Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* icon

Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова*




Скачати 208.58 Kb.
НазваОсевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова*
Дата16.07.2012
Розмір208.58 Kb.
ТипИсследование

УДК 510.67: 533.6


ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕЧЕНИЯ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
ОСЕВОГО НАСОСА С ЛОПАСТНОЙ СИСТЕМОЙ ТИПА НР



А. А. Евтушенко*, канд. техн. наук;
А. Н. Кочевский*; канд. техн. наук; Н. А. Федотова*;


А. Е. Щеляев**; В. Н. Коньшин **, канд. физ.-мат. наук

* Сумский государственный университет,

** ООО “ТЕСИС”, Москва


ВВЕДЕНИЕ

Осевые погружные насосы широко применяются в народном хозяйстве Украины, в частности, в составе насосных станций для орошения и осушения земель. В настоящее время эти станции комплектуются импортными насосами, так как собственное производство таких насосов в Украине отсутствует. В СССР такие насосы были разработаны около 30 лет назад и выпускались предприятиями “Уралгидромаш” и “Молдавгидромаш”, и качество конструкторских решений, использованных при их проектировании, не соответствует современному научно-техническому уровню.

Учитывая большой производственный и научно-технический потенциал Украины, представляется целесообразным наладить здесь собственное производство таких насосов. С этой целью на кафедре прикладной гидроаэромеханики СумГУ был проведен комплекс НИОКР, результатом чего стало создание усовершенствованной конструктивной схемы таких насосов, названной НР (направляющий аппарат – рабочее колесо) [1]. Было показано [2], что созданные насосы имеют меньшую себестоимость, требуют меньших эксплуатационных расходов и вместе с тем обеспечивают более высокий уровень КПД. А поскольку насосы этого типа часто имеют большую единичную мощность, КПД является одним из важнейших критериев их совершенства.

Новой научной идеей, воплощенной в конструкции этих насосов, является создание закрутки потока на входе в рабочее колесо, направленной навстречу вращению ротора, с помощью лопаток направляющего аппарата (эти лопатки одновременно являются опорами капсулы двигателя). Было установлено [3], что наличие закрутки перед рабочим колесом существенно влияет на характеристику насоса, изменяя ее форму и расширяя ее рабочий диапазон.

В данной статье представлены результаты дальнейших исследований, направленных на изучение влияния геометрических параметров проточной части насоса на структуру течения в ней и на его характеристики. Это позволит, в частности, установить минимально допустимое втулочное отношение на выходе из направляющего аппарата, при котором у втулки отсутствуют обратные токи, а также установить втулочное отношение рабочего колеса, обеспечивающее наиболее высокий уровень КПД.

Для проведения расчетного исследования был выбран программный пакет CFX (http://www-waterloo.ansys.com/cfx/), поскольку этот пакет, по результатам проведенного литературного обзора [4], является одним из наиболее совершенных средств моделирования и расчета течений в гидромашинах. Экспериментальные характеристики насосов были получены путем проведения стандартных испытаний. Кроме того, на различных по подаче режимах было проведено зондирование потока за рабочим колесом с помощью 5-канального зонда, что позволило получить экспериментальные эпюры скоростей.


^ ОПИСАНИЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ

Объект исследования. Для проведения экспериментального исследования был сконструирован модельный насос, проточная часть которого представлена на рис. 1. Проточная часть включала в себя направляющий аппарат, рабочее колесо и отводящий конический диффузор.

Направляющий аппарат (рис. 2) образован пятью цилиндрическими лопатками толщиной 4 мм с плоским начальным участком длиной 15 мм. Радиус цилиндрической поверхности, на которой рихтовалась лопатка, – 60 мм, угол охвата – 84°, т.е. входная кромка лопатки была установлена под нулевым углом к потоку, а выходная – почти перпендикулярно к нему.



^ Рисунок 1 – Проточная часть исследуемого модельного насоса с лопастной системой типа НР









^ Рисунок 2 – Направляющий аппарат, рабочее колесо и отводящий диффузор (фото)


Диаметр секции рабочего колеса составлял 180 мм. Каждое из испытанных рабочих колес имело по 4 лопасти, спроектированные по методу Вознесенского – Пекина [5] на условия осевого выхода и постоянства момента скорости потока перед рабочим колесом. Рабочие колеса различались втулочным отношением đвт (отношением диаметра втулки колеса к наружному диаметру) – соответственно 0,5; 0,39 и 0,28. Первые два колеса были спроектированы, исходя из меридиональной проекции для первого колеса и, таким образом, имели одинаковые профили лопастей, третье колесо было спроектировано, исходя из собственной меридиональной проекции.

