ОЦЕНКА УРОВНЯ КПД И КАВИТАЦИОННЫХ КАЧЕСТВ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Автор: В. А. Бендерович, Э. Д. Лунаци НПП «Насосы и уплотнения»
НПП «НАСОСЫ и УПЛОТНЕНИЯ» располагает методикой сравнения, пользуясь которой легко определить, насколько близки КПД и кавитационные качества центробежного насоса к наивысшему уровню этих показателей, достигнутому в самых удачных конструкциях на современном уровне технологии.
Зависимости, используемые в указанной методике, получены в результате обработки характеристик нескольких тысяч типоразмеров зарубежных и отечественных насосов (на основе работ Лунаци Э.Д., проведенных во ВНИИГидромаш в период с 1980 по 1985 годы).
При получении зависимостей использовался принцип построения огибающих, проводимых через опорные точки со значениями наиболее высоких достигаемых показателей. Вид огибающих согласуется с известными зависимостями потерь в насосах от коэффициента быстроходности и соответствует закону изменения потерь энергии в подобных насосах разных размеров (формула Муди).
На рис.1 в качестве примера, дана зависимость наивысшего достигнутого КПД от коэффициента быстроходности (ns) для консольных центробежных насосов с закрытым рабочим колесом и расчетным диаметром входа в колесо:
D0=4,5*(Q/n)1/3 ,где: Q (м3/с), n (об/мин).
Рис.1
Оценим КПД одного из распространенных насосов К90/85.
По характеристике насоса из каталога определим значения для оптимального режима.
Qопт=100 м3/ч, Hопт=80 м, n=2900 об/мин, Δhдопт=5,6 м, η=67%
Вычислим коэффициент быстроходности ns= 3,65*n*Q 1/2 /H3/4 =66,7
Вычислим D0= 95 мм (диапазон D0=80-100 мм)
Из рис.1 следует, что значение КПД для данного насоса на 9% ниже наивысшего достигаемого значения.
На графике (рис.2) даны значения КПД нескольких десятков зарубежных и отечественных консольных насосов одинаковых компоновок в зависимости от коэффициента быстроходности (ns) для диапазона размеров D0=80-100 мм. Видно, что КПД лишь немногих насосов приближается или лежит на кривой достигнутого уровня. Именно эти насосы следовало бы выбирать в качестве аналогов для проектирования новых насосов. Насос из примера относится к средним.
Коэффициент быстроходности (ns) вычисляется по следующей формуле:
3,65*n*(Qопт)1/2
ns = -----------------------------
(Hопт/i)3/4
где i - число ступеней насоса.
Рис.2
На рис.3 показан пример зависимости наивысшего уровня кавитационных качеств для насосов того же типа и диапазона размеров, что и на рис.1 и рис. 2. Зависимости также построены по принципу огибающих кривых.
Кавитационный коэффициент быстроходности (c –коэффициент Руднева С.С.) вычисляется для оптимального режима работы центробежного насоса, т.е. при подаче и напоре, которые соответствуют максимальному кпд насоса.
5,62*n*(Qопт) 1/2
c = ------------------------------
(∆h3%опт) 3/4
Данные для построения кривых, аналогичных показанным на рис 3, получены из характеристик насосов, КПД которых лежит на кривых наивысшего уровня или отстоит от них не более чем на 1%. Насосы с предвключенными устройствами здесь не рассматривались.
Рис.3
Указанный в примере насос имеет КПД на 9% ниже, чем наивысший для соответствующего размера D0 и коэффициента быстроходности (ns), и потому значение его с=750 фактически нельзя наносить на рис.3. Однако можно заключить, что при модернизации насоса с указанными в примере подачей и напором нужно стремиться к КПД= 75-76% (рис.2) и величине Δh3% =3 м, соответствующей Скр= 1600 (рис.3).
Пользуясь описанной выше методикой, можно из многих предлагаемых более обосновано выбрать самый экономичный насос, обеспечивающий снижение себестоимости продукции, которая вырабатывается с помощью насоса. Это облегчит проблемы энергоснабжения и энергосбережения. При этом не стоит забывать о надежности насоса (различные материалы, технология, качество сборки, обслуживание), а так же то, что насос работает в динамически изменяемой системе трубопроводов, задвижек, клапанов. Чем ближе характеристика системы будет к оптимальной зоне характеристики насоса, и большее количество времени насос будет работать в этой зоне, тем больше будет сэкономлено электроэнергии и тем больше будет ресурс работы насоса.
Применяя указанную методику к оценке рядов насосов различных отечественных и зарубежных фирм, мы убедились, что все изготовители имеют наряду с очень хорошими насосами явные «провалы» в некоторых типоразмерах.
