автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Оптимизация режимов работы центробежных насосов при экстремальных нагрузках

На правах рукописи

ОВЧИННИКОВ Николай Петрович

ОПТИМИЗАЦИЯ РЕЖИМОВ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ ПРИ ЭКСТРЕМАЛЬНЫХ НАГРУЗКАХ

Специальность 05.05.06 - Горные машины

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

7 НОЯ 2013

Иркутск - 2013

005537178

Работа выполнена на кафедре «Горные машины» ФГАОУ ВПО «Северо-Восточный федеральный университет» им. М.К. Аммосова

Научный руководитель: Викулов Михаил Александрович,

доктор технических наук, профессор, зав. кафедрой горных машин ФГАОУ ВПО «Северо-Восточный федеральный университет» им. М.К. Аммосова.

Официальные оппоненты: Ишков Александр Михайлович,

доктор технических наук, профессор, зав. отделом ритмологии и эргономики северной техники ЯНЦ СО РАН;

Пятаков Виктор Георгиевич,

доктор технических наук, начальник отдела гидротехнических сооружений и разработки россыпных месторождений ОАО «Иргиредмет», г. Иркутск.

Ведущая организация: ОАО «Алмазы Анабара»

Республика Саха (Якутия), г. Якутск

Защита состоится 26 ноября 2013 г. в 12:00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.073.04 в ФГБОУ ВПО «Иркутский государственный технический университет» по адресу: 664074, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83, корпус «К», конференц-зал.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Иркутский государственный технический университет».

Отзывы на автореферат (два экземпляра, заверенные организацией) направлять в адрес диссертационного совета:

664074, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83, Д 212.073.04 e-mail: ds04@istu.edu; факс: (3952) 40-58-69. Автореферат разослан: 24.10.2013 г.

И.о. ученого секретаря

диссертационного совета, ( Беляев

доктор технических наук, ^ Александр Евгеньевич

профессор

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Горнодобывающая промышленность является базой промышленного потенциала страны, во многом определяющей экономические показатели других отраслей. Увеличение объема горных работ неизбежно связано с освоением новых территорий Северо-Востока России, характеризуемых жесткими природно-климатическими и горнотехническими условиями. В приведенных районах, в частности в Якутии, прослеживается положительная динамика в разработке россыпных месторождений.

Важным элементом эффективной работы технологического оборудования горнодобывающих предприятий, ведущих горные работы на россыпных месторождениях, является безаварийная работа центробежных насосов двухстороннего действия (типа «Д»), широко используемых при промывке метало- и алмазоносных песков и водоотведении. Практика показывает, что насосы типа «Д» также хорошо себя зарекомендовали в системах водоснабжения промышленных предприятий других отраслей и муниципальных образований страны.

Специфичность использования насосов типа «Д» промышленными предприятиями заключается в проявлении нестационарных (внештатных) режимов работы, эксплуатация в которых приводит насос к повышенной нагруженности его конструкции, а также к снижению наработки на отказ.

Таким образом, комплекс теоретических и экспериментальных исследований влияния нестационарных режимов работы на эксплуатационную надежность насосов двухстороннего действия и разработка научно-обоснованных рекомендаций, направленных на устранение отрицательного воздействия вышеупомянутых режимов, представляют собой актуальную научно-практическую задачу.

Рабочая гипотеза. В процессе работы насосов двухстороннего действия проявляются нестационарные режимы. Их ограничение возможно при разработке методов с использованием балансировочного клапана.

Целью диссертационной работы является разработка методов автоматизированного управления насосными комплексами в реальном режиме времени с целью оптимизации режимов работы насосов при экстремальных нагрузках.

Объект исследования - насосы двухстороннего действия.

Предмет исследования — воздействие динамических и гидродинамических процессов на ротор насоса двухстороннего действия в нестационарных режимах.

Задачи исследования:

• изучение уровня надежности насосов двухстороннего действия, работающих в нестационарных режимах;

• выявление взаимосвязи уровня надежности насосов типа «Д» с внешними факторами воздействия;

• разработка научно-обоснованных рекомендаций по повышению надежности и эффективности эксплуатации центробежных насосов.

На защиту выносятся следующие научные положения:

1. Зависимости прочностных характеристик ключевого звена конструкции насоса типа «Д» - ротора от динамических, диссипативных и гидродинамических воздействий устанавливаются с применением конечно-элементной модели.

2. В нестационарных режимах работы насоса типа «Д» уменьшается уровень его надежности и экономичности. В данных режимах ресурс до списания приводного подшипника, наименее надежного элемента конструкции, уменьшается в 20...25 раз по сравнению с номинальными режимами.

3. Разработанная автоматизированная система управления насосным комплексом, включающая балансировочный клапан оригинальной конструкции, улучшает технико-экономические показатели работы центробежных насосов при их сезонной эксплуатации в номинальных и нестационарных режимах.

Достоверность научных положений, рекомендаций и выводов подтверждена высокой степенью сходимости численного моделирования на основе апробированных математических методов с результатами натурных испытаний; большим объемом теоретического материала и производственных данных.

Научная новизна:

• разработанная конечно-элементная модель нагружения ротора насоса типа «Д» позволяет определять зоны и уровни концентрации напряжений, возникающих при действии динамических, диссипативных и гидродинамических сил;

• получены аналитические зависимости ресурса до списания приводного подшипника насоса типа «Д» от вероятности его безотказной работы в оптимальном и нестационарных режимах;

• разработаны автоматизированные системы управления насосными комплексами, исключающие возникновение нестационарных режимов работы центробежных насосов, отличающиеся наличием балансировочного клапана.

Практическая значимость: разработаны рекомендации по ограничению нестационарных режимов работы насосов типа «Д», которые используются на промышленных предприятиях Якутии с целью повышения долговечности узлов и деталей насосов; увеличения энергоэффективности насосных агрегатов.

Внедрение результатов работы. Рекомендации, направленные на повышение надежности работы насосов двухстороннего действия, переданы в РМЦ ОАО «Водоканал» (г. Якутск) и ООО Артель старателей «Ним-геркан» (г. Алдан), а также могут быть применены на других промышленных предприятиях и в муниципальных образованиях страны.

Результаты исследований используются при чтении дисциплины «Стационарные машины» на кафедре горных машин горного факультета в Северо-Восточном федеральном университете им. М. К. Аммосова.