Отводящий диффузор конической формы со степенью расширения 1,72 имел угол раскрытия 24°. Согласно результатам работы [6] в исследуемом насосе именно при таком угле потери энергии в диффузоре минимальны.

Методы исследования. Экспериментальные характеристики насоса определялись путем проведения стандартных энергетических испытаний. Исследование структуры потока за рабочим колесом проводилось путем зондирования потока с помощью 5-канального зонда. Сечение зондирования располагалось непосредственно за лопастями рабочего колеса (рис. 1). Разность в определении расхода, измеренного с помощью диафрагмы и вычисленного по результатам зондирования, не превышала 6%. Описание методики зондирования и формулы вычисления расхода приведены в работе [7].


^ ОПИСАНИЕ РАСЧЕТНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ

Для проведения расчетного исследования был использован программный пакет CFX. Процедура подготовки исходных данных, выполнения расчета и анализа результатов описана ниже.

CFX-BladeGen. Для построения твердотельной модели элементов проточной части был использован программный продукт CFX-BladeGen. Отдельно выполнялось построение модели направляющего аппарата, отдельно – рабочего колеса (вместе с отводящим диффузором). Интерфейс CFX-BladeGen позволил удобно внести все данные с теоретического чертежа рабочего колеса. Лопасть рабочего колеса задавалась по чертежам профилей, получаемых при сечении лопасти цилиндрическими поверхностями различного радиуса. Окно программного продукта CFX-BladeGen представлено на рис. 3.





Рисунок 3 – Окно программного продукта CFX-BladeGen


В окне представлена геометрическая модель рабочего колеса с втулочным отношением 0.39. Зависимости в нижней части рисунка (распределение углов и толщины лопасти вдоль хорды лопасти) относятся к профилю, расположенному вблизи втулки.


CFX-BladeGenPlus. После построения твердотельных моделей направляющего аппарата и рабочего колеса в них был выполнен расчет течения с помощью программного продукта CFX-BladeGenPlus. Этот программный продукт имеет простой интуитивно понятный интерфейс, что позволяет работать с ним инженеру, не имеющему специальных знаний в области вычислительной гидромеханики.

Перед проведением расчета течения в CFX-BladeGenPlus выполняется построение неструктурированной расчетной сетки с ячейками в виде тетраэдров. Мы использовали расчетную сетку, содержащую около
240 тыс. узлов. В качестве исходных данных задаются свойства жидкости, подача, частота вращения и профиль скорости на входе. При расчете течения в направляющем аппарате мы полагали, что поток на входе – незакрученный, с постоянной по сечению скоростью. При расчете течения в рабочем колесе мы задавали на входе в рабочее колесо эпюры скорости, полученные по результатам зондирования потока за направляющим аппаратом (вернее, за рабочим колесом со снятыми лопастями – эпюры рис. 5).

В результате расчета мы получали распределение скоростей и давления во всем пространстве внутри элемента проточной части, а также интегральные параметры течения: осевую силу и крутящий момент на лопастях, кроме того, для направляющего аппарата – коэффициент потерь, для рабочего колеса – напор, потребляемую мощность и КПД. Формулы расчета этих параметров доступны для редактирования пользователем.

Заметим, что программный продукт CFX-BladeGenPlus, являясь очень удобным средством для быстрого анализа течения, имеет ограниченные возможности. Этот программный продукт позволяет рассчитывать течение лишь в отдельно взятых элементах проточной части, что не позволяет отслеживать многие физические эффекты. В нем реализована лишь алгебраическая модель турбулентной вязкости, что ограничивает точность получаемых результатов. Наконец, в нем отсутствует возможность моделирования течений при наличии твердых частиц и/или газовой фазы, теплопередачи и прочих особенностей, требующих привлечения дополнительных математических моделей – для таких задач необходимо использовать CFX-TASCflow.

CFX-TurboGrid. Перед выполнением расчета течения в CFX-TASCflow необходимо построить расчетную сетку. Удобным средством построения расчетной сетки в лопастных элементах проточной части является программный продукт CFX-TurboGrid. Этот программный продукт в качестве исходных данных принимает файлы, созданные в CFX-BladeGen, и сохраняет построенную расчетную сетку в формате, требуемом для CFX-TASCflow. CFX-TurboGrid строит структурированные расчетные сетки, ячейки которых представляют собой параллелепипеды.

