Центростремительный лопастной насос для перекачивания подогретых неоднородных по плотности жидкостей

Изобретение относится к области насосостроения. Насос содержит входной патрубок, центростремительное рабочее колесо, состоящее из ведущего и покрывного дисков, радиальных лопастей (4), изогнутых по дуге окружности радиусом (r_л) с центром изгиба (О₂), смещенным относительно центра вращения (О₁), и совмещенного с ним начала ортогональной системы координат радиально по оси (Y) на расстояние (Y_o) и по оси (X) в направлении вращения от оси (Y) на расстояние (X_о), и конической втулки с уменьшающимся диаметром; подвод, отвод и вал, приводимый от асинхронного электрического двигателя. Колесо имеет входное сечение, расположенное на периферии на наружном диаметре рабочего колеса (D_1рк), и выходное сечение, расположенное в центральной части на внутреннем диаметре (D_2рк=(0,3-0,7)D_1рк). Подвод расположен с внешней стороны, напротив входного сечения колеса, и выполнен в виде спирального канала (10) с постоянной в окружном направлении шириной, равной ширине колеса на входе, и с высотой, отсчитываемой от наружного диаметра колеса D₁ до внутренней поверхности (9) стенки спирального канала, уменьшающейся пропорционально углу охвата (φ_охв), с высотой (h_ск), отсчитываемой от начальной высоты сечения (h_1ск), примыкающего к входному патрубку и принятого за начало отсчета угла охвата (φ_охв=0°), соответствующей площади входа в насос, до конечной высоты через один оборот текущего угла охвата (φ_охв=360°), равной величине радиального зазора (h_2ск=δ_r), обеспечивающего свободное вращение колеса. Отвод расположен с внешней стороны, напротив выходного сечения (2_рк ) колеса, и выполнен в виде кольцевого диффузора, образованного внутренней поверхностью стенки выходного патрубка с внутренним диаметром и наружной поверхностью конической втулки колеса. Изобретение направлено на достижение наибольшей эффективности за счет образования конвекции от периферии к центру при воздействии ускорения вращения. 2 ил.

 

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=rω²) 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.

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/с²) может быть значительно увеличена по интенсивности в поле воздействия ускорения вращения (ε=rω²). 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/с²), 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:

- входной патрубок 0 с внутренним диаметром (d₀) и площадью входа в насос (F₀),

- центростремительное рабочее колесо 1, состоящее из ведущего 2 и покрывного 3 дисков, радиальных лопастей 4, изогнутых по дуге окружности радиусом (r_л) с центром изгиба О₂, смещенным относительно центра вращения О₁ и совмещенного с ним начала ортогональной системы координат, радиально по оси Y на расстояние (Y_о) и по оси X в направлении вращения от оси Y на расстояние (Х_о) и конической втулки 5 с уменьшающимся диаметром от начального размера d_1в=(0,8-0,9)D_2рк до конечного размера d_2в=(0,1-0,2)D_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_1рк, и при ширине центростремительного рабочего колеса 1 на входе (А_1рк), с площадью образованного цилиндрического кольца, равной (F_1рк=πD_1ркА_1рк), и выходное сечение (2рк), расположенное в центральной части на внутреннем диаметре D_2рк=(0,3-0,7)D_1рк, при ширине центростремительного рабочего колеса 1 на выходе (А_2рк), с площадью образованного цилиндрического кольца, равной (F_2рк=πD_2ркА_2рк).

