автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Теоретические основы и экспериментальные исследования с целью создания проточных частей лопастных насосов, обеспечивающих сочетание высоких КПД, всасывающей способности и низкого уровня вибраций

На правах рукописи Чумаченко Борис Николаевич

Теоретические основы и экспериментальные исследования с целью создания проточных частей лопастных насосов, обеспечивающих сочетание высоких КПД, всасывающей способности и низкого уровня вибраций

05.07.05 - «Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов».

05.04.13 - «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты».

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва, 2002

Работа выполнена в Исследовательском Центре им. М.В. Келдыша

Официальные оппоненты:

Заслуженный деятель науки и техники Российской Федерации, доктор технических наук, профессор Овсянников Б.В., доктор технических наук, профессор Шерстюк А.Н., доктор технических наук, профессор Гликман Б.Ф.

Ведущая организация: НПО "Энергомаш'

Защита диссертации состоится <«22л М&Я 2002 г. на заседании диссертационного совета ДС403.004.01 в ИЦК

по адресу: Москва, Онежская, 8/10.

С диссертацией можно ознакомиться в НТБ ИЦК по адресу: Москва, Онежская, 8/10.

Автореферат диссертации разослан 2002 г.

Ученый секретарь диссертац кандидат технических наук

Скляр Ф.С.

Введение

С ростом энергонапряженности ЖРД высокие требования предъявляются к тур-бонасосной системе подачи. Высокое давление в камере сгорания инициирует высокие давления за насосами и высокую мощность ТНА. Лимитирующей является температура газа на входе в турбину, которую не рекомендуется увеличивать выше 1000 К из-за прочностных свойств материалов.

Отсюда - острая проблема повышения КПД насосов и турбин - для обеспечения параметров двигателя, работающего по замкнутой схеме, при меньшей температуре газа перед турбиной.

Как показал анализ, проведенный в 80-х гг 20-го века, проблема повышения КПД и снижения нагрузок лопастных насосов является актуальной и для общепромышленных энергоустановок, в том числе - для магистральных нефтепроводов и нефтепродук-топроводов.

В ряде обширных обзоров диссертанта приведен материал по последним отечественным, американским, японским, английским и другим литературным источникам (переводы на русский язык большинства из них отсутствуют), из которого можно получить рекомендации по повышению эффективности проточной части насосов и компрессоров.

Анализ работ по ТНА для кислородно-водородных ЖРД SSME, ASE (США), LE-5 и LE-7 (Япония) показал:

-Насосы тщательно спрофилированы (шнеки, колеса, отводы) на основе расчетной оптимизации структуры квазитрехмерного потока по компьютерным программам, в результате чего обеспечена высокая экономичность и надежность агрегатов.

-Высокие коэффициенты напора бустерных насосов «О» и «Г» (0,42 и 0,31 соответственно) при малых коэффициентах расхода (0,07) обеспечивают в одноступенчатых насосах сочетание высоких антикавитационных качеств (С крвно = 6460, С крБнг= 10300) и экономичности (ti = 0,7).

Одним из важных направлений работ является совершенствование проточной части рабочих колес насосов. Колеса насосов ЖРД работают при высоких окружных скоростях - до 600 м/с и выше, повышают давление в ступени до 60 МПа.

Насосные агрегаты нефтепроводов и нефтепродуктопроводов работают круглосуточно многие годы, потребляют много электроэнергии. Их останов из-за аварий или ремонтов приводит к останову нефтепровода, который обходится дорого, так как нефть -дорогой экспортируемый продукт.

Основные проблемы насосного оборудования магистральных нефтепроводов. Предложения германской фирмы «Тиссен».

В основном, на магистральных нефтепроводах используются насосы типа НМ 10000-210 (около 1 тысячи штук). Номинальный расход - 10000 м3/ч. Имеются сменные рабочие колеса на 12500 м3/ч, 7000 м3/ч, 5000 м /ч, но их эффективность, так же как и основного ротора (на 10000 м3/ч), низка. Фактический КПД насосов на номинальных режимах на 5 - 7% ниже, чем по ГОСТ 12124-87. В связи с сокращением перекачивания нефти в РФ большинство насосов работают на расходах Q = (0,4 - 0,6) от номинального. При этом КПД насосов падает, а уровень вибраций доходит до 12-15 мм/с. Поэтому проблемой является повышение КПД насосов на расходах менее номинального. Актуальной является также проблема снижения давления на входе в рабочее колесо (насос).

Интересно отметить предложения германской фирмы «Тиссен» в связи с проблемами российского нефтетранспорта, высказанные на встрече представителей этой фирмы со специалистами ИПТЭР и НПО «Новотехника» 11.07.96 г. Специалисты фирмы

«Тиссен» подчеркнули, что если КПД насосов, изготавливаемых фирмой, уменьшается на 3%, стоимость их снижается вдвое. Один кВт электроэнергии обходится 1000 долл. в год.

Германские специалисты предложили для каждого типового российского насоса поставлять 9 рабочих колес, обеспечивающих повышение КПД на рабочих режимах по расходу менее номинального. Стоимость одного рабочего колеса — 12000 долл. Основная доля этой стоимости приходится на расчеты и модель для литья. Из-за высокой стоимости предложения фирмы «Тиссен» отклонены.

Итак, определились следующие цели диссертационной работы:

- анализ резервов улучшения характеристик лопастных насосов ЖРД и общепромышленных энергоустановок за счет расчетно-теоретической оптимизации проточной части рабочих колес, обобщение опыта по насосам;

- совершенствование методов расчета и профилирования рабочих колес;

- разработка и экспериментальное исследование насосных ступеней с лопатками произвольной формы для ЖРД и общепромышленных установок;

- разработка, экспериментальная проверка и внедрение в промышленность методов моделирования насосных ступеней (на воде, на автономных установках) - при отработке и доводке мощных ТНА ЖРД и электронасосных агрегатов для магистральных нефтепроводов и нефтепродукгопроводов;

- создание новых конкретных насосных ступеней для систем подачи ЖРД и общепромышленных установок, обеспечивающих сочетание высоких энергокавитацион-ных свойств и низкого уровня вибраций, пульсаций давления и акустического шума.

Обобщение основных недостатков проточной части колес насосов отечественных ЖРД 1950-1970 гг.

Длительное время при разработке насосов отечественных ЖРД основное внимание уделялось повышению антикавитационных свойств. Накоплен огромный опыт (главным образом эмпирический) по шнекоцентробежным насосам с высокими антика-витационными свойствами (С,ф= 2000 — 7000). Вопрос же об экономичности агрегатов не стоял так остро, как при создании нового поколения ЖРД, в первую очередь - двигателей ракетно-космической системы «Энергия-Буран». На рис. 1 приведены суммарные КПД насосов типовых отечественных и американских ЖРД, а также общепромышленных насосов.

• - Проект; о- Статистика □ -США

1 - Д12 «Г» И - Д10«Г» 21 - Д96 «Г» 1 - ИЗ «Г»

2 - Д21 «Г» 12 - Д111 «О» 22 - Д117 «Г» 2 - Б-1 «Г»

3 - Д25 «Г» 13 - Д96 «О» 23 -Д117 «О» 3 - 1Л1-87

4 - Д83 «О» 14 - Д79 «О» 24 - Д75 «О» 4 - И-1 «О»

5 - Д21 «О» 15 - Д24 «О» 25 - Д75 «Г» 5 - ЭБМЕ «О»

6 - Д25 «О» 16 - Д1 «Г» 26 -Д411 «Г» 6 - ББМЕ «Г»

7 - Д83 «Г» 17 - Д520 «О» 27 - Д79 «Г» 7 -Ш-7А

8 -Д12«0» 18 - Д111 «Г» 28 - РД0120 «О» 8 - Ш-15А

9 - Д10 «О» 19 - Д24 «Г» 29 - РД0120 «О-гг» 9 - ЬЛ-87 «Г»

10 - Д411 «О» 20 - Д520 «Г» 30 - РД0120 «Г» 10 - }-2 «О»

» Д м ■

ВНИИ Гидромаш ГАНЦ-МАВАГ (Венгрия) Япония нгпн

Лг

0,9

0,8

0,7

0,6

0,5

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

Рис.1. Зависимость полных КПД насосов от коэффициента расхода на входе в насос.