Расчетная область, соответствующая отдельному элементу проточной части (направляющему аппарату или рабочему колесу), разбивается на блоки (подобласти) согласно выбираемой пользователем топологии разбивки. После выбора топологии пользователь вручную корректирует положение подобластей, законы сгущения узлов будущей расчетной сетки вдоль различных контрольных линий, положения контрольных точек согласно рекомендациям, указанным в руководстве пользователя CFX-TurboGrid [8]. Каждая из реализованных в CFX-TurboGrid топологий разбивки наиболее подходит для определенного класса лопастных систем, обеспечивая возможность построения высококачественной расчетной сетки, скошенность ячеек которой минимальна.

В нашем исследовании мы использовали следующие топологии разбивки расчетной сетки: для направляющего аппарата – High Stagger Blade Template (шаблон для лопаток, поворачивающих поток на большой угол), для рабочего колеса – Single Block Grid Template (одноблочный сеточный шаблон). Полученные расчетные сетки представлены на рис. 4.

Диагностика построенной расчетной сетки в направляющем аппарате: общее число ячеек – 120 тыс., минимальный угол – 20,0, максимальный угол – 163,8. Расчетная сетка в рабочем колесе с đвт = 0,39: общее число ячеек – 130 тыс., минимальный угол – 24.2, максимальный угол – 156,4. Таким образом, качество построенных расчетных сеток достаточно хорошее для выполнения расчета.





Рисунок 4 – Расчетная сетка в направляющем аппарате (слева) и рабочем колесе (справа) – показана лишь сетка, лежащая на средней поверхности тока в одном из межлопастных каналов


CFX-TASCflow. Для выполнения дальнейших действий был использован программный продукт CFX-TASCflow.

Прежде всего, выполняется компоновка единой расчетной области из отдельных областей, соответствующих направляющему аппарату и рабочему колесу (вместе с отводящим диффузором). Соответствующие расчетные сетки, построенные в CFX-TurboGrid (рис. 4), склеиваются, образуя общую расчетную сетку. На поверхности интерфейса между направляющим аппаратом и рабочим колесом мы использовали условие сопряжения Stage Averaging (осреднение по окружности, см. [4, 9]). Таким образом, на этой поверхности параметры потока осреднялись в окружном направлении.

В данном исследовании мы использовали стандартную k? модель турбулентности с масштабируемыми пристеночными функциями. Описание этой модели и дополнительные ссылки приведены в работе [4], а также [9].

В качестве исходных данных для выполнения расчета, так же, как и в CFX-BladeGenPlus, мы задавали свойства жидкости, подачу и частоту вращения. Течение на входе в направляющий аппарат мы полагали незакрученным, с постоянной по сечению скоростью. Для уравнений, моделирующих турбулентность, мы задали обычный уровень турбулентности на входе (изменение этого параметра в широких пределах почти не сказывается на результатах расчета). Мы задали нулевую шероховатость стенок проточной части. Кроме того, для простоты мы задали нулевой зазор между лопастями рабочего колеса и статором.


^ РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕЧЕНИЯ
ЗА НАПРАВЛЯЮЩИМ АППАРАТОМ

На рис. 5 приведено сопоставление результатов расчета скоростей в сечении за направляющим аппаратом, полученных с помощью CFX-BladeGenPlus, с экспериментальными результатами (сечение зондирования было тем самым, вместо рабочих колес устанавливались втулки такой же формы, но без лопастей). Экспериментальные результаты рис. 5 ранее были опубликованы в работе [10]. Распределения осевой Vz и окружной Vu скорости отнесены к средней по сечению осевой скорости.








Рисунок 5 – Эпюры расходной (слева) и окружной (справа) составляющих скорости:
маркеры, соединенные тонкими линиями – эксперимент:
■ – рабочее колесо с втулочным отношением 0.5, ● – 0.39, ▲ – 0.28;
жирные линии без маркеров – расчет: сплошная бледная линия – CFX- BladeGenPlus



Как можно видеть, отрыв потока при всех исследованных втулочных отношениях отсутствует. Распределение окружной скорости приблизительно соответствует закону постоянного момента скорости,
Vu r = const. Расчетные и экспериментальные эпюры скорости качественно совпадают, несколько различаясь количественно. Интенсивность закрутки, полученная расчетным путем, превосходит экспериментальные значения.