Апробация работы. Результаты исследований представлялись, докладывались и обсуждались: на ежегодных общеуниверситетских аспирантских чтениях СВФУ им. М. К. Аммосова (г. Якутск, 2011, 2012, 2013 гг.); на Всероссийском форуме научной молодежи «ЭРЭЛ-2012», (г. Якутск, 2012 г.); на Международном симпозиуме «Неделя Горняка», (г. Москва, 2012 г.); на 51-й Международной научной студенческой конференции «Студент и научно-технический прогресс» (г. Новосибирск, 2013 г.); на техническом совещании при главном механике ОАО «Водоканал» (г. Якутск, 2013 г.); на заседаниях научного семинара кафедры ГМ и факультета ГФ СВФУ им. М. К. Аммосова (г. Якутск, 2012, 2013 гг.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 9 печатных работ, в том числе 3 публикации в ведущих рецензируемых журналах, рекомендованных ВАК РФ.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, трех глав и основных выводов, библиографического списка и семи приложений. Диссертация включает 158 страниц машинописного текста, 76 рисунков, 45 таблиц. Список литературы содержит 106 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы, формулируется цель работы, отмечается научная новизна и практическая ценность исследования, приводятся сведения о публикациях, структуре и объеме работы.

В первой главе диссертации проведен анализ работ в области надежности насосов двухстороннего действия, который показал, что большой вклад в разработку современных центробежных насосов внесли основоположники советской и российской школ гидромеханики: В.Ф. Чебаевский, В.Я. Карелин, Б.Ф. Лямаев, В.А. Зимницкий,

B.М. Черкасский, А.К. Михайлов и В.В. Малюшенко, Е.В. Соколов, A.A. Ломакин, З.С. Шлипченко, П.В. Лобачев, Г.Г. Еникеев, В.И. Петров,

C.С. Руднев, А.Н. Шерстюк, B.C. Еременко.

Постановкой и решением задач в области прогнозирования работоспособности машин широкого спектра, в том числе центробежных насосов в жестких технических условиях, занимались такие авторы, как: Р.Н. Коле-

гаев, Р.В. Кугель, В.В. Курчаткин, A.M. Шейнин, A.M. Ишков, В.М. Михлин, Д.Е. Махно, А.И. Шадрин и др.

В ходе анализа большого объема литературных источников и производственных данных установлено, что:

• интенсивное развитие кавитации и возрастание гидродинамических и динамических нагрузок, приводящих к снижению прочности конструкции центробежного насоса, обусловлено его эксплуатацией в нестационарных режимах;

• процесс влияния нестационарных режимов работы на эксплуатационную надежность центробежного насоса, имеющий особое значение при разработке научно-обоснованных рекомендаций, направленных на повышение работоспособности оборудования, требует углубленных исследований;

• в настоящее время в области прогнозирования надежности насосов широко применяется теория моделирования их работы в различных условиях.

Во второй главе показана возможность применения методов конечных элементов и объемов для прогнозирования распределения напряжений и деформаций по сечениям ключевого элемента в конструкции насоса — ротора - с целью установления влияния нестационарных режимов работы насоса на его прочностные характеристики.

Данный результат достигается путем решения следующих, поставленных автором задач: создания математической модели нагружения ротора насоса и ее дальнейшего переноса в конечно-элементный вид, численного исследования динамических и гидродинамических процессов, протекающих в насосе, определения параметров напряженно-деформированного состояния ротора насоса для различных режимов работы, включая нестационарные.

Объектом исследования выбран центробежный насос марки Д200-36.

В основу экспериментальных исследований, проведенных автором, положены данные, полученные натурным путем на насосной станции «Геолог», ОАО «Водоканал», (г. Якутск), в соответствии с ГОСТ 61342007.

Численные расчеты исследований реализованы в системах автоматизированного проектирования (САПР) «АРМ Win Machine 2007» и «Flow Vision 2.5.4».

На рис. 1. приведена конечно-элементная модель вала насоса марки Д200-36, разработанная специально для моделирования динамических процессов, протекающих в рассматриваемом агрегате, представленная в виде балки с сечениями (№ 0...13) в шарнирно-неподвижных опорах с приложенными к ней нагрузками.

у к Мкр

RBy

9 1.0UTL213

Рис. 1. Конечно-элементная модель вала насоса Д200-36

В табл.1 представлены значения динамических нагрузок в режимах нулевой и максимальной подачи, которые, в соответствии с рядом работ, приравнены к нестационарным режимам.

Таблица 1

Значения динамических нагрузок насоса марки Д200-36

Режим работы Радиальная Крутящий Гидравлический

сила, Н момент, Нм момент, Н м

Нулевой 1690 94,13 -94,13

Максимальный 1166 221,9 -221,9

Оптимальный 8 168,1 -168,1

Для установления влияния динамических процессов на ротор насоса типа «Д», автором проведен расчет его вала на статическую прочность.

Определяемым параметром при расчете вала на статическую прочность с применением конечно-элементной модели является напряжение а.

Полученные значения а в модуле «АРМ Beam» (САПР «АРМ Win Machine 2007») выводятся в виде цветной шкалы напряжений (рис. 2).

40

35 30 2520 15

-10 0 Ю Л_I_I_

— (iic^'nri-i^C^iAfOCioO'O^NCi MNMNNNHHH-M

Рис. 2. Шкала напряжений, на примере сечения вала № 0:

а — диаметр сечения, мм; б — диапазон напряжений, МПа

По результатам расчета статической прочности вала исследуемого насоса в различных режимах выявлено, что наиболее нагруженным режи-

мом работы по эквивалентным напряжениям аэке является режим максимальной подачи.

Также расчетным способом установлено, что наиболее нагруженной во всех режимах работы насоса типа «Д» является опора А (см. рис. 1).

Эксплуатация насоса в различных режимах работы сопровождается систематическим переменным воздействием на его конструкцию, вследствие чего происходит вариация колебательных форм агрегата с течением времени. Колебательные процессы являются одним из основных видов диссипативных сил, протекающих в насосе, и обусловлены такими величинами, как упругие и неупругие сопротивления.

В численном виде общее уравнение движения упругого ротора насоса без учета приведенной массы жидкости в рабочем колесе и неуравновешенных сил выражается как

№}+[cfe}=о, (1)

где [М] - матрица масс механической системы; [С] - матрица жесткости механической системы; {q"j, {q} - перемещения узлов и их производные по осям.

