Багатоступеневий відцентровий насос

Реферат: Багатоступеневий відцентровий насос містить вхідну і напірну кришки, корпус у вигляді пакета секцій з напрямними апаратами і встановленими на валу робочими колісьми. Колеса складаються з основного диска з втулкою і покривного диска з розташованими між ними лопатями. UA 73904 U (12) UA 73904 U UA 73904 U 5 10 Корисна модель належить до галузі гідромашинобудування, а саме до багатоступеневих відцентрових насосів, і може бути використана в нафтовидобувній промисловості для підтримання тиску пласта в нафтових свердловинах, а також для транспортування нафти. Відомий багатоступеневий відцентровий насос типу ЦНС, що містить вхідну і напірну кришки, корпус у вигляді пакета секцій з напрямними апаратами і встановленими на валу робочими колісьми. Розвантаження осьового зусилля ротора здійснюється за допомогою гідроп'яти. У проміжних і кінцевому ступенях насоса робочі колеса мають коефіцієнт швидкохідності n s менш 100, при якому у загальному випадку виконується наступне співвідношення між геометричними розмірами покривного диска і втулки основного диска колеса залежно від режимних параметрів у вигляді оптимальної подачі насоса і частоти обертання його вала: 2 2 D0  dвт  K вх  3 15 Q г max , n де D0 - внутрішній діаметр покривного диска, м; d вт - діаметр втулки основного диска, м; Q г max - оптимальна подача насоса, що відповідає режиму максимального гідравлічного 3 20 25 30 35 40 45 50 55 коефіцієнта корисної дії (максимальній економічності), м /с; n - частота обертання вала насоса, об/хв.; Kвх - коефіцієнт входу в робоче колесо, який знаходиться в інтервалі від 3,5 до 4,0. Кут установки β2 лопатей на виході з робочого колеса виконується більше 25° [Михайлов А.К., Малюшенко В.В., Лопастные насосы. - М.: Машиностроение, 1977. - С. 28-31, 235-237]. Недоліком відомої конструкції є наступне. При виконанні багатоступеневих відцентрових насосів великої потужності збільшується діаметр вала насоса, внаслідок чого робочі колеса мають збільшений діаметр втулки основного диска dвт. Відповідно до наведеної вище формули, при виконанні загальновідомих рекомендацій для коефіцієнта входу Kвх в інтервалі від 3,5 до 4,0 збільшення величини dвт для заданих режимних параметрів Qηгmах і n призводить до занижених значень площі вхідної воронки робочого колеса. При цьому через збільшення швидкості перекачуваної рідини у вхідній воронці робочого колеса зростають гідравлічні втрати на поворот потоку в міжлопатевих каналах робочого колеса з осьового напряму в радіальний напрям. В результаті виникає невідповідність гідравлічного коефіцієнта корисної дії необхідним показникам економічності, що призводить до значного енергоспоживання на привід насоса і збільшення експлуатаційних витрат споживачів. В основу корисної моделі поставлена задача підвищення економічності багатоступеневого відцентрового насоса шляхом зменшення гідравлічних втрат в робочих колесах проміжних і кінцевого ступенів. Поставлена задача вирішується тим, що у багатоступеневому відцентровому насосі, що містить вхідну і напірну кришки, корпус у вигляді пакета секцій з напрямними апаратами і встановленими на валу робочими колісьми, які складаються з основного диска з втулкою і покривного диска з розташованими між ними лопатями, в робочих колесах проміжних і кінцевого ступенів насоса геометричні розміри покривного диска і втулки основного диска пов'язані з режимними параметрами оптимальної подачі насоса і частоти обертання вала співвідношенням: 2 2 D0  dвт  K вх  3 Q г max n , Згідно з корисною моделлю, в робочих колесах проміжних і кінцевого ступенів насоса відношення радіуса скруглення покривного диска до його внутрішнього діаметра Rn/D0 виконане в інтервалі від 0,07 до 0,17, а значення коефіцієнта входу в робоче колесо складає від 4 до 6, при цьому кут лопаті β2 на виході з робочого колеса може бути виконаний в інтервалі від 20 до 25°. Виконання відношення радіуса скруглення покривного диска до внутрішнього діаметра покривного диска Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17 забезпечує мінімальне значення гідравлічних втрат в робочому колесі, що представляють втрати на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям і на тертя по довжині міжлопатевих каналів і, значить, максимальний гідравлічний коефіцієнт корисної дії, що є результатом підвищення економічності насоса. 