Видно, что большинство насосов отечественных ЖРД (50-70 гг) имеют КПД менее 0,7, большинство насосов ЖРД США - более 0,7, общепромышленные насосы имеют КПД - 0,8 и выше.

Типовые формы меридиональных сечений насосов отечественных ЖРД разработки 50-70 гг показаны в следующей таблице:

Табл.1.

ns Di* Kdiu KDK Jälmt ¿2Л <7 Cscp

268 0,35 6,5 4,9 28 36 0,67 3600 D75 HT" #1

40,2 0,59 6,9 5 27 25 0,62 3200 D75 н"0" TT^F

96,8 0,52 6,7 4,9 30 60 0£3 3900 D56 B"0"

35 0,34 6.8 4,97 37 90 0* 3250 L

106 0,67 5,9 5,9 20 20 0,67 3500 "'•'■Kh

79 0,71 6,8 6,8 18 30 0,65 3300 5D96H-0" Я~\ £

87 0,74 6,6 6,6 18 25 0,67 3410

82 0,5 6,7 4,8 22 20 0,66 4600

10c ■ 1 А ж 28 д X

1 2, □ *o26 „ О О 29 =20 *26 ° CO jja ж« о 30 Об ж

8eya7 7» •21 25» •23 n 8 Я21 О 24

5* 4* 1 2

Анализ созданных в отрасли насосов ЖРД в 50-70 годы позволил выявить недостатки проточной части колес насосов и наметить пути их совершенствования:

1) В большинстве случаев меридиональное сечение колеса таково, что поворот потока от осевого направления к радиальному происходит под прямым углом.

2) Практически у всех колес перерасширена площадь меридионального сечения в области начала лопаток по сравнению со входом в колесо. Такое перерасширение повышает антикавитационные свойства колеса, но приводит к резкому увеличению углов атаки, образованию отрыва потока и застойных зон.

3) Входная часть лопаток отсутствует или имеет малую длину, длина лопаток мала, что вызывает высокие гидродинамические нагрузки и отрыв потока.

4) Течение в переходной области за шнеком (который более тридцати лет оставался с постоянным шагом и с постоянным диаметром втулки) перед входом в колесо характеризуется существенной неравномерностью потока, являющейся следствием отрывного течения на выходе из шнека. Такой поток попадает на вход в колесо и не обеспечивает расчетные углы натекания на лопатки, что вызывает увеличение потерь. Отрывные течения в колесе при взаимодействии с отводящим устройством насоса являются причиной повышенных пульсаций на лопаточных частотах, что может приводить к разрушению лопаток диффузора.

Основная причина указанных недостатков - в том, что профилирование проточной части проводилось без учета структуры потока в колесе, гидравлической нагруженности лопаток, а лишь на основе предыдущих прототипов и расчета среднерасходных параметров. Следовательно, не было возможности оценить качество профилирования колеса.

В Центре Келдыша разработаны методики расчетно-теоретической оптимизации проточной части лопастных насосов (в том числе на основе расчетов квазитрехмерного и трехмерного потоков).

Методики расчета проточной части колес лопастных насосов ЖРД и общепромышленных энергоустановок.

Квазитрехмерный метод.

Рассчитываются параметры квазитрехмерного потока в центробежных, осеради-альных, диагональных, оседиагональных и осевых рабочих колесах насосов с лопатками произвольной формы и обеспечивается выбор оптимальной проточной части колеса насоса, сочетающего в себе высокий КПД, высокие антикавитационные свойства, относительно высокий коэффициент напора и низкий уровень пульсаций давления.

Физическая постановка задачи.

На основании анализа известных методов расчета течения в колесах лопаточных машин установлено, что для расчетной оценки качества профилирования проточной части рабочего колеса насоса ЖРД возможно использование метода расчета кинематики потока в колесе с лопатками произвольной формы, основанного на замене расчета пространственного потенциального потока идеальной жидкости решением двух двумерных задач: течений в меридиональной плоскости и поверхности межлопаточно-

го канала.

Теория течения идеальной жидкости не позволяет определить потери энергии в потоке, но дает возможность определить распределения относительных скоростей в колесе и оценить их с помощью ряда известных из литературы и статистического опыта критериев, полученных из обобщения результатов экспериментальных исследований высокоэффективных центробежных компрессоров и насосов.

По оценке распределений относительных скоростей по длине лопатки и в межлопаточном канале производится сравнение вариантов проточной части колеса, определяется перепад давлений на лопатках. Данный подход не позволяет точно определить сложную структуру потока с отрывными зонами, обратными течениями, но дает достаточно адекватную реальную картину.

Время для расчета варианта колеса составляет менее одной минуты, поэтому целесообразно ее использование на этапе проектирования, когда необходимо быстро оценить множество вариантов колеса и лопаток.

Б основу методики положен способ расчета пространственного осесимметрично-го течения идеального газа в колесе центробежного компрессора.

Исходными являются уравнения движения, неразрывности и сохранения энергии.

Полагается, что жидкость идеальная, несжимаемая, течение осесимметричное установившееся, линии тока эквидистантны поверхности лопаток. Должны быть заданы массовый расход жидкости, плотность, скорость вращения ротора, геометрические параметры, определяющие лопатки и меридиональное сечение.

Задача разделена на две части: расчет двумерного осесимметричного течения в меридиональном сечении, и расчет распределения относительных скоростей на поверхности межлопаточного канала.

Движение частицы жидкости по линии тока (рис.2) можно определить с помощью уравнений движения идеальной жидкости Эйлера:

где Рг, , - проекции объемных сил, отнесенные к единице массы;

ТГп 1У2, - радиальная, окружная и осевая составляющие относительной скорости;

IV1 ,

—-а г+ 2<х>И'и г

. *Гг / \

+-

г р дг Л

со - угловая скорость вращения.

Исключая из уравнений относительного движения и уравнения энергии

= са2г— — Ж-1 давление, получим линейное дифференциальное уравнение для ме-

ридиональной составляющей относительной скорости:

О, (1)

где - члены, устанавливающие связь между величинами, используемыми в

уравнениях равновесия частицы жидкости (углы лопаток, углы наклона линий тока, радиусы кривизны линий тока):

„ дВ( „ У ^ ЗВ *т2/3(, ^т'вйюЛ

1 дт \ (Л%р%та) Utg2>3

Распределение скоростей в меридиональном сечении определяется численным интегрированием уравнения (1) по шагам вдоль нормали к линии тока с учетом уравнения неразрывности. Величины .Рд полагаются постоянными по нормали в пределах каждой трубки тока.

Распределения относительных скоростей в поперечном сечении межлопаточного канала рассчитываются в предположении их линейности. Определенная ранее средне-расходная скорость (IVчерез расчетный элемент канала, ограниченный двумя соседними поверхностями тока, связана с величинами относительной скорости на поверхностях давления (Ж„) и разрежения (\УВС) следующим соотношением:

Выражая приращение момента количества движения выделенного элементарного объема жидкости через перепад давления поперек канала и связывая этот перепад давления с помощью интеграла Бернулли с величинами квадратов скоростей УУ^с и ^р >

получается соотношение для расчета величины скорости №вс:

где Ол - центральный угол между поверхностями разрежения предшествующей лопатки и поверхностью давления последующей лопатки.