Коэффициенты жесткости опор с для конечно-элементной модели определяются отношением

R

с — ,

£ (2) где R - результирующая сила реакции опоры, Н; е - деформация опоры, под действием динамических нагрузок, м.

При заданных граничных условиях в построенной конечно-элементной модели (см. рис. 1) деформации опор найдем с использованием модуля «АРМ Bear», САПР «АРМ Win Machine 2007» (рис. 3).

Номер итерации Тел качения.... Нагруженных тел.... Макс, сила, Н...

6 7 2

797.17

Рад. смещение, мкм.... 2.946 Бок. смещение, мкм.... 2.685 Радиальная сила, Н... 1690.00

Следующий Справка

распределение нормальных сил

Рис. 3. Процесс расчета деформации подшипников насоса в «АРМ Bear»

По формуле (2) произведем расчет вычисляемых величин. Полученные значения коэффициентов жесткости с выписаны в табл. 2.

Таблица 2

Коэффициенты жесткости опор насоса Д200-36

Режим работы насоса Положение опоры Модуль нагрузки на опоры, Н Значения коэффициентов жесткости, Н/м

Нулевой привод. 797,17 2,75-108

торц. 791,83 2,848-108

Максимальный привод. 681,43 1,92-108

торц. 676,87 1,976-108

Оптимальный привод. 4,2 1,04-108

торц. 0,01 1,136-Ю8

В соответствии с рабочей гипотезой В. А. Марциновского, общее уравнение движения ротора в упругоподатливых опорах, приведенное в матричную форму (1), принимает следующий вид:

№1+№}+№}=о,

(3)

где [М] - матрица масс механической системы; [С] - матрица жесткости механической системы; [В] - матрица демпфирования механической системы; {<77. lq'}, f(l/ - перемещения узлов и их производные по осям.

Под [В] подразумевают совокупность приведенной массы жидкости в рабочем колесе насоса и неуравновешенных сил инерции, воздействующих на узлы конечно-элементной модели.

В нашем случае, воздействие неуравновешенных сил на конечно-элементную модель обусловлено центробежной силой инерции.

Масса приведенной жидкости тж, постоянно концентрирующейся в рабочем колесе, определяется как

т = р .V

Lot «У/V ^

где рж - плотность жидкости, кг/м3; vpK - вмещающий объем РК, м3.

Для определения вмещающего объема vpK рабочего колеса центробежного насоса Д200-36 использованы алгоритмы программы САПР «Flow Vision 2.5.4».

Согласно ряду специальных источников установлено, что главным образом к поломкам рабочих деталей проточной части насоса приводят силы давления Р перекачиваемой жидкости, являющиеся основными гидродинамическими нагрузками, воздействующими на их поверхность.

Очевидно, что исследование гидродинамических процессов, протекающих в центробежном насосе, является одним из основных критериев в оценке прочностных свойств его конструкции в зависимости от характера нагружения. Следовательно, является необходимым произвести численное исследование этих процессов, основной целью которого является определение давлений в полости рабочего колеса насоса.

С учетом приложения этих величин к узлам конечно-элементной модели ротора, автором воссоздана натурная картина нагружения конструкции исследуемого насоса.

Для решения практических задач по гидродинамике широкое применение получила «к - L» модель турбулентности. Данная расчетная двухпа-раметрическая модель турбулентности реализована во многих вычислительных программах по гидродинамике (в нашем случае используем САПР «Flow Vision 2.5.4»), в которых уравнения Рейнольдса решают с помощью методов конечных объемов (ячеек).

В программном комплексе «Flow Vision 2.5.4» задачи по вычислительной гидродинамике выполняются итерационным методом второго порядка точности с шагом по времени 0,0001 (рис. 4).

Таблица Град* |

Ври«________i Шугою., j Яйюйви.,,1 Число яче... i Число ис... i_______Итещда

0,0421

00001 ЖШ..

277185

421

Майел» П<р<меж., Hetca I Погрела..: Икрамя Не?»» Стол при I

Несдач,, Скорость 23 flCWK* ТОЧНОСТИ mim,:, 1 141208 OF

Несюмаь.. Давление CGM 0.00327625 151 248853 0 F

Нешма.. Тц^бЗнерг... 2^ поддок точности aotmsos 18 44.307 OR

Неезйада.. ТурбДисс... 24 подоск точности 0.0ШЗ? 20 47.Ш OF

Неежим«.,, Пданш,,, CGM 0005Ш 15 0,454® OF

Несшие.,, Сщшь 2Япср$да; точности 000715614 41 141.208 oF

Неежше... Давление CGM 0.00927S25 151 24.8853 OR

Н«еж>ме... ТдаОперт.. 2-ЙЛСр<й(*ТОЧНОСТН йО(ШШ 1В 44.307 OR

Нестиэде,,, Т«бД«с... 2-й гада« точности OOOS5W87 20 47,Ш OF

Рис. 4. Процесс обработки итерационным методом

Полученные результаты численного исследования гидродинамических процессов в номинальных и нестационарных режимах подачи насоса типа «Д» выводятся в виде цветной шкапы давлений (рис. 5).

Рабочая обвдг гь §

л Препрси s Постпроц | В На эо сцены Я (2jRotor.stitor.FVT Ж Щ Вилы а- Щ объекты «а».— Coordnate system <д SoMs 0Gnd Зелием ю Двеяечие

ШШш

- ш •щ

1"

1-Й 1 V х $: 0 v р I Начальные точки Раскраска j 1 Переменная Сохранена

з 1 Макс |5.2Ё1е+ООЁ ЗиВДИ

Мин j|TiM I Переприсвоить I МЯВ 5.261 4.596е... " 3.33s»., 3.2G4e . Я

1 Запись/Загрузка j

Рис. 5. Распределение давления в трехмерном потоке жидкости

Основной целью исследования напряженно-деформированного состояния (далее НДС) ротора насоса является определение наиболее опасных сечений в его конструкции, в которых вероятны скопления критических напряжений, непосредственно являющихся одной из причин возникновения и развития усталостных трещин. При этом определяемым параметром при расчете НДС ротора является напряжение.

В современных вычислительных программах для определения напряжений в узлах конечно-элементных моделей различных механизмов и машин, включая ротор насоса, используются основные соотношения линейной теории упругости в матричной форме.

