трение в сборнике и на поворот потока, входящего в сборник отвода оа является функцией геометрических параметров НА, таких как число Рейнольдса, радиус спирального канала, отношение шага к высоте входного сечения диффузорного канала:

оa = f (Re, Rсп, t/a3).

Потери энергии в диффузоре выражаются через коэффициент потерь энергии од соотношением:

.(1.5)

Коэффициент потерь в диффузоре можно определить из выражения [53]

,(1.6)

гдецэкв - эквивалентный угол раскрытия диффузора;

F4 - площадь выходного сечения диффузорного участка;

Fг - площадь горла диффузорного участка.

Данная зависимость определена для расчетного режима работы и не учитывает изменение структуры течения при изменении режима работы. Т.е., коэффициент потерь не зависит от режима работы ступени. В этом случае зависимость абсолютной величины потерь в диффузорном канале от режима работы представляет собой параболу с вершиной в точке Q = 0, hд = 0. Анализ течения в диффузорных каналах на различных режимах работы показывает, что данная зависимость не подтверждается. На самом деле, потери в диффузоре имеют экстремум на режиме, близком к расчетному, при полном заполнении канала, и вверх по подаче увеличиваются с квадратической зависимостью. На режимах меньших расчетного, несмотря на уменьшение скорости, потери в ДК увеличиваются за счет увеличения коэффициента потерь. Коэффициент потерь в ДК увеличивается за счет вихревых потерь, возникающих из-за увеличения неравномерности поля скорости на входе в диффузорный канал. Следовательно, должна быть найдена зависимость дополнительной составляющей к-та потерь зависящей от режима работы ступени.

1.3 Современные методы исследования в насосостроении

Любое исследование являет собой цель получение функциональных зависимостей и численных значений величин, которые характеризуют некоторый процесс. Эти зависимости могут быть представлены с большей или меньшей точностью в виде математических уравнений, чаще всего дифференциальных, а также в виде простых математических выражений, содержащих эмпирические коэффициенты. Процессы, происходящие при течении рабочей среды в каналах проточной части являются настолько сложными, что строгое математическое их описание с учетом всех свойств рабочей среды становится практически невозможным.

Параметры работы ПЧ ЦН определяются картиной течения в ее элементах, которое настолько сложное, что единственным надежным методом исследования в механике жидкости до сих пор является эксперимент. При отсутствии модельной характеристики спрогнозировать параметры ступени ЦН возможно лишь по результатам расчета картины течения жидкости в проточной части. Общий случай движения жидкости описывается уравнениями Навье - Стокса, однако их решение, ввиду сложности, до недавнего времени было возможно лишь с существенными допущениями и упрощениями.

Одним из таких методов, получившим широкое распространение в насосостроении является метод Раухмана, в котором жидкость полагается невязкой, а течение - потенциальным [60]. Данный метод позволяет рассчитывать скорости и давления на контурах профилей, лежащих на осесимметричных поверхностях тока, в двумерной постановке.

В пространственной теории течения в турбомашинах одними из простых и приближенных являлись канальные методы расчета, либо модели типа дискретно распределенных вихрей [61]. В настоящее время разработано множество различных методов расчета как в меридианной так и в радиальной плоскостях, а также совместный расчет, реализуемый в так называемом квазитрехмерном подходе [61, 62].

В последние десятилетия лучшие из разработанных методов моделирования и расчета течения жидкости и газа в областях произвольной геометрической формы, в том числе и в проточных частях гидромашин, были реализованы в виде коммерческих программных продуктов, которые получили широкое распространение на рынке [63, 64, 65].

Расчет течения рабочей среды выполняется путем численного решения системы уравнений Навье - Стокса и уравнения неразрывности, описывающих наиболее общий случай движения среды.

,(1.7)

,(1.8)

гдеi, j = 1…3 - суммирование по одинаковым индексам;

x1, x2, x3 - оси координат;

t - время.

Член fi выражает действие массовых сил. В этой системе уравнений искомыми компонентами являются 3 компоненты скорости u1, u2, u3 и давление p. Плотность с жидкости при скоростях до 0,3 числа Маха полагается величиной постоянной.

Течение во вращающихся рабочих органах рассматриваются в относительной системе координат, при этом член fi в правой части уравнения (1) выражает действие центробежных и кориолисовых сил:

,(1.9)

где - угловая скорость вращения;

- радиус-вектор (модуль которого равен расстоянию от данной точки до оси вращения.

В качестве граничных условий, как правило, задаются условия прилипания на всех твердых стенках, распределение всех составляющих скорости во входном сечении, и равенство нулю первых производных (по направлению течения) составляющих скорости в выходном сечении.

Течение в ПЧ центробежного насоса, как правило, является турбулентным. Непосредственное моделирование турбулентных течений путем численного решения уравнений Навье - Стокса, записанных для мгновенных скоростей, является крайне затруднительным, а, кроме того, интерес представляют не мгновенные, а осредненные по времени значения скоростей. Таким образом, для анализа турбулентных течений вместо уравнения (1) используют уравнения Рейнольдса:

,(1.10)

гдеu1, u2, u3 - осредненные по времени значения скоростей;

, , - пульсационные составляющие скоростей.

Для замыкания этих уравнений используются различные модели турбулентности [66].

Наиболее простые модели турбулентности, используемые в расчетной практике, основаны на эмпирических соотношениях для коэффициента турбулентной вязкости мф или длины пути смешения Прандтля l. В первом случае считают, что турбулентные напряжения трения связаны со свойствами осредненного течения такой же зависимостью, какой обычное молекулярное вязкое трение связано с полем скоростей (гипотеза Буссинеска).

Вторая модель - модель Прандтля в которой турбулентная вязкость связывается с осредненной скоростью посредством некоего расстояния, так называемого длиной пути смешения, на котором жидкие частицы сохраняют осредненные значения количества движения, температуры, концентрации.

Таким образом, моделирование турбулентных потоков сводится к подбору подходящих эмпирических выражений для связи турбулентной вязкости с осредненными параметрами течения. В простейшем случае решается только одно дифференциальное уравнение переноса.

Из двух параметрических моделей турбулентности наибольшее распространение нашли модели k-е и k-щ, которые основаны на рассмотрении кинетической энергии турбулентных пульсаций k. В качестве второго уравнения используют либо уравнение переноса скорости диссипации энергии е либо удельной скорости диссипации энергии щ. Данные модели разрабатывались для описания течений с развитой турбулентностью при больших числах Рейнольдса. Недостатком их является то, что они не пригодны для описания течения вблизи стенок, где расположен очень тонкий вязкий подслой, в котором течение определяется молекулярной вязкостью. Наиболее распространенный подход к моделированию пристеночных течений реализован с использованием так называемых пристеночных функций - полуэмпирических соотношений, которые связывают параметры течения с расстоянием от стенки. В результате моделируется только внешняя область пограничного слоя, что позволяет сократить вычислительные ресурсы.

...