Для проверки сеточной независимости решения данное течение было рассчитано, используя расчетные сетки в 120 тыс., 240 тыс. и 480 тыс. ячеек. Максимальное различие в локальных значениях скоростей не превышало 5% от средней по сечению осевой скорости.


^ ХАРАКТЕРИСТИКА НАСОСА И СТРУКТУРА ТЕЧЕНИЯ
ЗА РАБОЧИМ КОЛЕСОМ НА РАЗЛИЧНЫХ ПО ПОДАЧЕ РЕЖИМАХ

Сопоставление по теоретическому напору рабочего колеса. Для начала мы сопоставили с экспериментальной характеристикой насоса расчетную характеристику, полученную с помощью программного продукта CFX-BladeGenPlus. Напомним, что этот программный продукт позволяет исследовать течение лишь в отдельно взятом элементе проточной части, в частности, рабочем колесе. А экспериментальную характеристику мы получили для проточной части в целом. В связи с этим мы проводим сопоставление результатов по теоретическому напору, выдаваемому рабочим колесом.

Это сопоставление, приведенное на рис. 6, свидетельствует о хорошем согласовании результатов.





Рисунок 6 – Зависимость теоретического напора от подачи для исследованных колес:
маркеры, соединенные тонкими
линиями, – эксперимент:
■ – рабочее колесо с втулочным отношением 0.5,
● – 0.39, ▲ – 0.28;
жирная бледная линия без маркеров –
расчет, CFX-BladeGenPlus,
жирная штрихпунктирная линия без маркеров – расчет, CFX-TASCflow




Теоретический напор, подсчитанный с помощью CFX-BladeGenPlus, отличался от определенного экспериментально в среднем на 10% по всему исследованному диапазону подач рассматриваемых рабочих колес. Максимальное расхождение результатов составило около 20%. Еще ближе к экспериментальным результатам оказался теоретический напор, подсчитанный с помощью CFX-TASCflow.

Сопоставление по характеристикам проточной части в целом.
На рис. 7 приводится сопоставление расчетной и экспериментальной рабочих характеристик проточной части насоса. Расчет течения с помощью CFX-TASCflow проводился для тех же подач, на которых выполнялось зондирование потока. Можно видеть, что для всего исследованного диапазона подач рассматриваемых рабочих колес характеристики хорошо согласуются друг с другом качественно, а в большинстве случаев наблюдается и хорошее количественное согласование.

На рис. 7 приведена также энергетическая характеристика рабочего колеса, полученная с помощью CFX-BladeGenPlus. Полученные значения КПД представляются правдоподобными и хорошо согласуются с КПД рабочего колеса, выдаваемыми CFX-TASCflow (на рисунке не показаны).

О самих характеристиках можно сказать следующее. Как можно видеть, в данном осевом насосе по мере увеличения подачи напор убывает, а мощность – возрастает, что является типичным для центробежных насосов. По мере увеличения втулочного отношения рабочего колеса его характеристика становится все более вытянутой вдоль оси подачи. Наиболее высокий КПД зафиксирован при втулочном отношении рабочего колеса, равном 0,39; при этом, правда, диапазон подач с высоким уровнем КПД оказался наиболее узким. Наибольшая потребляемая мощность также имела место при втулочном отношении рабочего колеса, равном 0,39.

Максимальный КПД, достигнутый с каждым из перечисленных рабочих колес, по экспериментальным данным составляет соответственно 70%, 73% и 67%, по расчетным данным – 68%, 67% и 62%. Согласно эксперименту максимальный КПД для рабочего колеса с đвт = 0,5 достигается на режиме 3, для колеса с đвт = 0,39 – на режиме 4, а для колеса с đвт = 0,28 – на режиме 5. Согласно расчету максимальный КПД для всех рабочих колес имеет место на режиме 5.

Напомним, что лопастная система данного насоса проектируется таким образом, чтобы на номинальной подаче закрутка потока за колесом отсутствовала. Направляющий аппарат придает потоку значительную отрицательную закрутку из расчета постоянного по сечению момента скорости. Этот момент скорости возрастает до нуля при прохождении потоком рабочего колеса, в результате чего создается напор. Если подача насоса больше номинальной, поток полностью не раскручивается в рабочем колесе и сохраняет направление закрутки навстречу вращению ротора. Если подача меньше номинальной, поток перекручивается в рабочем колесе в направлении вращения ротора. Соответствующие векторы скоростей потока в абсолютном движении, полученные расчетом в CFX-TASCflow, показаны на рис. 8. По мере удаления от номинальной подачи поток входит в отводящий диффузор все более закрученным.