Взаимосвязь перемещений и деформаций в узлах конечно-элементной модели основывается на выражении

М = ММ.

(5)

где - деформации в узлах КЭ модели; [В] - матрица перехода от перемещений к деформациям в случайной точке; {<?} - перемещения в узлах

КЭ модели.

Напряжения определяются как

(6)

здесь {сг} - напряжения в узлах КЭ модели; [Е\ - матрица модуля Юнга.

Численное решение алгебраических выражений (5) и (6) найдем с помощью алгоритмов программы «АРМ Win Machine 2007». Таким образом, напряжения а в узлах конечно-элементной модели определим через обобщенные перемещения (qj.

Нагруженная конечно-элементная модель ротора исследуемого насоса (рис. 6) представляет собой балку на упругоподатливых опорах с закрепленным посередине диском, имитирующим рабочее колесо.

Динамические нагрузки в узлах конечно-элементной модели ротора насоса аналогичны нагрузкам, заданным при расчете вала на статическую прочность (см. табл. 1).

Для учета упругих и неупругих сопротивлений в узлы конечно-элементной модели введены такие параметры, как коэффициент жесткости опор с и приведенная масса воды в рабочем колесе тж. Силы статического давления жидкости Ррк распределены по всей поверхности рабочего колеса (диска).

Ррк — Гц

Ш\\

Ят-

Рис. 6. Конечно-элементная модель ротора насоса типа «Д»: /V -радиальная сила; Мкр - крутящий момент; Мг - гидравлический момент; Т7,, - центробежная сила; т' - масса ротора с учетом приведенной массы жидкости в рабочем колесе; Ррк - силы статического давления жидкости; с - коэффициенты жесткости опор

В процессе создания конечно-элементной модели ротора насоса марки Д200-36 учтена сложная геометрия его рабочего колеса (рис. 7).

1)

2)

Рис. 7. Конструкция рабочего колеса насоса марки Д200-36:

1 - направляющий аппарат; 2 - ведомый диск; 3 - лопатки

Полученные результаты исследований выписаны в табл. 3.

Таблица 3

Результаты НДС ротора насоса в расчетных режимах работы

Режим работы Максимальные эквивалентные напряжения отах, МПа Максимальные перемещения Чтах, мм Реакции опор И А и Лд, Н

прив. торц.

Оптимальный 60,27 0,05 18,8 15,3

Нулевой 37,11 0,12 815,1 806,6

Максимальный 80,56 0,11 695,7 690,3

Таким образом, в результате численных исследований установлены зоны и уровни концентрации напряжений в конструкции ротора насоса типа «Д» в зависимости от его характера нагружения.

Также в ходе численных исследований установлены аналитические зависимости ресурса наиболее отказывающего элемента в конструкции насоса типа «Д» - приводного подшипника от вероятности его безотказной работы в различных режимах (рис. 8), аппроксимированные следующими уравнениями:

у = 3,4525 х + 132,84 х + 1040,3 с коэффициентом корреляции, г = 0,921 (для оптимального режима работы); у = 0,1109 х2 + 4,8227х + 39,544 с коэффициентом корреляции, г2 = 0,908 (для максимального режима работы).

Вероятность безотказной работы, % Вероятность безотказной работы, %

а б

Рис. 8. Аналитическая зависимость ресурса приводного подшипника насоса Д200-36 от вероятности его безотказной работы:

а — оптимальный режим; б — максимальный режим

Третья глава посвящена разработке научно-обоснованных рекомендаций по ограничению работы центробежных насосов в нестационарных режимах.

Результаты численных исследований, проведенных во второй главе, показали, что эксплуатация центробежных насосов в нестационарных режимах приводит к снижению их установленной прочности и долговечности. Также из-за неприспособленности насосов к работе в нестационарных режимах снижается их наработка на отказ, что в конечном итоге приводит к более частым ремонтам и повышенным затратам на эти работы.

Очевидно, что решение проблемы поддержания эффективной работы насосов возможно лишь при комплексном подходе к вопросу анализа их работоспособности. Одним из способов сохранения надежности насоса в процессе эксплуатации является поддержание его работы в оптимальном для себя режиме.

Основополагающими работами в повышении надежности и долговечности центробежных насосов на основе оптимизации современных методов регулирования их рабочих параметров являются труды В. О. Кричке и его сторонников. В тоже время необходимо отметить, что в данных работах в не полной мере учтена специфика эксплуатации центробежных насосов.

Очевидно, что в последнее время опыт работы в данном направлении требует более детального анализа, результаты которого помогут в создании наиболее эффективных научно-практических рекомендаций в зависимости от условий эксплуатации насосов.

Внедрение автоматизированных систем управления насосными комплексами (далее АСУНК) в технологические системы промышленных предприятий играет особую роль в росте технико-экономических показателей последних.

Анализ специальных источников показывает, что с применением предприятиями АСУНК возрастает наработка насосных агрегатов между ремонтами, снижается их электропотребление, что приводит в конечном итоге к улучшению эксплуатационных свойств насосного оборудования в целом.

В свою очередь следует подчеркнуть, что внедрение существующих АСУНК на производстве осложнено рядом факторов, одним из которых является недостаточная эффективность современных автоматизированных систем в определенных условиях эксплуатации насосов.

Следовательно, модернизация существующих АСУНК является актуальной научно-практической задачей для промышленных предприятий страны, в частности для организаций, работающих в жестких условиях Севера.

В связи с тем, что на россыпных месторождениях, сконцентрированных на территории Севера-Востока России, центробежные насосы работают сезонно (3-4 месяца в году), оптимизация их рабочих режимов с помощью метода изменения частоты вращения электродвигателя, ориентированного на постоянное использование, является нецелесообразным решением.

Предлагаемая АСУНК разработана в соответствии с технологическими, организационными и экономическими факторами, учитывающими специфику работы насосов при их циклическом использовании на горнодобывающих предприятиях.

Отметим, что основной целью системы, разработанной автором, является поддержание рабочих параметров насоса в оптимальном для себя режиме подачи в реальном времени, т.е. непрерывно.

Рассмотрим данную систему более подробно (рис. 9).

