Работа одной половинкой рабочего колеса

Работа одной половинкой рабочего колеса целесообразна при подаче насоса менее 50 % от номинальной. При этом на­пор существенно ниже по сравнению с паспортным, получен­ным для серийного рабочего колеса. Это объясняется следую­щим. Во-первых, работу серийного колеса можно приближенно рассматривать, как параллельную работу двух половинок и тогда полученный напор следует относить к удвоенной величи­не подачи, на которой производились замеры. Во-вторых, гео­метрия проточной части корпуса насоса рассчитана на эксплу­атацию при подачах, близких к номинальной, а на малых по­дачах будут дополнительные потери в спиральном отводе на­соса.

Полученная при испытаниях кавитационная характеристика для недогрузочных режимов удовлетворительно согласуется с паспортной при экстрополяции последней.

Учитывая повышение КПД насоса с половинкой колеса на 6-10 % по сравнению с серийным колесом и высокую виброус­тойчивость насоса (на корпусах подшипников виброскорость составляет 2-4 мм/с), следует признать целесообразным ис­пользование таких колес в тех случаях, когда выдаваемый на­сосом напор позволяет вести перекачку с заданной производи­тельностью.

Оценка осевых сил, действующих на ротор насоса при применении половинок рабочих колес

Надежность работы подшипниковых узлов и торцевых уп­лотнений магистральных насосов во многом определяется ве­личиной дополнительных нагрузок, возникающих при эксплу­атации агрегатов. Эта дополнительная нагрузка зависит от не­учтенных при проектировании или замене колеса осевых уси­лий, возникающих, в частности, от применения половинок ра­бочих колес.

Центробежное колесо одностороннего входа не обладает симметрией относительно плоскости, перпендикулярной к оси. Поэтому давление на боковые поверхности колеса распределяются по разному, что приводит к появлению неуравновешен­ной осевой силы, направленной в сторону входа.

Вычисление осевой силы, действующей на ротор насоса, весьма трудная задача и она до сих пор не имеет удовлетвори­тельного решения и поэтому ее экспериментальное определе­ние является наиболее достоверным. Обычно при вычислении осевой силы исходят из предположения о том, что жидкость, находящаяся в камере между боковыми стенками колеса и кор­пуса, вращается как твердое тело с угловой скоростью со1; рав­ной половине угловой скорости колеса со. Найдем распределе­ние давления и осевую силу, считая, что вся жидкость враща­ется с постоянной угловой скоростью cot = со/2. Выделим эле­ментарный объем жидкости двумя цилиндрическими поверхно­стями с радиусами г и г + dr (рис. 12.15) и двумя меридио-

1 1 ’2

Рис. 12.15. Расчетная схема осевых сил

нальными плоскостями, расположенными под углом d<p одна к другой. На такой элемент действует центробежная сила

Осевые силы могут достигать больших значений, однако практика эксплуатации исследуемых институтом насосов с по­ловинками рабочего колеса на НПС показывает, что они рабо­тают удовлетворительно в силу значительного запаса подшип­ников по долговечности. Тем не менее, недостаточно большая наработка агрегатов большой мощности не позволяет с уверен­ностью говорить о требуемой надежности их эксплуатации.

При наличии больших осевых нагрузок в насосах, исполь­зующих половинки рабочего колеса, могут быть рекомендованы следующие мероприятия, направленные на разгрузку ротора насоса.

1. Усиление узла радиально-упорного подшипника, что с
точки зрения КПД является наилучшим, так как затраты мощности в этом случае минимальны, вследствие малого коэффи­циента трения подшипников.

2. Перепуск нефти (разгрузка или стравливание давления)
со стороны заглушённой части рабочего колеса на всасывание насоса.

3. Сверление отверстий в основном диске рабочего колеса,
обеспечивающее выравнивание давлений по обе стороны рабочего колеса, однако в этом случае КПД насоса снижается на 2—6 % в зависимости от его типоразмера.

4. Установка радиальных ребер на основном диске колеса,

что позволяет частично разгрузить колесо. Этот способ реко­мендуется, когда режим работы меняется в узких пределах.

5. Увеличение диаметра бурта щелевого уплотнения со сто­роны заглушённой части рабочего колеса с одновременным пе­репуском малого количества нефти на всасывающую сторону колеса. По сравнению с п.п. 2—4 можно обеспечить снижение КПД только на величину 0,2-0,8 %.