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_л) как угол, образованный между лучами, проведенными из центров вращения (О₁) и изгиба (О₂) в искомую точку М;

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_ск=const), равной ширине центростремительного рабочего колеса 1 на входе (А_ск=А_1рк), и высотой, отсчитываемой от наружного диаметра D₁ центростремительного рабочего колеса 1 до внутренней поверхности стенки 9 спирального канала 10, с уменьшающейся пропорционально углу охвата (ϕ_охв) высотой (h_ск), от начальной высоты сечения (h_1ск), примыкающего к входному патрубку и принятого за начало отсчета угла охвата (ϕ_охв=0°), соответствующей площади входа в насос (h_1ск=F₀/A_ск), до конечной высоты через один оборот при угле охвата (ϕ_охв=360°), равной величине радиального зазора (h_2ск=δ_r). обеспечивающего свободное вращение центростремительного рабочего колеса 1;

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 (d₂) и наружной поверхностью конической втулки 5 центростремительного рабочего колеса 1 с площадью выхода из насоса (F₂).

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.

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_ск), заполняющей спиральный канал 10 подвода 6 (равный объему телесного треугольника с высотой h_1ск и площадью основания F_1рк=πD_1ркА_1рк)

V_ск=h_1скπD_1ркA_1рк/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:

Q_р=n_сK_прh_1скπD_1ркA_1рк/2

где

n_с [об/с] - число оборотов вала в 1 с,

К_пр≤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:

Q_р=n_сК_прh_1скπD_1ркA_1рк/2 и Q_т=n_сh_1скπD_1ркA_1рк/2,

где

Q_р - измеренный расходомером объемный расход при испытании опытного образца центростремительного насоса,

Q_т - теоретический объемный расход, вычисленный по принятым при проектировании геометрическим параметрам (h_1ск D_1рк А_1рк) и скорости вращения (n_с),

откуда

К_пр=Q_р/Q_т≤1

При проектировании опытного образца центростремительного насоса было приближенно принято произведение К_прn_с=1, что дает при n=2000-3000 об/мин и n_с=33,3-50,0 об/с проектную величину коэффициента проскальзывания К_пр=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.

Знание угла установки лопасти (β_л) и величины расчетного объемного расхода (Q_р) позволяет рассчитать и построить по известным зависимостям треугольники скоростей на входе, в промежуточных сечениях и на выходе центростремительного рабочего колеса рассчитать теоретический напор (Н_т), динамическую (Н_д) и статическую (Н_ст) составляющие напора:

H_т=U₂C_2и/g Н_дин=С_и²/_2g, Н_ст=С_и(2U₂-C_и)/2g

Обращает на себя внимание величина закрутки (С_и) потока жидкости, величина которой рассчитывается из выражения

C_и=U-C_z/tg(β_л),

где U - текущее значение окружной скорости U=πDn/60,

D - текущая величина диаметра рабочего колеса,

n - частота вращения об/мин,

C_z - текущая меридиональная (расходная) скорость (C_z=Q_р/F_рк),

F_рк - текущая площадь центростремительного рабочего колеса (F_рк=πDА_рк),

А_рк - текущая ширина центростремительного рабочего колеса,

β_л - текущая величина угла установки лопасти.

Текущее распределение закрутки (С_и) потока жидкости по радиусу в центростремительном рабочем колесе непосредственно влияет на величину ускорения вращения потока жидкости (ε_ж=rω²_ж), которое определяется через величину угловой скорости вращения потока жидкости из соотношения

ω_ж=С_и/r.

Поэтому при расчете и проектировании центростремительного рабочего колеса рекомендуется принимать распределение закрутки потока жидкости (С_и) по радиусу в соответствии с законом « свободной циркуляции» (rС_и=const).

В соответствии с этим законом при движении вдоль радиуса рабочего колеса к центру закрутка потока жидкости (С_и) естественным путем возрастает, а следовательно, возрастает и ускорение вращения (ε_ж).

Может возникнуть вопрос, что при таком расположении подвода и организации входа жидкости в центростремительное рабочее колесо на наружном диаметре D_1рк 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_кр) и кавитационного запаса (Δh_кр) достигаются при пониженных значениях коэффициента расхода:

где

С_1z - осевая (расходная) скорость при входе потока жидкости в рабочее колесо,

U₁ - окружная скорость на входе на наружном диаметре рабочего колеса.

