Выбор оптимального угла установки лопасти на выходе из рабочего колеса центробежного насоса

УДК 621.65

ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО УГЛА УСТАНОВКИ ЛОПАСТИ НА ВЫХОДЕ ИЗ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

*; **, канд. техн. наук; **

* - ООО ”ТРИЗ”, г. Сумы; ** - СумГУ

С возрастанием стоимости энергоносителей и материалов все острее становится проблема снижения энергопотребления и материалоемкости промышленного оборудования, в том числе и насосного.

КПД насоса в большой степени зависит от гидравлического совершенства его проточной части. Угол установки лопасти на выходе из рабочего колеса b2 определяет конструктивный тип рабочего колеса [1] и является одним из наиболее значимых геометрических параметров, который влияет на степень реактивности rТ и гидравлические качества каналов рабочего колеса, на напор ступени насоса и форму его напорной характеристики Н = f(Q).

При выборе оптимального значения угла из условия минимальных гидравлических потерь необходимо учитывать его взаимосвязь с коэффициентом диффузорности потока, являющимся одним из основных факторов, влияющих на формирование потока и на потери энергии жидкостью при движении в элементах проточной части. Для каждого типа колеса можно подобрать оптимальную степень диффузорности, при которой напор, создаваемый колесом, будет максимальным, а потребляемая мощность при этом – минимальной.

Зависимость угла b2 от степени диффузорности можно представить выражением [1,2]:

, (1)

где К1, К2 – коэффициенты стеснения лопастями потока на входе и на выходе колеса соответственно;

,

. (2)

Зависимость (2) получена в результате обработки экспериментальных данных ЛенНИИхиммаша и обобщения статистических данных других авторов [2]. При этом во внимание принимались только данные, относящиеся к насосам с максимальным КПД. Оптимальные значения угла лопасти на выходе b2опт, а также (W1/W2)опт принимают различные значения в зависимости от величины коэффициента быстроходности. Анализ опытных данных показывает, что КПД насоса зависит от W1/W2. Зависимость h = f(W1/W2) имеет ярко выраженный оптимум. На основании этих данных делается вывод, что увеличение диффузорности межлопастных каналов от 1,0 до 2,6 приводит к увеличению КПД насоса на 5,5% [2]. В монографии [1] рекомендуется выбирать коэффициент диффузорности m = 1,0 ÷ 1,05 для всего диапазона коэффициентов. Это объясняется стремлением уменьшить потери на вихреобразование в проточной части рабочего колеса и создать полого падающую напорную характеристику с максимальным напором в точке Q = 0. Там же отмечается, что рабочие колеса с имеют максимальный КПД при коэффициенте диффузорности W1/W2 =1,425 (= 22°). Это подтвердилось еще в одной работе, где для = 200 получено оптимальное значение (= 17°) [2].

Принимая отношение меридианных скоростей, угол установки лопасти на входе в рабочее колесо оптимальным b1 = 25о [1] и предполагая, что коэффициенты стеснения потока одинаковы на входе и выходе из рабочего колеса, получена зависимость b2 = f(ns) при - рисунок 1.

Рисунок 1 - Зависимость b2=f(nS) при

Для повышения прочности рабочего колеса увеличивают до 90° [1,4], но есть данные, что при > 30° возрастают пульсации в насосе [4].

Угол влияет на степень реактивности ρТ и на коэффициент теоретического напора. При бесконечном числе лопастей и отсутствии закрутки потока на входе в рабочее колесо (VU1=0) имеем [1]:

; (3)

, (4)

где – окружная составляющая абсолютной скорости при выходе из рабочего колеса.

Из уравнений (3) и (4) видно, что оба коэффициента являются функцией коэффициента окружной составляющей абсолютной скорости потока при выходе из колеса. Учитывая, что является линейной функцией угла, теоретический напор увеличивается, а степень реактивности уменьшается с ростом угла. Исходя из этого и учитывая, что экономичнее большую часть потенциального напора получать непосредственно в рабочем колесе, в насосостроении применяются рабочие колеса с < 90° (лопасти загнутые назад) [1,3]. В этом случае rТ > 0,5 и меньшая часть скоростного напора преобразуется в давление в отводящем устройстве.

Угол b2 непосредственно влияет на коэффициент напора насоса `H. Увеличение угла b2 ведет к росту `H и, следовательно, к уменьшению наружного диаметра колеса при заданном напоре, что снижает габариты насоса и его материалоемкость. В некоторых случаях при ns=40–60 целесообразно применять рабочие колеса открытого типа с =65–85°, которые по сравнению с традиционными закрытыми рабочими колесами с =25–30° имеют ряд преимуществ, в том числе выше коэффициент напора `H=1,3–1,4 против `H=0,9–1,1 у традиционных колес и пологая напорная характеристика и не имеет западания при нулевой подаче, а КПД приблизительно одинаковы [5].

Угол b2 оказывает влияние на гидравлический КПД насоса, а именно на гидравлические потери в спиральном отводе; оптимальный гидравлический КПД собственно рабочего колеса не зависит от угла выхода b2 и является постоянным для всех значений ns. Поэтому необходимо стремиться к возможно минимальному углу b2 для уменьшения потерь в спиральном отводе.