1 UA 73904 U Забезпечення взаємозв'язку геометричних розмірів покривного диска і втулки основного диска з режимними параметрами оптимальної подачі насоса і частоти обертання його вала у вигляді співвідношення: 5 10 15 20 25 30 35 40 2 2 D0  dвт  K вх  3 Q г max , n де Kвх знаходиться в інтервалі від 4 до 6 при виконанні відношення Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17, забезпечує мінімальне значення гідравлічних втрат в робочому колесі, які складаються з втрат на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям і на удар на вхідних кромках лопатей, а значить максимальний гідравлічний коефіцієнт корисної дії, і, як наслідок, підвищення економічності насоса. Виконання кута β2 лопаті на виході з робочого колеса в інтервалі від 20 до 25° забезпечує збереження високої економічності при стабільній формі напірної характеристики ступеня насоса. Корисна модель, що заявляється, пояснюється кресленнями, на яких представлені: фіг. 1 - багатоступеневий відцентровий насос, подовжній розріз; фіг. 2 - робоче колесо, поперечний розріз; фіг. 3 - робоче колесо, подовжній розріз; фіг. 4 - графіки, що показують залежності відношень гідравлічних втрат в робочому колесі на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям до гідравлічних втрат при максимальному гідравлічному коефіцієнті корисної дії L1/L1ηгmах і гідравлічних втрат на тертя по довжині міжлопатевих каналів до гідравлічних втрат при максимальному гідравлічному коефіцієнті корисної дії L2/L2ηгmах від відношення радіуса покривного диска до внутрішнього діаметра покривного диска Rn/D0; фіг. 5 - графік, що показує залежність відношення суми гідравлічних втрат на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям і на тертя по довжині міжлопатевих каналів до суми гідравлічних втрат при максимальному гідравлічному коефіцієнті корисної дії ΣL12/ΣL12ηгmах від відношення радіуса покривного диска до внутрішнього діаметра покривного диска Rn/D0; фіг. 6 - графіки, що показують залежності відношень гідравлічних втрат в робочому колесі на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям до гідравлічних втрат при максимальному гідравлічному коефіцієнті корисної дії L1/L1ηгmах і гідравлічних втрат на удар на вхідних кромках лопатей до гідравлічних втрат при максимальному гідравлічному коефіцієнті корисної дії L3/L3ηгmах від коефіцієнта входу в робоче колесо при відношенні радіуса покривного диска до внутрішнього діаметра покривного диска Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17; фіг. 7 - графік, що показує залежність відношення суми гідравлічних втрат на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям і на удар на вхідних кромках лопатей до суми гідравлічних втрат при максимальному гідравлічному коефіцієнті корисної дії ΣL13/ΣL13ηгmах від коефіцієнта входу в робоче колесо Kвх при відношенні радіуса покривного диска до внутрішнього діаметра покривного диска Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17; фіг. 8 - графіки, що показують вплив кута лопаті β2 на виході з робочого колеса на характеристики ступеня: на безрозмірний коефіцієнт напору K н K н  gH / n 2  D 2 , де g 2 -1 прискорення вільного падіння, м/с; Н - напір ступеня, м; n - частота обертання вала насоса, с ; D2 - зовнішній діаметр робочого колеса, м) і відносну економічність η г/ηгmах ступеня насоса від 3 відносної подачі Q/Qnгmax, де Q - поточна подача, м /с; Qnгmax - подача при максимальному 3 гідравлічному коефіцієнті корисної дії (максимальній економічності), м /с. Багатоступеневий відцентровий насос містить вхідну кришку 1 (фіг. 1), напірну кришку 2, корпус у вигляді пакета секцій 3 з напрямними апаратами 4 і встановленими на валу 5 робочими колісьми 6 з лопатями 7 (фіг. 2), які в проміжних і кінцевому ступенях насоса встановлені під кутом р2 на виході з робочого колеса 6. Робочі колеса 6 мають основний диск 8 (фіг. 3) з втулкою 9 і покривний диск 10. При цьому відношення радіуса скруглення покривного диска 10 до внутрішнього діаметра покривного диска 10 Rn/D0 виконане в інтервалі від 0,07 до 0,17, а коефіцієнт входу в робоче колесо 6 Kвх складає 4-6. Вибрані значення Rn/D0 і Kвх підтверджуються результатами узагальнення розрахункових і експериментальних досліджень, виконаних у ВАТ "ВНДІАЕН". Представлені на фіг. 4 у вигляді двох кривих L1/L1ηгmах і L2/L2ηгmах залежність відносних гідравлічних втрат від відношення Rn/D0 і на фіг. 5 залежність суми відносних гідравлічних втрат ΣL12/ΣL12ηгmах від відношення Rn/D0  45 50 55 2   UA 73904 U 5 10 15 20 25 30 35 40 45 спільно ілюструють, що виконання відношення радіуса скруглення покривного диска до внутрішнього діаметра покривного диска Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17 забезпечує мінімальне значення суми відносних гідравлічних втрат на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальне і на тертя по довжині міжлопатевих каналів ΣL12/ΣL12ηгmах що забезпечує максимальний коефіцієнт гідравлічної дії і, відповідно, максимальний загальний коефіцієнт корисної дії. Значення відношення Rn/D0 менше 0,07 призводить до різкого збільшення