Рис. 9. Блок-схема разработанной автоматизированной системы управления насосным комплексом в реальном режиме времени

АСУНК включает в себя: насос 7; промышленное реле управления 2; балансировочный клапан 3, оснащенный электромагнитными клапанами 4 и 5; компрессорную установку 6, снабженную электромагнитным клапаном 7; датчики давления 8; расходомер 9 и электродвигатель 10. Мониторинг за работой насоса осуществляется с помощью персонального компьютера 11.

Центральным звеном в блок-схеме АСУНК выступает промышленное реле управления, хранящее в своей памяти исходную информацию об оптимальных параметрах работы насоса, заложенных заводом-изготовителем.

Данная информация систематизирована в базу данных, к которой обращаются остальные средства системы (а именно контрольно-измерительные приборы) с целью сравнения текущих, замеренных ими, рабочих параметров насоса с величинами, заложенными в базе данных, где конечным итогом будет выдача выходного сигнала.

Под выходным сигналом понимается процесс стабилизации текущего режима работы насоса до оптимального путем дросселирования сечения напорного трубопровода балансировочным клапаном.

Принцип работы балансировочного клапана основан на передаче энергии сжатого воздуха, создаваемого компрессорной установкой, в што-ковую полость устройства, что приводит в конечном итоге к поступательному движению его поршня (рис. 10).

Регулирование сжатого воздуха в рабочей камере балансировочного клапана осуществляется впускным и выпускным электромагнитным клапаном, контроль над функционированием которых принадлежит промышленному реле управления.

СП

Рис. 10. Возвратно-поступательное движение поршня балансировочного клапана

Конструктивно балансировочный клапан представляет собой шток 2 с поршнем 3, помещенный в корпус 1 (рис. 11). Как ранее отмечалось, рабочий ход поршня осуществляется за счет сжатого воздуха, подаваемого компрессором в рабочую полость устройства через впускной электромагнитный клапан 5.

Обратное перемещение штока с поршнем реализуется с помощью выпускного электромагнитного клапана 6, а также амортизационной пружины 8.

I 3 I

|...... г

Рис. 11. Конструкция балансировочного клапана:

1 - корпус; 2 - шток; 3 - поршень 4 - регулировочная гайка; 5-выпускной клапан; 6 - впускной клапан; 7- сальниковое уплотнение; 8 - пружина;

9 - манжета; 10 - фланец; 11 - съемник; 12 - проушина

Кроме оптимизации рабочих режимов, балансировочный клапан в предлагаемом техническом решении также выполняет функцию обратного клапана (рис. 12).

Как известно при остановке насоса его подача резко падает, стремясь к нулю, а давление в системе выравнивается, таким образом, на всасывающей и напорной линии оно почти идентично друг другу.

Следовательно, при подаче, равной нулю, промышленное реле управления подает сигнал электромагнитным клапанам балансировочного клапана и компрессорной установки, вследствие чего балансировочный клапан закрывается, выполняя тем самым функцию обратного клапана.

Подача сжатого воздуха в рабочую полость балансировочного клапана прекращается при условии, что текущее давление в напорной линии (Ртнап) эквивалентно ее давлению, возникающему при эксплуатации насоса в оптимальном для себя режиме (Рор,на„).

Основным результатом применения разработанных автором научно-обоснованных рекомендаций является снижение энергоемкости, а также -повышение безотказной работы насосных агрегатов.

Общая ожидаемая эффективность от внедрения данных рекомендаций составляет 38 016 рублей на один насос за промывочный сезон.

расходомер

Входные потоки данных

промышленное реле управления

Обработка данных

электромагнитные клапаны балансировочного клапана

открывается впускной клапан закрыт выпускной клапан

1 \

электромагнитные клапаны балансировочного клапана

закрывается впускной клапан закрыт выпускной клапан

Результат обработки

5т=0

Конечный результат

балансировочный клапан закрывается

/

При условии

р -Р Тнап ор1 нап

электромагнитный клапан компрессорной установки

открывается клапан

электромагнитный клапан компрессорной установки

закрывается клапан

Рис. 12. Регулирование давления балансировочным клапаном при остановке центробежного насоса

На основании полученных результатов исследований подана заявка на выдачу патента на полезную модель - № 2012148320 от 13.11.2012 г.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

Диссертационная работа представляет собой законченную научно-квалификационную работу, в которой решена задача повышения надежности насосов, имеющая важное народно-хозяйственное значение при эксплуатации насосов двухстороннего действия на промышленных предприятиях Северо-Востока страны.

Основные результаты диссертационной работы заключаются в следующем:

1. Разработана конечно-элементная модель нагружения ключевого звена насоса типа «Д» - ротора, с целью исследования влияния динамических, диссипативных и гидродинамических процессов на прочностные характеристики его конструкции.

2. При исследовании динамических процессов насоса установлено, что в режимах нулевой и максимальной подачи - значения радиальных сил наибольшие. Величина крутящего момента возрастает с ростом подачи насоса. Наиболее нагруженным режимом, оцениваемым по эквивалентным напряжениям, является режим максимальной подачи насоса, ажв= 75,15

МПа. Максимальные нагрузки на опоры вала выявлены в нулевом режиме подачи, Ra = 797,17 Н uRB= 791,83 Н.

3. Определены давления трехмерного потока сплошной жидкой среды для различных режимов работы насоса. При этом погрешность давления компьютерной модели с экспериментом составила: для режима максимальной подачи - 4,17 %, для режима нулевой подачи - 7,4 % и для режима оптимальной подачи - 1 %. Также в процессе моделирования потока жидкости определены наиболее напряженные области проточной части исследуемого насоса. Наибольшему влиянию подверглись лицевые стороны лопаток рабочего колеса в режиме максимальной подачи, Ррк = 5,26 МПа.

4. Численные методы позволяют определять наиболее опасные сечения в конструкции центробежного насоса, в которых вероятны скопления критических напряжений, непосредственно являющихся одними из причин возникновения и развития усталостных трещин. Наиболее опасные сечения ротора типа «Д» по эквивалентным напряжениям - места посадки полумуфты и приводного подшипника, а также лопасти рабочего колеса.

5. Установлены аналитические зависимости ресурса наиболее отказывающего элемента в конструкции насоса типа «Д» приводного подшипника от вероятности его безотказной работы в различных режимах, аппроксимированные следующими уравнениями:

у - 3,4525 х2 + 132,84 х + 1040,3 с коэффициентом корреляции, ? - 0,921 (для оптимального режима работы);

у = 0,1109 х2 + 4,8227х + 39,544 с коэффициентом корреляции, г2 = 0,908 (для максимального режима работы).