Применение сменных роторов, обточенных и специальных рабочих колес

Магистральные нефтяные насосы для магистральных неф­тепроводов, изготовляемые согласно ГОСТ 12124, для работы на режимах меньших номинальных имеют сменные роторы на подачи 0,5-QHOM и 0,7-QHOM. Коэффициент полезного действия насосов со сменными роторами несколько меньше величин, со­ответствующих номинальным режимам работы насоса с основ­ным ротором, но выше по сравнению с вариантом применения на малых подачах основных роторов.

Таблица 12.3

Рекомендуемые пределы обточки в зависимости от коэффициента быстроходности

Наши исследования, а также работы других авторов показа­ли, что КПД зависит от коэффициента быстроходности насоса ns, с увеличением коэффициента быстроходности насосов и при применении обточки наблюдается увеличение падения КПД при той же степени обточки. Так, если для насосов с ns = 60-е-100 при обточке на 15 % почти не происходит сниже­ния КПД, то при обточке на 10 % рабочего колеса насоса с nS= ̇ 2,5-3 %.

Таким образом, степень допустимой обточки рабочего колеса по наружному диаметру зависит от конструкции насоса, т.е. от коэффициента быстроходности. Для насосов малой быстроход­ности допускаемая обточка в процентах от первоначального диаметра D2 больше, чем для насосов с большим коэффициен­том быстроходности.

Обработка материалов испытаний позволяет назначить на­иболее целесообразные пределы допустимой обточки в зависи­мости от коэффициента быстроходности (табл. 12.3). Здесь приведены также значения снижения КПД насоса на каждые 10 % обточки. Если взять конкретные магистральные насосы, то для насосов НМ 1250-260 и НМ 2500-230 допустима обточка до 20 %, для ̇ÒÓÒÓ‚ çå 3600-230 Ë çå 5000-210 — ‰Ó 15 %, для насоса НМ 7000-210 до 10-11 %, а для насоса НМ 10000-210 целесообразный предел обточки составляет 5-7 %.

Подрезка рабочих колес является одним из простых спосо­бов приспособления характеристики насоса к конкретным ус­ловиям, определяемым объемом перекачки.

Повышение эффективности работы за счет применения лопаточных диффузоров (направляющих аппаратов)

Большую часть потерь в насосах при работе на режимах недогрузки составляют потери в отводе. Если на номинальной подаче потери в отводе составляют по отношению к гидравли­ческой мощности насоса 3 %, то на подаче, равной 0,5 QHOM,

потери в отводе составляют 20 %, а на подаче 0,4 QHOM потери в отводе составляют по отношению к гидравлической мощности около 30 % (рис. 12.16).

Гидравлические потери в отводе имеют четко выраженную по подаче зону минимальных значений, в то же время гидрав­лические потери в рабочем колесе не имеют такой зоны, т.е. оптимальный режим работы насоса определяется отводом.

Поскольку в существующем (эксплуатируемом) насосе не­возможна замена корпуса предлагается два направления уменьшения пропускной способности отвода:

установка в отводе специального направляющего аппарата;

установка в отводе специального сопла (вставок).

Одним из путей повышения эффективности и надежности работы магистральных насосов на пониженных подачах может быть одновременное применение сменных рабочих колес и ло­паточного диффузора между рабочим колесом и улиткой (рис. 12.17). В этом случае уменьшаются потери на сопротивление в улитке (за счет лучшей организации потока на выходе рабоче­го колеса), а значит улучшаются условия преобразования ки­нетической энергии в энергию давления.

Такой лопаточный диффузор был рассчитан для насоса НМ 10000-210 с ротором 0,5 QHOM, изготовлен, прошел промыш­ленные испытания и внедрен в отрасли.

Проектированию указанного диффузора предшествовал анализ конструкции насоса. Анализ показал, что из-за ограни­чения объема в проточной части насоса и с учетом особеннос­тей его конструкции лопаточный диффузор, устанавливаемый в выточках щелевого уплотнения, должен быть выполнен сбор-

NrH/Nr, %

Рис. 12.16. Гидравлические потери в рабочем колесе и отводе:

JVr — гидравлическая мощность насоса; JVK, JVOTB — мощность гидравлических потерь в колесе и отвода; JVrH — мощность гидравлических потерь в насосе

Рис. 12.17. Установка лопастного диффузора (направляющего аппарата) в кор­пусе насоса:

/ — лопастной диффузор (направляющий аппарат); 2 — корпус; 3 — ротор; 4 — рабочее колесо

ным, включающим два двенадцатиканальных направляющих аппарата.