Рабочее колесо с втулочным отношением 0,5, исследованные режимы:

1 – KQ = 0,99; 
2 – KQ = 0,81; 
3 – KQ = 0,71; 
4 – KQ = 0,62; 
5 – KQ = 0,46; 
6 – KQ = 0,19.






Рабочее колесо с втулочным отношением 0,39, исследованные режимы:

1 – KQ = 0,93; 
2 – KQ = 0,76; 
3 – KQ = 0,70; 
4 – KQ = 0,62; 
5 – KQ = 0,46; 
6 – KQ = 0,21.






Рабочее колесо с втулочным отношением 0.28, исследованные режимы:

1 – KQ = 0.76; 
2 – KQ = 0.62; 
3 – KQ = 0.54; 
4 – KQ = 0.43; 
5 – KQ = 0.34; 
6 – KQ = 0.18.


Рисунок 7 – Напорная, мощностная и энергетическая характеристики насоса:
тонкие линии – эксперимент – характеристики, полученные по стандартной методике;
закрашенные маркеры – эксперимент – режимы, на которых проводилось зондирование;
■ – рабочее колесо с втулочным отношением 0.5, ● – 0.39, ▲ – 0.28;
незакрашенные маркеры – расчет, CFX-TASCflow;
жирная бледная линия – КПД рабочего колеса, расчет, CFX-BladeGenPlus




^ Рисунок 8 – Векторы скоростей потока в проточной части насоса

на режиме 1 (слева) и 5 (справа)


Сопоставление по эпюрам скорости за рабочим колесом. На рис. 9 приведено сопоставление результатов расчета эпюр скоростей за рабочим колесом с помощью CFX-TASCflow с результатами зондирования потока. Эпюры расходной Vz и окружной Vu скоростей для каждого колеса отнесены к средней расходной скорости на номинальной подаче для этого же колеса. Безразмерная окружная скорость на втулке, вращающейся вместе с рабочим колесом, составляет для перечисленных колес соответственно 1,31; 1,21 и 1,12.

Экспериментальные результаты на режимах 2, 3 и 4, приведенные на рис. 9, ранее были опубликованы в работе [10]. Расчетные результаты, получаемые с помощью CFX-BladeGenPlus, существенно отличаются от экспериментальных, и мы их здесь не приводим. Согласно этим расчетным результатам эпюры скоростей на всех режимах получаются примерно постоянными по сечению. Это обусловлено тем, что для надлежащего прогнозирования эпюр скорости важно рассчитывать течение во всей проточной части в целом, а CFX-BladeGenPlus это сделать не позволяет.

Можно видеть, что результаты расчета с помощью CFX-TASCflow в основном совпадают с экспериментальными результатами качественно, верно отслеживая тенденции в перестройке потока, и неплохо совпадают количественно. Существенные расхождения наблюдаются в основном для рабочего колеса с đвт = 0,28, а также при очень малых подачах, поскольку в этих случаях за колесом имеет место наибольшая закрутка потока. Для достижения более высокой точности расчета в этих случаях целесообразно использовать более сложные модели турбулентности.

О самих эпюрах скорости можно сказать следующее.

^ Режим 1 Имеет место большая остаточная закрутка потока, созданная направляющим аппаратом. Поток заметно прижат к периферии, особенно за рабочим колесом с đвт = 0,28, за которым наблюдается обширная застойная зона.

Режим 2 Поток, закрученный направляющим аппаратом, на этом режиме после прохождения рабочего колеса также полностью не раскручен, для всех трех рабочих колес окружная скорость Vu < 0. Эпюра расходной скорости за каждым из трех колес заметно прижата к периферии, при этом за рабочим колесом с đвт = 0,5 она наиболее равномерна по сечению, а рабочим колесом с đвт = 0,28 – наиболее деформирована.

Режим 3 Закрутка потока за рабочим колесом на этом режиме наиболее близка к нулю. Пик расходной скорости у наружной стенки канала, имевший место на предыдущем режиме, на этом режиме выражен слабее. Вместе с тем отмечается пик расходной скорости у втулки, наиболее выраженный за рабочим колесом с đвт = 0,5, и едва намечающийся (согласно экспериментальным результатам) – за рабочим колесом с đвт = 0,28.