Находится распределение относительных скоростей по произвольной расчетной поверхности тока вдоль межлопаточного канала рабочего колеса.

По рассчитанным значениям и УУр определяется перепад статических давлений на лопатке:

л

РАСЧЕТ ПОТОКА В КОЛЕСЕ ЛОПАСТНОГО НАСОСА. Течение в меридиональной плоскости.

жидкость идеальная несжимаемая; течение осесимметричное;

ИСХОДНЫЕ УРАВНЕНИЯ:

линии тока эквидистантны поверхности лопаток

© движения

1 Эр dWr W2 2 „

Fr =---1---2—oo'r + ioW,.

p Sr dt r

1 dp 2 dr „, dW

--— = m 'r--W-

dn dn

F„=_^+0)Wr+^(u_wu)

A,

F - 1 511 dW'

1 ~ p ez dt

dp _ dp dz | 5p dr dn & dn dr dn

© энергии

p dn

© неразрывности

П

Q= /(w^i^-z^^n

Эр Эр /чч /чч &Z . 5r

и—из Us во (¿/; — •» sin у ; — = - cos у 5Z or on dn

=-Futgф ; Fr = F„tg<x ; Fuиз CD;

wr = wm sin у; w2 = wm cosy ; wu = wmctgp

(8Wm /0n) + WmF, -F2 =0, где:

3P ( „ tgy ^ Эр sin2p cos2pf, tgysinoA Эш ч cos a J on rc r cos a V. ctgp J

У

F2=^coS2p.ga от

(1+—&—)-2<Я cos2 |»JJ8L+_J_)

V ctgpsina./ Vctg p sin actgPJ

Граничное условие: w,

AQ

(2ягш -Z.,6u)An

Течение на поверхности тока в межлопаточном канале.

Задача решается в предположении

I w + w линейного распределения W->-wm = Wc„ =—Si--

sin p ' 2

поперек канала

ИСХОДНЫЕ УРАВНЕНИЯ: момент количества интеграл Бер- неразрывности движения нулли

М = QA(rC„) = ЛРДшДпrZ Р WI Q = р\УтДпгелZ„

— +---- const

р 2 2

вдоль линии тока

на г = const:

АР Р

W„ =-

W' -wi

2

sin Р '2Wcp

2 sin р

2WCP(WBC-WCP) + ^[(U + W'"COS|3)r0*]

ДР —

p(wB2c-w2)

Рис.2. Поток в колесе лопастного насоса.

Программа расчета и критерии оценки распределений относительных скоростей.

Программа позволяет рассчитать структуру потока в колесе насоса с лопатками произвольной формы и с меридиональным сечением произвольной формы. Рассчитываются распределения относительных скоростей потока в меридиональном сечении колеса и на поверхностях тока в межлопаточных каналах, распределения давлений по длине лопаток, критерии оптимизации профилирования колеса, теоретический напор колеса при бесконечном числе лопаток. Программа составлена таким образом, что перед расчетом гидродинамических характеристик колеса меридиональное сечение его автоматически разбивается на ряд линий тока и квазиортогоналей, в точках пересечения которых определяются координаты, углы потока и углы установки лопаток, углы между меридиональным срезом лопатки и радиальным направлением (в плоскости меридионального сечения), величины локальной кривизны линий тока (рис.3). Все эти параметры внутри меридионального сечения колеса определяются автоматически на основании параметров по граничным (наружным) линиям тока и квазиортогоналям.

Исходные данные для расчета:

- расход жидкости;

- скорость вращения ротора;

- геоиетрические параметры меридионального сечеина

к лопаток;

- число лопаток; /—1.2 ... п - линии тока; /*"1,1 ...т - квазиортогонали;

• - точки задания параметров

для автоматического построения сете«

Рис.3. Схема задания исходных данных.

Для автоматического разбиения меридионального сечения канала на линии тока, квазиортогонали и другие параметры исходных данных для гидродинамического расчета колеса использован способ построения сеток методами машинной графики. Расчет кинематики потока выполняется методом конечных разностей.

Результаты расчета выдаются в виде таблиц и графиков распределений относительных скоростей в межлопаточном канале по длине линий тока, причем для каждой линии

тока выдаются три величины:

Распределения относительных скоростей, полученные в результате расчета и определяющие качество профилирования колеса, оцениваются с помощью различных критериев, предложенных рядом исследователей на основе обобщения результатов испытаний высокоэффективных насосов и компрессоров.

К такому критерию относится отсутствие отрицательных скоростей на поверхности ведущего диска и рабочей поверхности лопаток.

Другим критерием является интенсивность изменения относительной скорости на поверхности разрежения лопатки:

УУ2 — IV2 с= ВС 2 ВС\

»'¿с

1т

где А/т- длина участка меридиональной проекции линии тока;

Г - скорости на поверхности разрежения лопатки в начале и конце

участка Д1т;

— &вс, +Ц/вс, ^ВС= ' 2 ДС2

1т - длина меридиональной проекции линии тока.

Согласно статистике по высокоэффективным насосам, удовлетворительные характеристики насоса получаются, если величина в < 3,5, и если при этом относительная скорость на поверхности лопатки направлена по потоку и величина ее больше нуля.

Неравномерность относительных скоростей в межлопаточном канале на поверхности тока оценивается следующим выражением:

——• £ 2,

IV

"ср

где разность скоростей на поверхностях давления и разрежения; р - скорость на средней линии тока в межлопаточном канале.

Как показывает опыт, при-> 2 возможны отрывные зоны в колесе.

Из литературы известны и некоторые другие эмпирические критерии.

Например, используется критерий К;= Рекомендуется выдерживать

В случае, если распределение скоростей не удовлетворяет критериям оценки, проводится корректировка меридионального сечения колеса, распределения углов установки и охвата лопаток, числа и места расположения входных кромок дополнительных лопаток. Затем снова проводится расчет и оценка распределений относительных скоростей в колесе с измененной геометрией. В итоге сравнения нескольких рассчитанных вариантов проточной части колеса для дальнейшей разработки выбирается оптимальный вариант.

Трехмерный метод.

Метод решения и расчетные соотношения.

Основные уравнения и граничные условия

Предполагая, что абсолютное течение через колесо является несжимаемым и безвихревым, можно ввести потенциал скорости ср, наличие которого выражается условиями:

* ' Зу* * 52 ;

Условие неразрывности для несжимаемой жидкости:

гк зг зк

й Зг

Следовательно, потенциальная функция должна удовлетворять уравнению

УгФ = 0. (3)

Уравнение (3) представляет собой уравнение Лапласа. Граничные условия для этой задачи должны быть заданы в виде

Решение уравнения (3) эквивалентно нахождению функции <р /1/, удовлетворяющей краевым условиям (4) и минимизирующей функционал '

Х = (5)

Вычислительная область состоит из межлопаточного канала лопастного колеса и областей, продолжающих его до границ выше и ниже по течению. На границах задаются условия

\±Щ. каВ1яВг = +л-ахсиагзиВ4 (6)

дп

10

где п — внешняя нормаль.

А на границах вне каскада В} -г В8 задаются периодические условия

(7)

&р(*,е;,г) д<р(х,е„г) [

дп дп

где = ©1 +27гг/Л1,, N¡—число лопастей, Г = 2пгУ„—циркуляция. Определение распределений скоростей потока

Для вычисления скорости применяется конечно-разностная схема, основанная на полиномиальной аппроксимации. Локальные координаты с началом в точке 0 выражаются через 5с, у, г, определяется полином первого порядка для <р(х,у,г)

Ф-Фо-Е^АГ,, (8)

где

Щ=х-х0, Ы1=у-у0, г-г0. (8а)

С использованием уравнений (1), (8) и (8а) определяются относительные скорости:

Wu = сг cos9 - с3 sin9 - юг Wr =с2 sin6 + c3 COS0

Статическое давление находится из уравнения энергии в относительном движении (в предположении отсутствия силы тяжести):

р w1 — и2

— + —-— = const = I, откуда

Для удобства проведения расчетно-теоретической оптимизации проточной части колес разработаны эффективные алгоритмы генерирования расчётных сеток.