6. Разработаны автоматизированные системы управления насосными комплексами в реальном режиме времени с целью ограничения работы центробежных насосов в неустойчивых режимах.

7. Балансировочный клапан в разработанных научно-технических решениях, кроме регулирования рабочих параметров насосных агрегатов, также выполняет функцию обратного клапана.

8. Основным результатом применения приведенных научно-обоснованных рекомендаций является увеличение энергоэффективности и безотказной работы насосных агрегатов.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

Публикации, входящие в Перечень ведущих рецензируемых научных журналов и изданий:

1. Овчинников Н.П. Автоматизированная система управления насосным комплексом / М.А. Викулов, Г.П. Довиденко, Н.П. Овчинников, Ю.С. Бочкарев II Горный информационно-аналитический бюллетень. Отдельный выпуск. Горный инженер^!. Современные технологии на горнодобывающих предприятиях. -№ 7. - 2012. - С. 316-319.

2. Овчинников Н.П. Расчет показателей надежности насоса / МА Ви-кулов, Н.П. Овчинников // Естественные и технические науки. - № 1. — 2013.-С. 140-142.

3. Овчинников Н.П. Анализ отказов насоса типа «Д» (на материале работы насосных станций г. Якутска и старательской артели «Селигдар») / М.А. Викулов, Н.П. Овчинников // Естественные и технические науки. -№2.-2013.-С. 408^110.

Публикации в других научных изданиях:

1. Овчинников Н.П. Расчет статической прочности вала насоса

/ М.А. Викулов, Н.П. Овчинников // Мир современной науки. - № 6. -

2012.-С. 7-14.

2. Овчинников Н.П. Расчет статической прочности вала насоса в САПР «Win Machine» / Н.П. Овчинников // «ЭРЭЛ-2012»: материалы Все-рос. конф. науч. молодежи. -Якутск: Сфера, 2012. - Т. 1. -С. 100-101.

3. Овчинников Н.П. Создание трехмерного потока жидкости в проточной части насоса двухстороннего действия / М.А. Викулов, Н.П. Овчинников // Мир современной науки. - № 2. - 2013. - С. 18-25.

4. Овчинников Н.П. Исследование напряженно-деформированного состояния ротора насоса / М.А. Викулов, Н.П. Овчинников // Мир современной науки. - № 2. - 2013. - С. 26-32.

5. Овчинников Н.П. Определение массы воды, постоянно концентрирующейся в рабочем колесе / М.А. Викулов, Н.П. Овчинников // Мир современной науки. - № 2. - 2013. - С. 33-34.

6. Овчинников. Н.П. Разработка устройства по ограничению нестационарных режимов в насосах двухстороннего действия / Н.П. Овчинников // Студент и научно-технический прогресс. Транспорт: материалы докладов 51-й Междунар. науч. студ. конф. - Новосибирск: Изд-во НГУ,

2013.-С. 35.

Подписано в печать 04.10.2013. Формат 60 х 90 / 16. Бумага офсетная. Печать цифровая. Усл. печ. л. 1,25. Тираж 100 экз. Зак. ЗЗк.

Лицензия ИД № 06506 от 26.12.2001 Иркутский государственный технический университет 664074, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83

Министерство образования и науки РФ Северо-Восточный федеральный университет им. М. К. Аммосова

04201364587

На правах рукописи

Овчинников Николай Петрович

УДК. 621.671.22

ОПТИМИЗАЦИЯ РЕЖИМОВ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ ПРИ ЭКСТРЕМАЛЬНЫХ НАГРУЗКАХ

Специальность: 05.05.06 - Горные машины

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель:

доктор технических наук,

профессор Викулов Михаил Александрович

Якутск - 2013

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ.............................................................................. 5

Глава 1. СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ................................................................... 9

1.1. Область применения центробежных насосов типа «Д» в условиях Севера............................................................................... 9

1.2. Группы факторов, лимитирующие работоспособность центробежных насосов типа «Д» при эксплуатации...................... 11

1.3. Анализ отказов центробежных насосов типа «Д», работающих в условиях Севера.................................................................. 17

1.4. Состояние изученности проблемы............................................ 25

Выводы по главе........................................................................ 29

Глава 2. АНАЛИЗ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ НАСОСОВ. МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ................................... 30

2.1. Объект исследования............................................................ 30

2.2. Экспериментальное определение рабочих параметров насосов двухстороннего действия........................................................ 34

2.3. Выбор и описание методов исследований................................. 40

2.4. Математическая и конечно-элементная модель центробежного

насоса................................................................................ 41

2.5. Нагружение конечно-элементной модели центробежного

насоса................................................................................ 45

2.5.2. Исследование статической прочности вала насоса типа «Д»

в реэ/симе нулевой подачи...................................................... 49

2.5.2. Исследование статической прочности вала насоса типа «Д»

в реэ/симе максимальной подачи............................................. 55

2.5.3. Исследование статической прочности вала насоса типа «Д»

в режиме оптимальной подачи............................................. 60

2.6. Исследование упругих и неупругих сопротивлений системы «ротор

- опоры» при экстремальных нагрузках.................................... 64

2.7. Гидродинамические процессы, протекающие в проточной части насоса. Описание вязкой жидкой среды..................................... 69

2.8. Создание геометрической модели проточной части насоса. Конечно-объемная модель несжимаемой жидкой среды............... 72

2.9. Моделирование гидродинамических процессов в проточной

части центробежного насоса типа «Д»....................................... 75

2.9.1. Исследование гидродинамических процессов насоса типа «Д»

в максимальном режиме работы.......................................... 77

2.9.2. Исследование гидродинамических процессов насоса типа «Д»

в нулевом режиме работы.................................................... 82

2.9.3. Исследование гидродинамических процессов насоса типа «Д»

в оптимальном реэ/симе работы............................................ 84

2.10. Определение параметров напряженно-деформированного

состояния ротора насоса двухстороннего действия............................ 87

2.10.1. Исследование напряо/сенно-деформированного состояния

ротора насоса двухстороннего действия........................... 91

2.11. Прогнозирование надежности элементов насоса типа «Д» при эксплуатации в нестационарных режимах................................. 97