відносних гідравлічних втрат L1/L1ηгmах на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям через збільшення швидкості перекачуваної рідини в зоні повороту при незначному зниженні відносних гідравлічних втрат L2/L2ηгmах на тертя по довжині міжлопатевих каналів. Значення відношення Rn/D0 більше 0,17 також призводить до різкого збільшення відносних гідравлічних втрат L2/L2ηгmах на тертя по довжині міжлопатевих каналів через збільшення протяжності міжлопатевих каналів при незначному зменшенні відносних гідравлічних втрат L1/L1ηгmах на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям. Представлена на фіг. 6 у вигляді двох кривих L1/L1ηгmах і L3/L3ηгmах залежність відносних гідравлічних втрат від коефіцієнта входу Kвх в робоче колесо 6 при відношенні Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17 і на фіг. 7 залежність суми відносних гідравлічних втрат ΣL13/ΣL13ηгmах від Kвх при виконанні Rn/D0 в інтервалі від 0,07 до 0,17 спільно ілюструють, що коефіцієнт входу Kвх в робоче колесо 6 в інтервалі від 4 до 6 забезпечує мінімальне значення суми відносних гідравлічних втрат у робочому колесі на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям і на удар на вхідних кромках лопатей ΣL13/ΣL13ηгmах, що, у свою чергу, забезпечує максимальний коефіцієнт гідравлічної дії і, відповідно, підвищення економічності насоса. При значеннях Kвх менше 4 спостерігається різке збільшення відносних гідравлічних втрат L1/L1ηгmах на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям внаслідок росту швидкості перекачуваної рідини в зоні повороту при незначному зниженні відносних гідравлічних втрат L3/L3ηгmах на удар на вхідних кромках лопатей. Значення Kвх більше 6 призводить до істотного росту відносних гідравлічних втрат L3/L3ηгmах на удар на вхідних кромках лопатей внаслідок збільшення кута атаки при незначному зниженні відносних гідравлічних втрат L1/L1ηгmах на поворот потоку в міжлопатевих каналах з осьового напряму в радіальний напрям. Вплив значення кута β2 лопаті 7 на виході з робочого колеса 6 на характеристики ступеня насоса підтверджено кривими 1-6, представленими на фіг. 8 і що показують залежності безрозмірного коефіцієнта напору Kн ступеня насоса і відносної економічності ηг/ηгmax ступеня насоса від відносної подачі Qг/Qгmax ступеня насоса при певних значеннях кута β2. Виконання кута β2 в інтервалі від 20 до 25° забезпечує отримання стабільної форми напірної характеристики ступеня насоса без западаючої ділянки на режимах малих подач при збереженні високої економічності (криві 1 і 2). Значення кута β2 менше 20° призводить до падіння економічності (крива 3) внаслідок збільшення гідравлічних втрат на тертя по довжині міжлопатевих каналів робочого колеса 6 при збереженні стабільної форми напірної характеристики ступеня насоса (крива 4). При значенні кута β2 більше 25° порушується стабільність форми напірної характеристики (крива 5) на режимах малих подач із-за виникнення інтенсивних вторинних токів в робочому колесі 6 при збереженні високої економічності (крива 6). Корисна модель дозволяє підвищити економічність багатоступеневого відцентрового насоса шляхом зменшення гідравлічних втрат в робочих колесах проміжних і кінцевого ступенів насоса. ФОРМУЛА КОРИСНОЇ МОДЕЛІ 50 55 1. Багатоступеневий відцентровий насос, що містить вхідну і напірну кришки, корпус у вигляді пакета секцій з напрямними апаратами і встановленими на валу робочими колісьми, які складаються з основного диска з втулкою і покривного диска з розташованими між ними лопатями, при цьому в робочих колесах проміжних і кінцевого ступенів насоса геометричні розміри покривного диска і втулки основного диска пов'язані з режимними параметрами оптимальної подачі насоса і частоти обертання вала наступним співвідношенням: 2 2 D0  dвт  K вх  3 Qг max n , де D0 - внутрішній діаметр покривного диска, м; 3 UA 73904 U dвт - діаметр втулки основного диска, м; Qг max - оптимальна подача насоса, що відповідає режиму максимального гідравлічного 3 5 10 коефіцієнта корисної дії (максимальній економічності), м /с; n - частота обертання вала насоса, об/хв; K вх - коефіцієнт входу в робоче колесо, який відрізняється тим, що в робочих колесах проміжних і кінцевого ступенів насоса відношення радіуса скруглення покривного диска до його внутрішнього діаметра Rn / D0 виконане в інтервалі від 0,07 до 0,17, а значення коефіцієнта входу в робоче колесо складає від 4 до 6. 2. Насос за п. 1, який відрізняється тим, що кут установки  2 лопатей на виході з робочих коліс проміжних і кінцевого ступенів складає від 20 до 25°. 4 UA 73904 U 5 UA 73904 U Комп’ютерна верстка В. Мацело Державна служба інтелектуальної власності України, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601 6