Экспериментальное исследование осерадиальных колес.

На основе проведенных исследований спроектированы, изготовлены и исследованы на воде более 4-х десятков модельных колес - центробежных, осецентробежных (осерадиальных), диагональных, шнековых (переменной и постоянной геометрии), осевых (с редкими решетками) с коэффициентами быстроходности 40 - 400 (об/мин, м3/с, м). Схемы меридиональных сечений типовых исследованных колес приведены в следующей таблице: Табл.2.

ПАРАМЕТРЫ РАЗРАБОТАННЫХ НАСОСНЫХ СТУПЕНЕЙ

п.., То т-т Si, Юа™ Д-i Сх Ч' гюигая

78 0,113 0,53 0,64 292 0,065 1614 0,77

78 0,24 0,54 0,52 305 0J65 976 0,8

100 0J25 0,52 0705 298 0,02 3000 0,76

100 0,11 0,5 0,77 285 0,03 3000 0,8

123 0,16 042 0£34 142 0,04 2500 0,76 ш

190 0J09 0,32 0,8 182 0,025 3500 0,8

227 0,118 0£93 0£6Э 168 0,015 4035 0,8

94 [1,223 0,55 0£7 408 0,124 1407 0,8

400 0,07 0,45 0,2 115 0,01 ♦650 0,8

Многие модельные колеса (и отводы) выполнены литьем в землю (эта работа вы-

полнена во ВНИИГИДРОМАШ /ныне ЗАО НПО «Гидромаш»/, который был многие годы (1976-1991) соисполнителем Центра Келдыша по исследованию и созданию высокоэффективных лопастных насосов).

Более 2-х десятков шнековых колес (переменного шага и переменных диаметров -втулки и наружного) и около десятка осерадиальных колес (шнек и центробежное колесо - заодно целое) изготовлены в Центре Келдыша на фрезерном станке с ЧПУ (см., например, рис.4).

Рис.4. Осерадиальное и шнековое колеса, изготовленные в ИЦК на станке с ЧПУ.

В результате экспериментов подтверждена правильность теоретических предпосылок. Установлено, что возможно создание насосов в широком диапазоне коэффициентов быстроходности (п3=77- 400) с высокими КПД, коэффициентами напора, антикави-тационными свойствами и низким уровнем виброактивности.

Основные параметры осерадиальных модельных ступеней приведены в таблице 2. Ступень с колесом РК 90-1 исследована как модель-прототип первой ступени водородного насоса ЖРД РД-0120 (для сверхмощной системы «Энергия-Буран»), а ступень с колесом РК 90-2 - как модель-прототип второй ступени этого насоса. Видно, что при коэффициентах расхода на входе 0,113 и 0,24 получены коэффициенты напора 0,53 и 0,54, а КПД - 0,77 и 0,8 (соответственно).

Ступени с колесами РК-110-1 и РК 110-3 являются первоначальными моделями кислородного насоса ЖРД РД-170. При разработке этой модельной ступени отсутствовали ограничения по осевым и радиальным габаритам, которые часто возникают при проектировании нового колеса для уже созданного конкретного насоса, и невозможно существенное изменение конструкции корпуса для обеспечения оптимальных габаритов

осерадиального колеса. Основные лопатки выполнены с большим углом охвата, с вытянутыми вперед входными кромками, малыми углами установки на входе. Таким образом, было спроектировано г цельное колесо, обеспечивающее антикавитационные свойства насоса без применения предвклю-ченного шнека. Впервые показано, что в насосной ступени с осеради-альным колесом (без шнека) воз-

Т), к

1 1 1 1 1 1 II 1 11 1-2

1 II 1 1 II п Гнлрмлнчмкм мергга РК 1ИМ ,_. с учетом дискового Ь—^ тренмРК |№1 —ж— лми кзммюм Т^м —. Н, ту етупвт моос* «С 110-2, НА-0, СП 1

4, 1

1 Нстот

Т пс-Т н* 77«« То,

\

V «туп/-

N N

10 20 30 «О 10 60 СЗ.дй,

Рис.5. К определению баланса энергии модельного насоса РК 110-2 НА=0 Сп 1 (Приведено к п=1500 об/мин).

можно обеспечение сочетания высоких КПД (0,76 и 0,8 соответственно) и высокой всасывающей способности (Скр - около 3000). В конструкции ступени РК 110-1 была предусмотрена возможность экспериментального определения (впервые в отрасли -уникальные эксперименты с моделями на воде!) составляющих полного КПД насоса (см. рис.5).

Определены гидравлический, объемный и механический КПД ступени. Гидравлический КПД колеса составил 0,97 при величине полного КПД насоса - 0,78. Важно также отметить, что пульсации давления на «лопаточных» частотах не превышали 0,5% от напора насоса, что примерно в 3 раза ниже, чем у общепромышленных насосов с обычной геометрией колес.

На основе результатов исследований модельных ступеней РК 110-1,-3 совместно с НПО «Энергомаш» было изготовлено и испытано на воде осерадиальное колесо для насоса окислителя РД-170. Основными целями разработки этого колеса являлись: снижение пульсаций давления и повышение КПД.

Испытания насосных ступеней с новым осерадиальным колесом и ранее существующим штатным колесом (оба случая без шнеков) показали, что осерадиальное колесо обеспечивает повышение напора на 8% и КПД - на 5% по сравнению со всеми ранее испытанными вариантами колес. Всасывающая способность также выше, чем у штатного колеса (Скр=1900 вместо Скр=900). Уровень пульсаций давления и вибраций на основных «лопаточных» частотах снизился в 3 - 8раз.

В связи с ограничением осевого габарита, невозможностью существенного изменения корпуса насоса, технологическими трудностями не удалось в полной мере использовать в новом штатном колесе двигателя рекомендации, полученные при испытаниях модельных насосных ступеней. Поэтому в новом варианте штатного колеса: изменена форма меридионального сечения, число лопаток, форма входных кромок основных и дополнительных лопаток, увеличены длина и углы охвата основных и дополнительных лопаток.

Новое штатное рабочее колесо кислородного насоса в сочетании со шнеком переменного шага (разработанным при помощи методов Центра Келдыша - гидродинамического, прочностного и фрезерования на станке с ЧПУ), а также новые профили лопаточного диффузора и спиральных улиток (разработанных также с использованием рекомендаций и предложений Центра Келдыша и НИИХИММАШ) обеспечили потребные параметры и ресурс двигателя.

Аналогичные мероприятия (также с помощью рекомендаций-предложений Центра Келдыша) были проведены по изменению профилирования насосной ступени горючего РД-170 (шнек, рабочее колесо, лопаточный диффузор, спиральные улитки).

Следует отметить форму проточной части и характеристики шнекового колеса с переменным шагом, профилем втулки и числом лопаток (4+4+8) - см. последнюю строку таблицы 2. Этот шнек (экспериментальный, модельный) был рассчитан и спрофилирован в Центре Келдыша, изготовлен в ЗАО «Гидромаш», а подробно испытан на воде в ЗАО «Гидромаш» и Калужском ф-ле МГТУ (КФ МГТУ) в рамках совместных договорных работ. Характеристики шнека представлены на рис.6.

Шнек был разработан с целью проверки возможности обеспечения в одном осевом колесе высоких коэффициентов напора, полезного действия, всасывающей способности и низкого уровня пульсаций давления и вибраций.