2.12. Сравнительный анализ результатов численных

и экспериментальных исследований....................................... 103

Выводы по главе...................................................................... 104

Глава 3. ОПТИМИЗАЦИЯ РЕЖИМОВ РАБОТЫ

ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ................................................. 106

3.1. Анализ существующих методов регулирования рабочих

параметров насосов............................................................... 106

3.2. Автоматизированные системы управления насосными

комплексами....................................................................... 109

У

3.2.1. Автоматизированная система управления насосным

комплексом с использованием балансировочного

клапана........................................................................... 109

3.2.2. Автоматизированная система управления насосным комплексом с использованием балансировочного

клапана и частотного преобразователя............................. 120

3.3. Ожидаемый экономический эффект от внедрения научно-

практических рекомендаций................................................... 126

Выводы по главе...................................................................... 127

ЗАКЛЮЧЕНИЕ...................................................................... 129

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ......................... 131

ПРИЛОЖЕНИЯ...................................................................... 142

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы. Горнодобывающая промышленность является базой промышленного потенциала страны, во многом определяющая экономические показатели других отраслей. Увеличение объема горных работ неизбежно связано с освоением новых территорий Северо-Востока России, характеризуемых жесткими природно-климатическими и горнотехническими условиями. В приведенных районах, в частности в Якутии, прослеживается положительная динамика в разработке россыпных месторождений.

Важным элементом эффективной работы технологического оборудования горнодобывающих предприятий, ведущих горные работы на россыпных месторождениях, является безаварийная работа центробежных насосов двухстороннего действия (типа «Д»), широко используемых при промывке металло - и алмазоносных песков и водоотведении. Практика показывает, что насосы типа «Д», также хорошо себя зарекомендовали в системах водоснабжения промышленных предприятий других отраслей и муниципальных образований страны.

Специфичность использования насосов типа «Д» промышленными предприятиями заключается в проявлении нестационарных (внештатных) режимов работы, эксплуатация в которых приводит насос к повышенной нагруженности его конструкции, а также к снижению наработки на отказ.

Таким образом, комплекс теоретических и экспериментальных исследований влияния нестационарных режимов работы на эксплуатационную надежность насосов двухстороннего действия и разработка научно-обоснованных рекомендаций, направленных на устранение отрицательного воздействия вышеупомянутых режимов представляют собой актуальную научно-практическую задачу.

Рабочая гипотеза. В процессе работы насосов двухстороннего действия проявляются нестационарные режимы. Их ограничение возможно при разработке методов с использованием балансировочного клапана.

Целью диссертационной работы является разработка методов автоматизированного управления насосными комплексами в реальном режиме времени с целью оптимизации режимов работы насосов при экстремальных нагрузках.

Объект исследования — насосы двухстороннего действия. Предмет исследования - воздействие динамических и гидродинамических процессов на ротор насоса двухстороннего действия в нестационарных режимах.

Задачи исследования:

• изучение уровня надежности насосов двухстороннего действия, работающих в нестационарных режимах;

• выявление взаимосвязи уровня надежности насосов типа «Д» с внешними факторами воздействия;

• разработка научно-обоснованных рекомендаций по повышению надежности и эффективности эксплуатации центробежных насосов. На защиту выносятся следующие научные положения:

• Зависимости прочностных характеристик ключевого звена конструкции насоса типа «Д» - ротора от динамических, диссипативных и гидродинамических воздействий устанавливаются с применением конечно-элементной модели;

• В нестационарных режимах работы насоса типа «Д» уменьшается уровень его надежности и экономичности. В данных режимах ресурс до списания приводного подшипника, наименее надежного элемента конструкции, уменьшается в 20...25 раз по сравнению с номинальными режимами;

• Разработанная автоматизированная система управления насосным комплексом, включающая балансировочный клапан оригинальной конструкции, улучшает технико-экономические показатели работы центробежных насосов при их сезонной эксплуатации в номинальных и нестационарных режимах.

Достоверность научных положений, рекомендаций и выводов

подтверждена высокой степенью сходимости численного моделирования на основе апробированных математических методов с результатами натурных испытаний; большим объемом теоретического материала и производственных данных. Научная новизна:

• разработанная конечно-элементная модель нагружения ротора насоса типа «Д» позволяет определять зоны и уровни концентрации напряжений, возникающих при действии динамических, диссипативных и гидродинамических сил;

• получены аналитические зависимости ресурса до списания приводного подшипника насоса типа «Д» от вероятности его безотказной работы в оптимальном и нестационарных режимах;

• разработаны автоматизированные системы управления насосными комплексами, исключающие возникновение нестационарных режимов работы центробежных насосов, отличающиеся наличием балансировочного клапана.

Практическая значимость: разработаны рекомендации по ограничению нестационарных режимов работы насосов типа «Д», которые используются на промышленных предприятиях Якутии с целью:

• повышения долговечности узлов и деталей насосов;

• увеличения энергоэффективности насосных агрегатов.

Внедрение результатов работы.

Рекомендации, направленные на повышение надежности работы насосов двухстороннего действия, переданы в РМЦ ОАО «Водоканал» (г. Якутск) и ООО Артель старателей «Нимгеркан» (г. Алдан), а также могут быть применены на других промышленных предприятиях и в муниципальных образованиях страны.

Результаты исследований используются при чтении дисциплины «Стационарные машины» на кафедре горных машин, Горного факультета в Северо-Восточном федеральном университете им. М. К. Аммосова.

Апробация работы. Результаты исследований представлялись, докладывались и обсуждались на: ежегодных общеуниверситетских аспирантских чтениях СВФУ им. М. К. Аммосова (г. Якутск, 2011, 2012, 2013 гг.); на Всероссийском форуме научной молодежи "ЭРЭЛ 2012", (г. Якутск, 2012 г.); на Международном симпозиуме «Неделя Горняка», (г. Москва, 2012 г.); на 51-ой Международной научной студенческой конференции "Студент и научно-технический прогресс" (г. Новосибирск, 2013 г.); на техническом совещании при главном механике ОАО «Водоканал» (г. Якутск, 2013 г.); на заседаниях научного семинара кафедры ГМ и факультета ГФ СВФУ им. М. К. Аммосова (г. Якутск, 2012, 2013 гг.).