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 D₁, а это сопровождается также увеличением окружной скорости (U₁), что приводит к возрастанию относительной скорости (W₁)

W₁²=U₁²+C_1z²

при входе потока жидкости в рабочее колесо и к увеличению кавитационного запаса (Δh_кр), 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):

где С_1z - средняя абсолютная скорость при входе потока жидкости в рабочее колесо,

W₁ - средняя относительная скорость при входе потока жидкости в рабочее колесо,

n=λ_кр - коэффициент кавитации (критическое значение), обычно достигается для наиболее удачных шнековых колес при на уровне λ_кр≤0,025 имеет линейный характер и определяется по формуле (см. [3], стр. 195):

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 D₁ и соответствующего увеличения относительной скорости W₁, а только за счет увеличения ширины центростремительного рабочего колеса на входе (А_1рк), 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:

λ_кр≤0,022, что и требовалось показать.

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_и):

τ_opt=b/t_cp=(l,6-1,8),

где b - длина хорды (см. Фиг. 2),

t_ср - средний окружной шаг лопастей (t_cp=πD_ср/Z_л),

D_cр=(D_1рк+D_2рк)/2,

Z_л - 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.

Центростремительный лопастной насос для перекачивания подогретой неоднородной по плотности жидкости, содержащий входной патрубок с внутренним диаметром (d₀) и площадью входа в насос (F₀), центростремительное рабочее колесо, состоящее из ведущего и покрывного дисков, радиальных лопастей, изогнутых по дуге окружности радиусом (r_л) с центром изгиба О₂, смещенным относительно центра вращения О₁, и совмещенного с ним начала ортогональной системы координат радиально по оси Y на расстояние Y_о и по оси X в направлении вращения от оси Y на расстояние X_о, и конической втулки с уменьшающимся по длине (L_вт) диаметром от начального размера (d_1в=0,8-0,9)D_2рк до конечного размера (d_2в=0,1-0,2)D_2рк, подвод, отвод и вал, приводящий во вращение центростремительное рабочее колесо от привода, в качестве которого может быть использован асинхронный электрический двигатель, отличающийся тем, что центростремительное рабочее колесо имеет входное сечение (1рк), расположенное на периферии на наружном диаметре D_1рк, при ширине центростремительного рабочего колеса на входе (А_1рк) образует цилиндрическое кольцо площадью (F_1рк), и выходное сечение (2рк), расположенное в центральной части на внутреннем диаметре D_2рк=(0,3-0,7)D_1рк, и при ширине центростремительного рабочего колеса на выходе (А_2рк) образует цилиндрическое кольцо площадью (F_2рк), а подвод расположен с внешней стороны, напротив входного сечения (1рк) центростремительного рабочего колеса, и выполнен в виде спирального канала с постоянной в окружном направлении шириной (А_ск=const), равной ширине центростремительного рабочего колеса на входе (А_ск=А_1рк), и высотой, отсчитываемой от наружного диаметра центростремительного рабочего колеса D₁ до внутренней поверхности стенки спирального канала, уменьшающейся пропорционально углу охвата (ϕ_охв), с высотой (h_ск), отсчитываемой от начальной высоты сечения (h_1ск), примыкающего к входному патрубку и принятого за начало отсчета угла охвата (ϕ_охв=0°), соответствующей площади входа в насос (h_1ск=F₀/A_ск), до конечной высоты через один оборот текущего угла охвата (ϕ_охв=360°), равной величине радиального зазора (h_2ск=δ_r), обеспечивающего свободное вращение центростремительного рабочего колеса, и отвод расположен с внешней стороны, напротив выходного сечения (2рк) центростремительного рабочего колеса, выполнен в виде кольцевого диффузора, образованного внутренней поверхностью стенки выходного патрубка с внутренним диаметром (d₂) и наружной поверхностью конической втулки центростремительного рабочего колеса с площадью выхода из насоса (F₂).