Режим 4 Поток, закрученный направляющим аппаратом, на этом режиме после прохождения рабочего колеса перекручен в направлении вращения ротора, для всех трех рабочих колес Vu > 0. Пик расходной скорости у наружной стенки канала на этом режиме полностью сглажен за рабочим колесом с đвт = 0,5 (согласно экспериментальным результатам), но все еще резко выражен за рабочим колесом с đвт = 0,28. Поток за рабочим колесом с đвт = 0,5 сильно прижат к втулке, а за рабочим колесом с đвт = 0,28 на этом режиме отсутствует застойная зона у втулки, имевшая место на предыдущих режимах (правда, расчетом это не подтверждается). За рабочим колесом с đвт = 0,39 пики расходной скорости у наружной стенки и у втулки примерно одинаково велики (расчетом отслеживается тенденция к выравниванию пиков).

Режим 5 Имеет место большая закрутка потока в направлении вращения ротора, при этом окружная скорость почти постоянна по сечению. Эпюра расходной скорости имеет резко выраженный пик вблизи втулки (за исключением рабочего колеса с đвт = 0,28).

Режим 6 По сравнению с предыдущим режимом интенсивность закрутки потока усилилась, а эпюра окружной скорости оказалась прижатой к периферии. Кардинально изменился вид эпюры расходной скорости - она также оказалась прижатой к периферии. Картина течения стала близкой к вращению по закону твердого тела.


Режим 1 (самая большая подача, напор близок к нулю):





Рисунок 9 – Эпюры расходной (слева) и окружной (справа) составляющих скорости
за рабочим колесом: маркеры, соединенные тонкими линиями, – эксперимент:
■ – рабочее колесо с втулочным отношением 0,5, ● – 0,39, ▲ – 0,28;
жирная штрихпунктирная линия без маркеров – расчет, CFX-TASCflow




Режим 2 (правая граница рабочего диапазона):







Рисунок 9 лист 2

Режим 3 (середина рабочего диапазона):







^ Режим 4 (левая граница рабочего диапазона):



Рисунок 9 лист 3





Режим 5 (малая подача, соответствует режиму правее “ямы”):





Рисунок 9 лист 4



Режим 6 (самая малая подача, соответствует режиму левее “ямы”):







Рисунок 9 лист 5


Заметим, что на напорной характеристике проточной части насосов (рис. 6) между режимами 5 и 6 имеется “яма” (диапазон подач, характеризуемый пониженным напором и неустойчивым режимом течения в насосе). Видимо, наличие “ямы” как раз и объясняется перестройкой течения в проточной части насоса. На подачах правее “ямы” эпюра скорости за рабочим колесом прижата к втулке, а на подачах левее “ямы” – к периферии. Дальше по потоку эпюра скорости под действием трения постепенно выравнивается, принимая, в конце концов, характерный для турбулентного течения в трубе логарифмический профиль. Процесс выравнивания эпюры скорости можно представить как суперпозицию течения с постоянной по сечению эпюрой скорости и вихревого течения, тормозящего быстро движущиеся слои жидкости и ускоряющего медленно движущиеся слои (рис. 10). В таком представлении при изменении режима работы насоса с 5 на 6 в меридиональном сечении проточной части насоса происходит изменение направления вращения вихря, выравнивающего эпюру осевой скорости за рабочим колесом. Этим и объясняется неустойчивость работы насоса на подачах в пределах “ямы”: указанный вихрь вращается то в одну, то в другую сторону.





^ Рисунок 10 – Схема течения за рабочим колесом на режиме 6 (левее ямы – слева)
и 5 (правее ямы – справа); закрашенные фигуры выражают эпюры осевой скорости



В рабочем колесе с đвт = 0,28 поток жидкости прижат к периферии во всем диапазоне подач (рис. 9). Соответственно на напорной характеристике насоса с этим колесом яма отсутствует (рис. 7).


ВЫВОДЫ

По результатам проведенного исследования обнаружено хорошее согласование результатов, полученных с помощью программного пакета CFX, с экспериментальными результатами, за исключением режимов с сильной закруткой потока. А именно, для CFX-BladeGenPlus получено хорошее согласование по характеристикам насоса и распределению скоростей за направляющим аппаратом, для CFX-TASCflow – по характеристикам насоса и распределению скоростей за рабочими колесами.