Экспериментальные исследования рабочих колес при b2 = 32,50 и 90о показали, что КПД рабочего колеса мало отличаются и достигают значения 0,94¸0,96 [6]. Однако КПД ступени в целом при увеличении b2 уменьшается. Это связано с тем, что при увеличении угла на выходе из колеса уменьшается степень реактивности, а роль диффузорного эффекта в неподвижных элементах в процессе создания потенциального напора увеличивается. Снижение потерь в отводящем устройстве должно достигаться за счет проектирования рабочего колеса с хорошей структурой потока на выходе и соответствующим оптимальным проектированием самого отводящего устройства [6].

Проследим влияние угла на напорную характеристику насоса. Для конкретного случая при n=const зависимость будет линейной [3]:

, (5)

где - наружный диаметр колеса, м; - ширина выходного сечения колеса, м.

Отсюда видно, что угол определяет крутизну напорной характеристики.

Для получения стабильной, т. е. полого падающей, напорной характеристики некоторые авторы рекомендуют принимать углы лопасти на выходе = 18 ÷ 20°[1,3]. При таких значениях снижается энергоемкость колеса, что требует обычно увеличения. В то же время известен ряд ступеней с = 50 – 70, которые имеют стабильную форму кривой H = f (Q) при углах около 30°. Это достигается, главным образом, путем введения определенной закрутки на входе в рабочее колесо и согласованием элементов рабочего колеса и отвода [3]. В некоторых случаях для получения полого падающей, напорной характеристики могут применяться рабочие колеса полуоткрытого типа с = 45°, которые имеют КПД одинаковый с традиционными закрытыми рабочими колесами, а напор при нулевой подаче выше [7].

Рекомендации различных авторов по выбору углов рабочих колес центробежных насосов сведены в таблицу.

Таблица 1

Автор	Значение углов в градусах для различных ns.
40	100	150	200
1	2	3	4	5
[2]	36	30	24	20
Г. Грабов [2]	35	24	22	21
, [3]	36-30	30-25		22-20
[8]	27,5 – 17,5
[9]	25 (Z = 8-9) – 42 (Z = 10)
К. Пфлейдерер [10]	50 - 30
, [4]	60 -20
Б. Эккерт [2]	70-40
[1]	25-30 (m = 1,0 ÷ 1,05)
По графику	63-26	34-16	33-15	27-13

ВЫВОДЫ

1  Из условия минимальных гидравлических потерь необходимо выбирать угол на выходе из рабочего колеса < 90°. В этом случае степень реактивности rТ > 0,5, т. е. меньшая часть скоростного напора преобразуется в давление в отводящем устройстве. Оптимальный угол b2 связан с оптимальной диффузорностью канала и зависит от коэффициента быстроходности ns. С возрастанием ns оптимальный угол b2 уменьшается.

2  Величина угла b2 при сохранении всех остальных геометрических параметров оптимальными не влияет на КПД рабочего колеса, но оказывает влияние на величину КПД ступени в целом. Это связано с организацией потока за рабочим колесом и потерями в отводящем устройстве, которые возрастают с увеличением угла b2. Снижение потерь в отводящем устройстве должно достигаться за счет проектирования рабочего колеса с хорошей структурой потока на выходе и соответствующим оптимальным проектированием самого отводящего устройства.

3  Угол b2 непосредственно влияет на коэффициент напора насоса `H. Увеличение угла b2 ведет к росту `H и, следовательно, к уменьшению наружного диаметра колеса при заданном напоре, что снижает габариты насоса и его материалоемкость.

4  Величина угла b2 оказывает значительное влияние на форму напорной характеристики. Для получения стабильной формы напорной характеристики необходимо уменьшать b2 до минимально возможного значения, но при этом снижается энергоемкость рабочего колеса, что ведет к увеличению наружного диаметра колеса D2 и, следовательно, возрастанию габаритов и стоимости насоса. В некоторых случаях для решения этой проблемы могут быть использованы полуоткрытые рабочие колеса с = 45° и открытые – с = 65 – 85°.

5  Выбор типа и конструкции рабочего колеса должен производится в каждом конкретном случае в результате детального анализа факторов, зависящих от угла b2, с учетом назначения насоса и условий его эксплуатации.

SUMMARY

The article presents the results of the calculational-theoretical research concerning selection of optimal blade angel at the outlet of impeller of a centrifugal pump. The article discusses the main criteria and factors that determine this selection.

Список литературы

1.  Ломакин и осевые насосы.– Л.: Машиностроение, 1966.-364с.

2.  , Невелич электронасосы.– Л.: Машиностроение, 1968.-260с.

3.  , Малюшенко насосы.– М.: Машиностроение, 1977.-288с.

4.  , Боровский и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей.– М.: Машиностроение, 1986.-375с.

5.  Пути повышения напора химических насосов с открытыми рабочими колесами, имеющими прямые лопасти / и др. МВТУ им. Баумана. – М.,1986. – 9с. – Деп. В ЦИНТИХимнефтемаш, 1986.

6.  Лившиц центробежных компрессорных машин.– М.; Л.: Машиностроение, 1966.-340с.

7.  Харада. Рабочие характеристики открытых и закрытых рабочих колес центробежного компрессора // Энергетические машины и установки. – 1985. - №3 – С. 179-185.

8.  Степанов и осевые насосы.– М.: Машгиз, 1960. – 460с.

9.  Проскура і праці.– Київ: Вид-во «Наукова думка», 1972. – 494с.

10.  опаточные машины для жидкостей и газов.– М.: Машгиз, 1960. – 683с.