При определении КПД шнека использовались уникальные измерения (впервые в отрасли) распределений скоростей и давлений по радиусу в сечениях перед и за шне-

ком, проведенные в КФ МГТУ специально калиброванным (с учетом влияния кавитации) насадком с тремя отверстиями. Измеренные КПД шнека поэтому - достоверные.

Из рис.6 видно, что при коэф-

X ОС'

\ s \

\ Ч V \

ч к \ \

\| \

N s. \

\

0 О.ОЕ йм 0.06 008 0.10 0.12 014 <р,

«SE

фициенте расхода на входе ф = 0,07 коэффициент напора шнека составил 0,45, а КПД - около 0,8. Кавитацион-ный коэффициент быстроходности равен 4650. Следовательно, этот шнек может служить прототипом для многих высокоэффективных шне-ковых, шнекоцентробежных и шнеко-диагональных насосов.

На рис.7 приведены схемы меридионального сечения и расчетной сетки осерадиального колеса «Л» (шнек и центробежное колесо выполнены как одно целое!) для насоса ЖРД.

Рис.6. Характеристики экспериментального шнека (Z=4+4+8).

ЧР4 2*1

Рис.7. Расчетная сетка меридионального сечения крыльчатки «Л» (вариант ИЦК). Колесо изготовлено на фрезерном станке с ЧПУ в Центре Келдыша по программе фрезерования, разработанной также в Центре Келдыша. На рис.8 показаны изменения

Рис.8, Расгфеделения площадей поперечных сечений крыльчатки «Л».

площадей проходных сечений по длине меридиональных проекций линий тока штатного и осерадиального колес. Испытания на воде насосной ступени с таким колесом показали, что КПД ступени с осерадиалъным колесом примерно на 10% выше по сравнению с традиционной штатной проточной частью. Всасывающая способность такой ступени не хуже штатной, а пульсации давления и вибрации - существенно ниже.

Следующий пример использования осерадиального колеса показан на рис.9 (кислородный насос ЖРД ВКС «Буран»),

Вместо штатного радиального колеса (рис.9а) было изготовлено экспериментальное осерадиальное колесо (рис.9б) на станке с ЧПУ в Центре Келдыша (с последующей приваркой плавно изогнутого покрывного диска). Шпек выполнен короче штатного -для увеличения осевой длины меридионального сечения осерадиального колеса. Результаты испытаний обеих насосных ступеней с колесами без шнеков и со шнеками

экспериментального насоса. О - осерадиальное колесо; • - осерадиальное колесо со шнеком; Д - центробежное колесо; А- центробежное колесо со шнеком

- напор ступени с осерадиальным колесом без шнека выше напора ступени со штатным колесом без шнека примерно на 7,5%, КПД-на 15%;

- напор ступени с осерадиальным колесом со шнеком выше напора ступени со штатным колесом и шнеком на 4-5%, КПД— на 15%;

- пульсации давления и вибрации экспериментальной ступени в 2-3 раза ниже по сравнению со штатной.

Метод моделирования насосных ступеней.

Варианты малоразмерных моделей насосных ступеней будущей объектовой сту-

пени системы подачи ЖРД целесообразно изготовить и испытать на модельной автономной стендовой установке, по результатам испытаний - выбрать оптимальный вариант, который и явится прототипом для объектового насосного агрегата!

Преимущества такого подхода: снижение стоимости и сроков доводки агрегатов, сокращение материальной части агрегатов при создании систем подачи новых ЖРД.

Модельные энергоустановки

В процессе разработки методов моделирования насосных (и турбинных) ступеней в Центре Келдыша созданы автономные установки: 1) для испытаний модельных насосов - позволяет резко сократить стоимость и сроки создания новых натурных насосных агрегатов для ЖРД и энергоустановок, обеспечить их высокий ресурс и надежность, 2) для автономных испытаний ТНА (рабочее тело насосов - вода, турбина приводится подогретой спирто-воздушной смесью) - обеспечивает проверку работоспособности (при многих дополнительных нештатных измерениях!) ТНА до того, как он проходит огневые испытания в составе двигателя, 3) для испытаний гидростатодинамиче-ских подшипников (типа подпорного насоса НГПН 3600-120) - обеспечивает автономную отработку подшипников скольжения на воде, масле, нефти и др. После подтверждения этими испытаниями ресурса (по специальной методике ускоренных испытаний) подшипники рекомендованы к промышленному применению.

Расчет распределений скоростей в рабочих колесах насосов ЖРД, созданных в 1950-1970 гг.

По разработанным методикам впервые в отрасли рассчитаны параметры структуры потока и перепады давлений на лопатках в колесах насосов ЖРД, созданных в 19501970 гг. Параметры рассчитанных колес (более 30 шт.) охватывают диапазоны: п3= 28,5 -132; ф0=0,13- 0,18; ¥ = 0,45 -0,72.

Результаты показали, что параметры У\\7\Уср и С изменяются в диапазонах 5,5 — 20 и 2 - 8 соответственно.

Отметим общие черты структуры потока в этих колесах. Прежде всего, для всех исследованных колес характерно наличие отрицательных скоростей на поверхности давления лопаток (- \Уср), что говорит о возможности отрыва реального потока от поверхности лопатки. У всех колес велико значение параметра У\\7\Уср. У некоторых колес - превышение критерия изменения относительной скорости на нерабочей поверхности лопатки (С > 3,5).

Таким образом, расчеты показали, что течение в рассмотренных колесах — с отрывом потока, следовательно, есть резервы улучшения характеристик насосов ЖРД.

Рис. 11. Осерадиальное колесо.

Оптимизация проточной части рабочих колес.

Из анализа результатов исследо-

ваний с помощью разработанных методов следует, что для улучшения энергетических характеристик насосов необходимо обеспечить постепенность подвода энергии к жидкости в колесе за счет оптимизации формы меридионального сечения колеса, постепенно-плавного увеличения изгиба лопатки по длине линии тока от входной кромки лопатки до выходной, а также оптимального распределения углов лопаток по радиусу. Требование постепенности повышения энергии в колесе приводит к необходимости существенного увеличения длины лопатки, в том числе за счет увеличения длины осевой входной части колеса. Колесо с развитой осевой частью получило название — осеради-альное. Оно условно разбивается на три участка (см. рис.11):

1) входной или осевой, течение в котором должно быть с минимально допустимыми углами атаки, малыми углами изгиба лопаток;

2) диагональный, в котором поток плавно переводится из осевого в радиальный;

3) выходной или напорный, течение в котором радиальное или диагональное.

Назначение первого участка — обеспечение высоких антикавитационных свойств насоса и плавного натекания потока на лопатки с целью создания равномерной структуры потока на втором участке колеса.

Как правило, входной участок должен иметь малые углы установки лопаток по радиусу - закон изменения, близкий к шнековому - (rtg рл + а = const), густота решетки на этом участке должна быть - т = 0,8 — 1,3, причем угол изгиба лопатки здесь не должен превышать 1 - 3°.

На втором участке колеса должно происходить постепенное увеличение энергии жидкости. Здесь учитываются: кривизна линий тока, расположение и число дополнительных лопаток, форма меридионального сечения участка.

Третий участок обеспечивает потребный напор колеса. На этом участке иногда необходим второй (и третий) ряд дополнительных лопаток.

Высота лопаток на входе является наибольшей по сравнению с остальными сечениями всей «лопаточной» части колеса.

С помощью конформных диаграмм задаются изменения углов установки и углов охвата лопаток, сравниваются разные варианты колес, подготавливаются исходные данные для расчета потока, строятся модельные срезы лопаток при изготовлении их литьем или задаются координаты для фрезерования на станке с ЧПУ.