В частности, было установлено следующее:

- при втулочном отношении за направляющим аппаратом, равном 0,28, обратное течение за направляющим аппаратом данной конструкции все еще отсутствует;

- закрутка потока за рабочим колесом сильно зависит от подачи насоса: на подачах, превышающих оптимальную по КПД, за рабочим колесом сохраняется остаточная закрутка, созданная направляющим аппаратом навстречу вращению ротора; на малых подачах рабочее колесо перекручивает поток в направлении вращения ротора;

- форма эпюры осевой скорости за рабочим колесом также существенно зависит от подачи: на больших подачах поток жидкости прижат к периферии; по мере уменьшения подачи до режима правее “ямы” на напорной характеристике поток постепенно отжимается от периферии и прижимается к втулке; на очень малых подачах (левее “ямы”) поток сильно прижат к периферии;

- форма эпюры осевой скорости за рабочим колесом также зависит от втулочного отношения рабочего колеса: при втулочном отношении 0,28 поток прижат к периферии во всем диапазоне подач;

- форма напорной и мощностной характеристик, полученных в данном осевом насосе с большой отрицательной закруткой на входе, является типичной для центробежных насосов (по мере увеличения подачи напор убывает, а мощность возрастает);

- по мере увеличения втулочного отношения рабочего колеса его характеристика становится все более вытянутой вдоль оси подачи;

- наиболее высокий КПД (эксперимент – 73%, расчет – 68%) зафиксирован при втулочном отношении рабочего колеса, равном 0,39 (эксперимент; расчет – 0,5); при этом, правда, диапазон подач с высоким уровнем КПД оказался наиболее узким;

- наибольшая потребляемая мощность также имела место при втулочном отношении рабочего колеса, равном 0,39 (эксперимент; расчет – 0,5);

- в насосах с втулочным отношением рабочих колес 0,5 и 0,39 на напорной и мощностной характеристиках отмечалась резко выраженная “яма”; при втулочном отношении 0,28 эта яма отсутствовала;

- по данным эксперимента, в насосе с втулочным отношением рабочего колеса, равном 0,5, наиболее высокий КПД зафиксирован примерно при нулевой закрутке за рабочим колесом; при втулочном отношении 0,28 наивысший КПД зафиксирован при большой положительной закрутке за рабочим колесом, что соответствует значительно меньшей подаче; по данным расчета в CFX-TASCflow, для всех рабочих колес наивысший КПД зафиксирован при большой положительной закрутке за колесом.


SUMMARY


The article describes research of fluid flow inside an axial-flow pump that includes guide vanes, impeller and discharge diffuser. The article also presents the performance curves and velocity distributions behind the impeller obtained by computational and experimental ways at different capacities. The computational results were obtained using the software tools CFX-BladeGenPlus and CFX-TASCflow, the experimental velocity graphs were obtained by probing of the flow. The authors have researched 3 impellers with different hub ratio. Good correspondence of results, both for performance curves and velocity graphs, was obtained for most of the considered cases.


^ СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Гусак А. Г., Евтушенко А. А. О целесообразности и принципах создания типоразмерного ряда погружных моноблочных насосов со схемой проточной части “направляющий аппарат – рабочее колесо” // Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты. Теория, расчет, конструирование: Темат. сб. науч. тр. / Отв. ред. И. А. Ковалев. – К.: ИСИО, 1994. – С. 141–149.

  2. Гусак А. Г. Совершенствование проточных частей погружных моноблочных насосных агрегатов высокой быстроходности / Автореф. дисс… канд. техн. наук. – Сумы: СумГУ, 1997. – 21 с.

  3. Бурлака В. Б., Гусак А. Г., Евтушенко А. А. Влияние момента скорости потока перед рабочим колесом на напорную и энергетическую характеристики осевого насоса
    // Вестник НТУУ "КПИ". – Киев, 1999. – Вып. 36. - Т. 1. – C. 226-233.

  4. Кочевский А. Н., Неня В. Г. Современный подход к моделированию и расчету течений жидкости в лопастных гидромашинах // Вестник СумГУ. – Сумы, 2003. – № 13 (59). – С. 195-210.

  5. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. – М.: Машиностроение. –
    364 с.