Сборка лопаточного диффузора предусматривалась на рото­ре, вместе с которым он должен был монтироваться в корпусе насоса. Предусматривалась также некоторая обточка языков спирального отвода со стороны входных кромок, однако на действующей НПС такая операция крайне затруднена, и по­этому в процессе монтажа пришлось прибегнуть к дополни­тельной доработке двух диаметрально противоположных лопа­ток диффузора, смежных с языком.

Сравнительные испытания серийного насоса НМ 10 000-210 с ротором на подачу 5000 м3/ч и модернизированного насоса с тем же ротором, снабженным лопаточным диффузором, прово­дились на НПС Терновка нефтепровода Самара — Лисичанск. Испытания проводились в диапазоне подач 4050—5614 ь^/ч. Анализ результатов сравнительных испытаний показывает, что установка лопаточного диффузора дала повышение напора на 10-12 м по сравнению с серийным насосом и увеличение КПД на 2,5-3,5 % (рис.12.18). Проведенное виброобследование показало, что величины виброскорости на корпусах подшипни­ков у модернизированного насоса удовлетворительны, и мень­ше, чем у серийного насоса, эксплуатируемого на таких же режимах.

Следует отметить, что уровень шума насоса с лопаточным диффузором также меньше по сравнению с таким же насосом без диффузора.

Другим путем повышения эффективности работы магист-

Рис. 12.18. Характеристика насоса НМ 10 000-210 с ротором 0,5 QH,

/ — серийный насос; 2 — насос с лопаточным диффузором

ральных насосов на пониженных подачах может быть одно­временное применение сменных рабочих колес и соответству­ющих вставных сопел, уменьшающих площадь спирального отвода в соответствии с номинальной подачей сменного колеса, улучшающих организацию потока и, следовательно, условия преобразования кинетической энергии в энергию давления, что способствует повышению КПД и уменьшению потребляемой мощности.

Были разработаны несколько вариантов вставок и их уста­новки и крепления в спиральном отводе насоса НМ 10 000-210. Окончательно был принят вариант, предусматривающий уста­новку двух вставок, при котором одна вставка помещается в крышку корпуса с креплением к ней винтами, а вторая уста­навливается в самом корпусе с прилеганием к разделительной перегородке (языку) и креплением к ней (рис. 12.19).

При литье корпуса и крышки насосов всегда имеются от-

клонения от расчетной геометрии внутренней поверхности от­вода, поэтому необходима индивидуальная подгонка по месту вставных сопел. Для уменьшения объема подгоночных работ сопряжения криволинейных поверхностей указанных сопел с внутренними поверхностями крышки и языка осуществлялись по трем площадкам на вставках. Однако удовлетворительной подгонки для обеспечения плотного прилегания наружных по­верхностей входных участков для вставки корпуса и для встав­ки крышки во избежание разветвления потока добиться не удалось. Это объясняется сложностью конфигурации проточ­ной части спиральной улитки, большой длиной вставок, а так­же горизонтальным разъемом корпуса и крышки насоса. След­ствием этого явилось образование щелей по боковым поверхно­стям профиля улитки, что привело к увеличению числа по­верхностей трения, образованию вихревых областей в потоке и соответственно снижению КПД.

Испытания насоса НМ 10 000-210 с ротором на 0,5 Оном и с объемными вставками в диапазоне подач 4710—6105 м3/ч пока­зали, что их применение, по сравнению с направляющим ап­паратом, менее эффективно. Однако индивидуальная, более тщательная подгонка объемных вставок к корпусу насоса поз­воляет получить лучшие результаты.

Эффективность от применения объемных вставок может быть получена при их изготовлении заводом-изготовителем насосов и поставке в комплекте с насосами, что может быть реализовано лишь при поставке новых насосов.

Промышленное внедрение направляющих аппаратов под­твердило целесообразность их применения для снижения энергопотребления, уменьшения вибрации и шума насоса НМ 10 000-210, эксплуатируемого на подачах менее 0,7 от но­минальной.

Опыт их применения указывает на необходимость распро­странения результатов работы на магистральные насосы дру­гих типоразмеров.