Неизбежное увеличение потерь на трение, обусловленное выносом вперед входных кромок и увеличением отношения диаметров входа и выхода колеса (для обеспечения кавитационных свойств) приводит лишь к незначительному уменьшению КПД (см. рис.12, 13).

Рис.12. Влияние Скр на проточную часть. Рис.13. Влияние Скр на г].

Влияние шнека на КПД ступени оценивается по схеме:

К ВОПРОСУ ОБ ОТНОСИТЕЛЬНОМ НАПОРЕ ШНЕКОВОГО КОЛЕСА

Н Г)

Т|, _ НШ| Т1гш1 +(1 —НЦ|1),ПГК, Здесь; _ —ш__готв . относительный напор шнека.

Нш2 Л гш 2 V ш2

Пример:

-Т1гш1=0,75 Н , = 0,2 й

Л„1 = 0,97

* Пгш2 = 0,75 = 0,071|

■Пг.2 :

Сравнение: если Нш1 = 0-

н

Только эти переменные

.1к=__

Т], 0,0525 + 0,902

П, 0,2-0,75 + 0,8-0,97 Т), 0,07-0,75 + 0,93-0,97 ' разность Т1 —~ 2+3 единицы (сотки) 0,97

= 1,016

Предположим:Т|,= 0,7, Т|2 = 0,74, тогда-

0,74

= 0,97

х = Л1 =0,718

Вывод:

Шнек — Однако, ■

с одной стороны хорошо! —выбирать, сколько надо!

КОНВЕРСИЯ

Применение методов расчетной оптимизации и моделирования насосных ступеней явилось полезным не только для насосов ЖРД, но и для промышленных энергоустановок.

Внедрено осерадиальное колесо в дождевальную установку «Кубань» - для снижения давления на входе (на 0,1 МПа) без уменьшения КПД. Новое колесо обеспечило улучшение всасывающей способности насоса с сохранением высокого КПД (см. рис.14).

и,«

70 60 50 к0

1 п

< > 0-1», з лЛ О—1700 об/« А"" г

"Г

А £ В <0 /2 # /в ЯьЬ,*

17 0,6 0,5

> -й

/ /

50

(о0

т 2оо

Рис.14. Характеристики насоса дождевальной установки «Кубань»: Д - с центробежным колесом; о - с осерадиальным колесом. Применение колес в серийных насосах позволило улучшить технико-экономические показатели всей установки «Кубань».

Использование осерадиального колеса в насосе НЦКВ низкой быстроходности

позволило повысить КПД и напор насоса на 15%, всасывающую способность — с Скр=1000 до Скр=1500 и существенно снизить уровень вибраций (см. рис.15).

Центробежное колесо

Осерадиальное колесо

Азе

огрычмы шОрацмЯ м номинальном ¡ ■Y * И

г1 f S, Ч

\ ! Т

4. d h 1

С 1

5 С 10 tó V «0 StS НО 41f0 JtSV

"Уг,

-t.....

Рис.15. Характеристики насоса НЦКВ-100/45: о - осерадиальное колесо; Д - центробежное колесо.

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ РАБОЧИХ КОЛЕС ДЛЯ НАСОСОВ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕПРОВОДОВ

Рассчитаны оптимальные варианты проточной части магистрального насоса НМ МГО00-210 для транспорта нефти, обеспечивающие снижение допустимого входного давления. Рассмотрены варианты улучшения антикавитационных свойств при использовании в насосе НМ 10000-210 сменных роторов на расходы 0,7 и 0,5 от номинального. Улучшение всасывающей способности достигается без доработки корпуса, а только за счет изменения геометрии проточной части ротора.

Высокие антикавитационные свойства насоса без предвключенного шнека можно получить, используя осерадиальные рабочие колеса, разработанные в Центре Келдыша.

Расчет коэффициента кавитации осерадиального колеса проводился по уточненной методике, разработанной в Калужском филиале МГТУ им. Баумана совместно с Центром Келдыша. Эта методика основана на исследовании отрывного (суперкавитаци-онного) обтекания решетки пластин - III критического режима кавитации.

Из решений уравнений неразрывности, сохранения энергии и количества движения получена зависимость коэффициента кавитации для режима суперкавитационного обтекания от геометрических и режимных параметров:

где

sin Д + ysinJ 8 + а sin($ - ó) sin(ß

ß\ - угол потока;5 - угол атаки; а = yßx - эффективное стеснение пото-

-1 = ?>($> А >я)>

ка; сг, = сг, / / - относительная толщина лопатки;х - коэффициент силы; I - шаг решетки.

Коэффициент силы (а^и, Ра, р,, с^Л^где 1 - длина хорды лопатки; а( - толщина лопатки.

В результате обработки экспериментальных данных по осерадиальным колесам найдены коэффициенты силы для лопаток с закругленными входными кромками. Для осерадиального колеса с вынесенными вперед входными кромками лопаток значение коэффициента силы следует принимать % — 0,2, а для колеса с лопатками, начинающимися в области поворота потока из осевого направления в радиальное (как у штатного варианта колеса насоса НМ 10000-210), % = 0,3.

Достаточно надежно можно принять: Я.и = 1,1Хш-

По известному значению л.п можно определить величину кавитационного запаса ДЬП:

С2 IV1

где к - коэффициент, учитывающий неравномерность потока на входе;

С1т - меридиональная составляющая абсолютной скорости на входе в колесо; - относительная скорость на входе в колесо. Величина кавитационного коэффициента быстроходности:

5,62

Результаты расчета коэффициента кавитации хорошо согласуются с результатами

экспериментальных исследований осерадиальных колес насосов для ЖРД и общепромышленного назначения. На рис.16 приведены экспериментальные значения в зависимости от коэффициента расхода на входе в насос фо = С1т/и1 для насосов с осерадиаль-ными колесами. Для сравнения на рисунке нанесены эмпирические зависимости (фо) для высо-

кооборотных центробежных и шнекоцентробежных насосов. Видно, что значения Хц осерадиальных колес ближе к значениям коэффициента кавитации для шнекоцентробежных насосов ЖРД с высокими антикавитаци-онными свойствами. Однако при антикавитационных свойствах, близких по значению шнекоцен-тробежным насосам, насосы с осерадиальными колесами имеют КПД 76...82%, шнекоцентробеж-ные насосы - 70...75%. Кроме того, осерадиальные колеса за счет

"и 0,12 0.10 / -в-

/

Д^ " 0.95^1+1, ¡у ?

/

/ 0- О

/ ч 0 о-

/ ■ % I 1

ао4. 0Д2- / ) И + сГ

/ к •

/ — — ■ од +0,1 —

и Ь

7 • о о О

/

02 ф

■ -11«; (3-РК2ЭО-5:

• -РК12Э; О -РК110-1;

¿ -РКЯО-1; 0--РК100-3; ¿-РК2147; »-РК90-2:

*-РК90-1; *=>-РК11М...5;

+-110-6...01; К-111М-..Л-0.1;

А-11М: Д-110-4-01...05;

<р-РК100-4; »-.РК2747

Рис. 16. Зависимость коэффициента кавитации А.п от коэффициента расхода для осерадиальных насосов.

оптимальной геометрии лопаток и меридионального сечения обеспечивают существенное (•в 3...8раз) снижение пульсаций давления.

Оценку осевой длины осерадиального колеса можно проводить по экспериментальной зависимости Скр от относительной длины колеса Ь0/02 (рис.17).

Более высокие величины соот-

ветствуют более высоким п5. Так, значения ЬосЛ32 =0,4 ... 0,6 соответствуют насосам с п3 =100...220.

Результаты расчета кавитационных свойств насоса НМ 10000 -210 с роторами 0,7 и 0,5 с осерадиальными колесами приведены в табл.3, компоновка насоса - на рис.18.