  6. Кочевський О. М. Оптимізація геометричних параметрів відвідних пристроїв насосів високої швидкохідності з лопатевою системою типу НР / Дисс… канд. техн. наук. – Суми: СумДУ, 2001. – 195 с.

  7. Кочевский А. Н., Кочевский Н. Н. Экспериментальное исследование структуры потока за рабочим колесом осевых насосов // Вестник СумГУ. – Сумы, 2001. – № 9 (30) –
    10 (31) – С. 171–179.

  8. CFX-TurboGrid Software Documentation. User Manual. Version 1.6. – 2001. – 180 p.

  9. CFX-TASCflow Computational Fluid Dynamics Software. Theory Documentation. Version 2.11. – 2001. – 342 p.

  10. Евтушенко А. А., Федотова Н. А., Кочевский А. Н. Экспериментальное исследование структуры потока в меридиональной проекции рабочего колеса насоса с лопастной системой типа НР // Вестник НТУУ "КПИ". – Киев, 2002. – Вып. 42, Т. 2. –
    C. 170-174.


Поступила в редакцию 6 сентября 2004г

Схожі:

Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconГосударственный стандарт союза сср конструкции и изделия железобетонные радиационный метод определения толщины защитного слоя бетона, размеров и расположения
Л. Г. Родэ, канд техн наук; В. А. Клевцов, д-р техн наук; Ю. К. Матвеев; И. С. Лифанов; В. А. Воробьев, д-р техн наук; Н. В. Михайлова,...
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconТурбомашины для перекачивания газожидкостных смесей евтушенко А. А., канд техн наук, доц.; Колисниченко Э. В., асп.; Сапожников С. В., канд техн наук
Евтушенко А. А., канд техн наук, доц.; Колисниченко Э. В., асп.; Сапожников С. В., канд техн наук
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconСтроительные нормы и правила отопление, вентиляция и кондиционирование сниП 04. 05-91*
Ссср (д-р техн наук Е. Е. Карпис, М. В. Шувалова), вниипо мвд СССР (канд техн наук И. И. Ильминский), мниитэп (канд техн наук М....
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconПо делам строительства москва разработан министерством промышленности строительных материалов СССР исполнители
В. А. Лопатин, канд техн наук; Н. Н. Бородина, канд техн наук; Т. А. Мелькумова; В. И. Голикова; Л. Г. Грызлова, канд техн наук;...
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconГосударственный стандарт союза сср трапы чугунные эмалированные технические условия гост 1811-81
О. П. Михеев, канд техн наук (руководитель темы); В. И. Фельдман, канд техн наук; В. И. Горбунов, канд техн наук
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconГосударственный стандарт союза сср трубы чугунные канализационные и фасонные части к ним сортамент гост 6942. 1-80
О. П. Михеев, канд техн наук (руководитель темы); В. И. Фельдман, канд., техн наук; В. Н. Бехалов, канд техн наук
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconГосударственный стандарт союза сср трубы чугунные канализационные и фасонные части к ним отступы конструкция и размеры гост 6942. 11-80
О. П. Михеев, канд техн наук (руководитель темы); В. И. Фельдман, канд., техн наук; В. Н. Бехалов, канд техн наук
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconТрубы чугунные канализационные и фасонные части к ним. Крестовины прямые со смещенной осью отвода конструкция и размеры гост 6942. 19-80
О. П. Михеев, канд техн наук (руководитель темы); В. И. Фельдман, канд техн наук; В. Н. Бехалов, канд техн наук
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconГосударственный стандарт союза сср трубы чугунные канализационные и фасонные части к ним. Ревизии конструкция и размеры гост 6942. 24-80
О. П. Михеев, канд техн наук (руководитель темы); В. И. Фельдман, канд техн наук; В. Н. Бехалов, канд техн наук
Осевого насоса с лопастной системой типа нр а. А. Евтушенко*, канд техн наук; А. Н. Кочевский*; канд техн наук; Н. А. Федотова* iconГосударственный стандарт союза сср трубы чугунные канализационные и фасонные части к ним. Муфты конструкция и размеры гост 6942. 22-80
О. П. Михеев, канд техн наук (руководитель темы); В. И. Фельдман, канд техн наук; В. Н. Бехалов, канд техн наук
Додайте кнопку на своєму сайті:
Документи


База даних захищена авторським правом ©zavantag.com 2000-2013
При копіюванні матеріалу обов'язкове зазначення активного посилання відкритою для індексації.
звернутися до адміністрації
Документи