Часто конструкторы насосов лишь интуитивно чувствуют, какие из машин следует усовершенствовать. Предлагаемая методика позволяет количественно оценить отставание каждого типоразмера и, в зависимости от спроса, определить очередность усовершенствования, возможную экономию от меньшого потребления электроэнергии, от снижения цены агрегата при использовании менее мощных электродвигателей и т.д. Уверенность в том, что высокие показатели уже достигнуты, позволяет с оптимизмом приступить к такой работе.
При анализе достигнутого КПД для градации насосов по размерам, начиная с А.И.Степанова до известного руководства «Европамп» «Достижимые КПД насосов со спиральным отводом», используется подача в оптимальном режиме. Если подходить формально, то один и тот же насос, испытанный с различными частотами вращения должен оказываться в различных категориях размеров и, соответственно, должен иметь различный уровень КПД. Однако нередко оптимальный КПД самых совершенных насосов, испытанных, например при 1450 об/мин и 3500 об/мин, практически не отличается.
Предложенный здесь критерий размера D0, обычно широко применяемый для кавитационных расчетов, устраняет это противоречие.
D0 совместно с ns приближенно определяет наружный диаметр рабочего колеса, что позволяет при анализе кавитационных качеств оперировать понятием «минимально достижимой относительной толщины стенки отливки (лопатки колеса)». Эта толщина связанна с технологическими возможностями литья и важна для выпуска насосов с высокими кавитационными качествами.В описанной выше постановке поиск насосов, одновременно наилучших и по КПД, и кавитационным качествам, осуществлен, насколько известно, впервые.
Существуют зависимости, которые позволяют выполнить описанный выше анализ по отношению к насосам с открытым рабочим колесом, конструкции «in-line» и с колесом двойного входа (тип «Д»). Каждая компоновка имеет присущие особенности баланса потерь и, соответственно, свои уровни максимально достижимого КПД при максимально возможных для этого КПД кавитационных качествах.
Графики сравнения, подобные показанным на рисунках, строились применительно к насосам с литыми деталями. Штампосварные конструкции тогда были мало распространены.
Анализ КПД и кавитационных качеств современных насосов, штампованных из полированного листа показывает применимость ранее полученных зависимостей и для таких насосов. Сравнения (правда нерегулярные) позволяют утверждать, что найденные зависимости полезны и при оценке КПД и кавитационных качеств многоступенчатых насосов, включая скважинные.
Усовершенствование проточных частей можно выполнять путем модельного пересчета наиболее удачных машин. При этом использование в качестве модели насоса с меньшим D0 обеспечит получение показателей, близких к наивысшим, для насоса с большим D0. Обратный пересчет не всегда приводит к успеху из-за невозможности получения лопаток той же относительной толщины.
Второй путь усовершенствования связан с компьтеризацией построения полей скоростей в каналах колеса и отвода. Используя классическую струйную теорию расчета течения и потерь в насосе, тем не менее, надо учитывать что вихреобразование не всегда приводит к снижению КПД насоса. Последовательно изменяя формы каналов, можно изменять вихревые зоны, управляя потерями.
На практике НПП «НАСОСЫ и УПЛОТНЕНИЯ» в качестве аналогов для проектирования новых насосов использует наилучшие проточные части, разработанные в течение последних десятилетий с последующей оптимизацией программами визуализации потока в рабочем колесе и корпусе насоса и последующими стендовыми испытаниями моделей.
Таким образом, описываемая выше методика оценки уровня КПД и кавитационных качеств центробежных насосов может применяться как инструмент подбора оптимального насоса (службами эксплуатации и снабжения насосов), а так же как методика определения различных коэффициентов размеров рабочих колес и отводов при проектировании новых насосов.
Примечание.
Соотношения коэффициента быстроходности (ns, nq, k) и кавитационного коэффициента быстроходности (с, Sq, nqs), которые используются в разных странах, приведены в таблице.
|
Россия |
Германия |
Великобритания, США |
|
3,65*n*(Qопт)1/2 |
n*(Qопт)1/2 |
2*3,1*4n/6*(Qопт)1/2 |
|
5,62*n*(Qопт) 1/2 c = ------------------------------ (∆h3%опт) 3/4 |
n*(Qопт) 1/2 Sq = ------------------------------ g*(∆hопт) 3/4 |
n*(Qопт) 1/2 nqs = ------------------------ (∆hопт) 3/4 |
где: n - частота вращения насоса (мин-1);
Qопт - подача насоса в оптимальном режиме (м3/с);
Hопт - напор насоса в оптимальном режиме (м);
Δhопт - кавитационный запас в оптимальном режиме (м);
i - число одинаковых ступеней насоса
g=9,81 - ускорение свободного падения (м/с2)
Для насосов двухстороннего всасывания (типа Д) подачу насоса необходимо разделить на два.
Для многоступенчатых насосов необходимо иметь в виду, что первая и последняя ступени могут отличаться от промежуточных ступеней.
Загляните в каталог, там вы найдете нужное оборудование