О-. РК 100-3; * - РК 2147; + - 11Д58 Н"0"; 4- "Кубань' . - НЦКВ-100/45; = - РК 110-1; Рис.17. Зависимость Сот относительного осевого размера осерадиального колеса.

»-РК90-1; *- РК 90-2; о-РК 230-5; — РК 123;

Рис.18. Проточная часть насоса НМ 10000-210 с ротором 0,7 <3н с осерадиальным рабочим колесом.

Таблица 3.

Кавитационные свойства насоса НМ 10000-210 с ротором 0,7 с осерадиальным колесом

Параметр Режим

0,75 (?„ 0» 1,05 0„ 1.15 0» 1,25 0„

Онас, м7с 0,727 0,97 1,018 1,11 1,212

Хц 0,076 0,08 0,089 0,1 0,125

ДЬд, м 11,47 15,5 17,4 20 25

Скр 2306 2125 1996 1878 1660

Напор, м 235 220 195 180 147

Таким образом, анализ показал, что применение новых колес весьма перспективно. Возможное снижение кавитационных запасов при этом составит: для варианта 0,7 0„ - 15,5 м вместо 62 м; для варианта 0,5 Он - 10,8 м вместо 42 м.

Пульсации давления и вибрации насосов с осерадиальными колесами снизятся примерно в 3...5 раз, что повысит их надежность и увеличит ресурс.

ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ внедрения осерадиалъныхрабочих колес для нефтетранспортных насосов.

Уменьшенные кавитационные запасы обеспечивают преимущества за счет уменьшения количества (или даже исключения) подпорных насосов на головных ЛПДС.

Экономия затрат на электроэнергию в год при исключении одного подпорного насоса составляет: 607,2 руб./кВт год х800 кВт =485760 руб./год.

При исключении 2-х подпорных насосов экономия затрат на электроэнергию составит около 900 тыс. руб. в год.

Кроме того, уменьшаются затраты на техобслуживание станции и приобретение запчастей для насосов НМП-3600, на работы по ремонту насосов.

Для одного насоса НМ-10000 (с осерадиальным ротором на 0,7Qhom) годовая экономия затрат на электроэнергию составляет: 900 тыс. руб. - 50 тыс. руб. (затраты на создание осерадиального колеса) = 850 тыс. руб.

Диагональные колеса

Опыт расчетно-теоретических и экспериментальных исследований, а также обобщение отечественного и зарубежного материала по наиболее эффективным (с максимальными КПД) диагональным насосным ступеням позволяют сделать вывод о том, что перспективно использование диагональных колес (с лопатками пространственной формы) в системах подачи ЖРД и общепромышленных энергоустановках - в случаях, когда отношение наружных диаметров входа и выхода колеса превышает 0,7. Действительно, в этих случаях при традиционной форме проточной части собственно радиальное (центробежное) рабочее колесо вырождается в неэффективный элемент гидромашины - аналогичный крыльчатке мешалки. Относительно большое отношение диаметров входа и выхода в ступени вызвано тем, что тяга ЖРД растет (значит, возрастает расход топлива и площадь проходного сечения), а потребный напор остается неизменным (то есть диаметр выхода остается прежним). Типовой случай такой проточной части насосной ступени приведен на рис.19.

Отношение наружных диаметров шнека и колеса составляет 0,82. Шнек обеспечивает кавитационные свойства ступени, а радиальное центробежное колесо с цилиндрическими лопатками - потребный напор. В такой ступени практически невозможно обеспечить безотрывное течение, высокий КПД и низкие пульсации давления, так как в основном энергетическом элементе ступени - рабочем колесе - нет места для плавного и постепенного преобразования механической энергии в гидравлическую. Напрашивается поэтому иная форма проточной части ступени, в которой формы меридионального сечения и лопаток обеспечили бы, с одной стороны, высокую всасывающую способность, а с другой стороны, потребный напор при минимальных потерях и низких пульсациях давления.

Поэтому был проанализирован большой объем литературы по насосным ступе-

ного насоса.

Отношение наружных диаметров шнека и колеса - 0,82._

ням с высокими КПД (принимались во внимание только такие ступени!), относительно высокими коэффициентами напора (более 0,3) и сравнительно высокой всасывающей способностью. В результате сделан положительный вывод о возможности сочетания в колесе диагональной формы высоких г], Ч'и Скр.

Примеры диагональных колес и их характеристик (завода «ГАНЦ-МАВАГ», исследованных Вудом Г.М.) иллюстрируются на рис.20, 21, 22 и 23.

■Фг

0,1 ОД 0.3

0,1 0,2 0.3 ф И

Рис.20. Колесо насоса «ГАНЦ-МАВАГ».

Рис.21. Характеристики насоса «ГАНЦ-МАВАГ».

♦ г

№2 0.1 М 0,5 а.« Ч>-

Рис. 22. Геометрия проточной части колеса, исследованного Рис. 23. Энергетические характеристики колес Вудом (колесо К.1-4А). Вуда.

Видно, что КПД приведенных насосных ступеней и колес составил 0,88 - 0,97; коэффициенты напора - 0,17 - 0,53; кавитационные характеристики могут быть(принципиально!) крутопадающими.

С целью экспериментального подтверждения полученных выводов были спроектированы, изготовлены (литьем в землю) и испытаны на воде (на гидростенде ЗАО НПО «Гидромаш») модельные насосы ЦН-268, РК 230-4,-5 (см. рис. 24, табл.2).

См' /

<

/ /*

7

/

с-«

2000

0,1 0.2 0.3 0.4

Рис.25. Характеристики насоса ЦН-268.

Рис.24. Геометрия проточной части колеса модельного насоса ЦН-268.

¡о Л

Рис.2б. Каветационная характеристика ЦН-268.

Иллюстрации возможных вариантов проточной части насосов некоторых ЖРД с

диагональными колесами показаны на рис. 27,28.

При разработке ступени ЦН-268 не ставилось условие удовлетворения требованиям ЖРД, это обычная насосная ступень для общепромышленной энергоустановки. Тем не менее видны параметры, некоторое изменение которых позволит считать ступень приемлемой для применения в ЖРД (крутая срывная характеристика, ¥=0,4, т]=0,8). В ступенях РК 230-4,-5 такие изменения были выполнены, из табл.2 видно, что эти диагональные ступени можно принимать в качестве прототипных для систем подачи ЖРД (или общепромышленных энергоустановок). Они имеют высокие КПД, Скр=3500 и 4000, Ч'гО.З, низкие пульсации давления и вибрации.

¿а

Штатный вариант

Диагональное колесо

Рис.27. Проточная часть БНА «О» Д57.

Рис.28. Проточная часть НО Д57.

На рис.29 показана типовая форма проточной части диагонального-осерадиального колеса, в котором возможно обеспечить сочетание высокой всасывающей способности (входная часть колеса) и потребных энергетических характеристик (выходная часть колеса).

Рис.29. Типовая форма диагонального-осерадиального колеса.

Интересно отметить, что колесо насоса американского ЖРД «ЬЯ-87» - оседиагональной формы, поток в нем изменяет направление от осевого на входе (углы лопаток около 7 е) до диагонального на выходе (рис.30). Отношение осевой длины меридионального сечения к наружному диаметру колеса - 0,63.

Следовательно, возможно так выбрать проточную часть колеса, что независимо от отношения диаметров входа/выхода можно распределять углы установки лопаток по радиусу и длине таким образом, что будут удовлетворяться условия ЖРД. Возможные преимущества этих вариантов Рис.зо. Колесо американского насоса . максимальные КПД (при неизменной высокой ЖРД 87" **

м ' всасывающей способности), низкие пульсации дав-

ления и вибрации, меньшие осевые габариты.

С учетом обобщения теоретического, экспериментального и литературно-статистического материала разработана укрупненная методика создания лопастных насосов ЖРД и энергоустановок, блок-схема которой приведена ниже:

Новый горизонтальный подпорный насос (НГПН 3600-120).