Публикации: по теме диссертации опубликовано 9 печатных работ, в том числе 3 публикации в ведущих рецензируемых журналах, рекомендованных ВАК РФ.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, трех глав и основных выводов, библиографического списка и семи приложений. Диссертация включает 158 страниц машинописного текста, 76 рисунков, 45 таблиц. Список литературы содержит 106 наименований.

Глава 1. СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Область применения центробежных насосов типа «Д»

в условиях Севера

В последние годы проблема повышения надежности центробежных насосов (далее ЦН), эксплуатируемых в экстремальных условиях Севера весьма актуальна. Основной причиной этому является тот факт, что на территории Северо-Востока России (Якутии, Чукотского АО и Магаданской области), относящейся к районам Крайнего Севера, сосредоточены основные запасы алмазо — и золотосодержащих песков страны, где их добыча в основном ведется гидравлическим способом. При ведении добычных работ гидравлическим способом одним из основных элементов технологического оборудования является ЦН двухстороннего действия (далее насос типа «Д») [1].

Следовательно, низкая работоспособность вышеупомянутого типа насоса лимитирует эффективность эксплуатирующих их предприятий в целом, снижая тем самым технико-экономические показатели добычи полезного ископаемого [2-4].

При разработке алмазо - и металлоносных россыпных месторождений на территории Якутии, насосы типа «Д» получили широкое применение в таких горнодобывающих компаниях как: ОАО «Алмазы Анабара», ОАО «НижнеЛенское», ОАО «Селигдар», ООО а/с1 «Прогресс», ООО а/с «Нимгеркан», ООО а/с «Алдан», ООО а/с «Поиск», ООО а/с «Тал», ООО а/с «Западная», ООО а/с «Янтарь», ООО а/с «Север», ООО а/с «Момская», ООО а/с «Дражник», ООО а/с «Пламя», ООО а/с «Новая».

1 Примечание. — а/с является аббревиатурой термина «артель старателей»

Практика показывает, что данный тип насосов, также хорошо себя зарекомендовал в системах водоснабжения и водоотведения промышленных предприятий других отраслей народного хозяйства страны [5-8].

Особенности работы насосов типа «Д», рассмотрим на примере их эксплуатации на насосной станции «Геолог», ОАО «Водоканал», (г. Якутск).

В соответствии с рабочими чертежами предприятия (рис. 1.1), передача воды от всасывающего коллектора станции к потребителям осуществляются насосами марки Д200-36 в количестве четырех штук. Опыт эксплуатации ЦН на насосных станциях (далее н/с), в том числе и на станции «Геолог» показывает, что для увеличения наработки на отказ, насосные агрегаты работают с резервированием [5, 6].

Рис. 1.1. Схема насосной станции «Геолог», (г. Якутск)

В литературе [5, 7, 8] основной причиной, способствующей снижению наработки на отказ ЦН, является их эксплуатация в неустойчивых (нестационарных) режимах, контроль за которыми в реальном режиме времени

не всегда является возможным. Для сокращения интенсивности отказов ЦН на предприятиях горнодобывающей и других промышленных отраслей страны выполняются различные диагностические и профилактические работы, что позволяет осуществлять контроль за их техническим состоянием [9-12].

Очевидно, что безотказность насосных агрегатов возрастает, однако полностью устранить текущую проблему не удается.

Таким образом, оптимизация режимов работы ЦН является актуальной научной задачей и имеет важное практическое значение для предприятий различных отраслей народного хозяйства.

1.2. Группы факторов, лимитирующие работоспособность центробежных насосов типа «Д» при эксплуатации

В научно-технической литературе [6, 12, 13, 15-18] установлено, что при эксплуатации ЦН различного исполнения подвержены влиянию различных нагрузок, которые с течением времени изменяют рабочие параметры агрегата, приводя тем самым, к усталостному разрушению его конструкции в местах интенсивной концентрации напряжений.

Нагрузки, воздействующие на конструкцию современных ЦН, классифицирует на три группы: массовые, поверхностные и диссипативные [6, 7, 19, 20 — 26]. Массовыми нагрузками являются силы и моменты, оказывающие воздействие на всю конструкцию ЦН в целом. К данной группе относятся силы и моменты инерции, а также силы тяжести.

Поверхностные нагрузки представляют собой силы, воздействующие непосредственно на поверхность рабочих деталей насоса. Текущая группа обобщена силами давления перекачиваемой жидкости, сосредоточенными в проточной части насоса.

К третьей группе нагрузок относятся диссипативные силы. Данные силы вызваны рассеиванием части механической энергии, создаваемой электродвигателем насосного агрегата, в другие немеханические формы, например: в тепловую энергию (нагрев подшипников насоса) [6]. Также при передаче механической энергии от ротора насоса к жидкости возникают колебательные процессы, обусловленные проявлением упругих и неупругих сопротивлений [24 - 26].

Из обзора литературы [19 - 30] видно, что при разработке, проектировании и моделировании современных насосов типа «Д» необходимо учитывать следующие разновидности массовых, поверхностных и диссипативных нагрузок:

- радиальные и осевые силы, крутящие и гидравлические моменты, центробежные силы инерции, силу тяжести, жесткость опор, приведенную массу воды в рабочем колесе (далее РК) насоса и силы давления жидкости, воздействующие на проточную часть агрегата.

Рассмотрим каждую вышеприведенную нагрузку и причину ее возникновения более подробно.

Радиальные силы (поперечные силы) возникают вследствие механического и гидравлического воздействия внешней среды на конструкцию насоса [21 — 23]. Механическая сторона радиальных сил обусловлена центробежными силами инерции, возникающими в результате дисбаланса рабочих деталей насоса. В научных трудах [15, 27], гидравлическая сторона рассматриваемых сил вызвана нарушением распределения потока жидкости в спиральном отводе (далее СО) насоса.

При эксплуатации насоса, давление в его СО распределено равномерно только в оптимальном режиме работы (рис. 1.2, а).

В случае, когда насос работает на подачах ниже оптимальной, давление в СО становиться неравномерным и возрастает от начального к конечному

сечению (рис. 1.2, б). При работе насоса на подачах больше оптимальной, давление жидкости в СО наоборот уменьшается (рис. 1.2, в).

Рис. 1.2. Распределение давления в спиральном отводе при режимах: а - оптимальный; б - нулевой; в - максимальный

Центральный угол <р, характеризующий н