На магистральных нефтепроводах широко используются подпорные шнекоцен-тробежные насосы НМЛ и НПВ (в основном, для расходов 1250 - 5000м3/ч). Центробежные колеса двустороннего входа, литые, шнеки также литые. Скорость вращения ротора — 1000 и 1500 об/мин, КПД — 72-83%. Они часто ремонтируются, много простаивают. Уровень их вибраций высок (более 10 мм/с), кавитационные свойства невысокие (Дк=7м-для п=1500об/мин). Эксплуатируются они более 20 лет, значительно устарели. Подшипники шариковые с автономной маслосистемой.

ОАО АК «Транснефть» (совместно с ОАО «Сибнефтепровод» и другими ОАО МН) поставила задачу создать новый подпорный горизонтальный насос (НГПН) - в рамках конверсии. Диссертанту, главному конструктору НПО «Новотехника» принадлежит инициатива решения этой задачи, за которую взялись: НПО «Новотехника» (расчетно-теоретическая оптимизация проточной части, прочностные расчеты, расчеты устойчивости вращения ротора с гидростатодинамическими подшипниками, экспериментальная отработка таких подшипников, исследования на воде малоразмерных моделей шнеков и колес), НПО «Энергомаш» (КД, изготовление, заводские испытания), ИПТЭР (поставка электродвигателя, курирование испытаний на НПС, организационные работы).

Разработанные диссертантом методы расчетно-теоретической оптимизации проточной части легли в основу компоновки нового уникального насоса (см. схему меридионального сечения насоса на рис. 31). Основные параметры НГПН: расход - 3600 м /ч; напор - 120 м; кавитационный запас - 1,5 м (при испытаниях на воде, п=1500 об/мин).

йкШшд^ / кяжшШ' 1 V

—1---¡^•ЛА.-Й*

•ужшшшаийя?/?. I 1 У

Рис. 31. Новый горизонтальный подпорный насос.

Рабочее колесо - осерадиальное, с двухсторонним входом, с двумя шнеками переменной геометрии. Отводом служит спиральная улитка, входом - спирально-боковой подвод. Шнеки изготовлены на станке с ЧПУ, колесо — литьем по выплавляемым моделям, Уникальной особенностью конструкции насоса являются гидростатодинамические подшипники, работающие на рабочей жидкости - сырой нефти, ввиду чего ресурс их практически неограничен и не требуются автономные системы смазки, что существенно повышает надежность и безопасность эксплуатации НПС.

Ввиду важности обеспечения высоких параметров НГПН были использованы методы моделирования: изготовлены (на станке с ЧПУ) и испытаны на воде малоразмерные модели шнеков и осерадиальных колес, и только после этого были изготовлены объектовые шнеки и колеса.

Распределения скоростей и давлений в проточной части НГПН определены трехмерным и квазитрехмерным методами. На рис. 32 - 35 показаны примеры расчетных распределений скоростей и давлений в шнеке и колесе НГПН. _

сечение: к- 3 (среднее) и. и/с г '

Рис.32.

Распределение скоростей на средней поверхности межлопаточного канава шнека НГПН [

сечение:^ з (средний раднус)

Рис.33.

Распределение давлений на средней поверхности шнека НГПН

Относительные давления

сечение к« 3 (среднее) н. м/с хх-« /

Рис.34.

Распределения скоростей на среднем сечении межлопаточного канала колеса НГПН

сечение: к= з (средняя поверхность)

Энергетические характеристики НГПН (снятые на воде и нефти) показаны на рис.36.

Приемочная комиссия (на НПС «Урьевская-3» Тюменской области) сделала вывод о том, что насос успешно выдержал испытания на нефти и рекомендован к серийному изготовлению для замены парка устаревших подпорных насосов для трубопроводного транспорта нефти.

Характеристика насоса НГПН 3600-120 от 11.10.99 г. на воде (. - на нефти 22-23.12.99 г., ОЛДПС "Урьевская" )

N. кВт

2000

п=1500 об/мин

Н, м

160

140 120 100 80 60 40 20 0

1800 1600

1400 1200 1000 80 0 600 400

к пд ✓ ■

н •

/

/ N;

КПД.% 100

90 80 70 60 50 40 30 20

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

О, м3/ч

Рис.36.

Насос откачки утечек

В рамках конверсии по договорам между ОАО «Сибнефтепровод», НПО «Ново-техника» и НПК «Турбонасос»-КБХА разработаны, изготовлены, и успешно испытаны на воде и нефти насосы откачки утечек (нефти) НВН 50/350.

В традиционных схемах НПС используется откачка нефти из емкостей сбора утечек в две стадии: сначала нефть откачивается погружными насосами (как правило, типа 12НА 9x4) на прием горизонтальных насосов типа ЦНС 60-330, установленных в насосных помещениях НПС, которые закачивают нефть непосредственно в нефтепровод. Это увеличивает протяженность технологических трубопроводов, количество запорной арматуры и существенно снижает надежность работы НПС в целом.

Обеспечить откачку нефти непосредственно в нефтепровод (то есть в одну стадию) позволило применение вертикальных насосов откачки утечек наружной установки фирмы «Вортингтон» (Австрия) типов 5 №170-6+1 и 4 \\,иС-9+,1.

При разработке насоса НВН 50/350 установочные размеры выбраны с учетом возможности установки его в стакан насосного агрегата 5 №иС-6+1 или 4 Л\гиС-9+].

В состав элекгронасосного агрегата входит электродивигатель (во взрывозащит-ном исполнении), насос, трансмиссия, бустер (шнекового типа), труба заборная. Насос 6-ступенчатый, вертикальный, центробежный, секционный (что позволяет при необхо-

димости получить агрегаты с разными напорами).

Бустер обеспечивает бескавитационную работу основного насоса. У шнека бустера профилированная втулка и три ряда лопаток. За шнеком установлен направляющий лопаточный аппарат.

Привод ротора насоса - от асинхронного электродвигателя со скоростью вращения 2950 об/мин.

Проведены успешные квалификационные и сертификационные испытания насоса на нефти на стенде (замкнутой схемы) НИИХИММАШ (г. Сергиев-Посад). Насос отработал на нефти (с добавлением песка - по методике ускоренных испытаний) более 300 часов без дефектов и замечаний. Получены необходимые документы Госгортехнадзора: разрешение на серийное изготовление, сертификат, лицензия.

По предварительным заявкам ОАО МН, в 2001-2002гг планируется изготовить 30-60 электронасосных агрегатов НВН 50/350.

Передвижная насосная установка ПНУ-1М.

Передвижная насосная установка (ПНУ-1М) предназначена для оснащения аварийно-ремонтных служб магистральных нефтепроводов и нефтепродуктопроводов и применяется для: перекачивания нефти при освобождении участка нефтепровода под ремонт; сбора нефти из открытых земляных амбаров и закачки в нефтепровод ; работы в качестве временной нефтеперекачивающей станции (НПС) ; заполнения водой из открытых водоемов и гидроиспытаний нефтепроводов (нефтепродуктопроводов).

Оборудование установки смонтировано на двух автомобилях (см. рис.37, 38) высокой проходимости КамАЭ-43118 (6x6).

Рис. 37. Основная машина:

•Нефтяной насос высокого давления ПН 150-50, центробежный, с торцевыми уплотнениями. Производительность 150^250 м3/час, напор 300 + 650 м.

Утечки - 60 г/час. Кавитационный запас 7,4 м (допускается работа насоса с разрежением на входе без срыва при скорости вращения ротора дизеля ниже 1800 об / мин). •Ультразвуковой расходомер UFM-500K-1EX, расход текущий/ суммарный. •Задвижка на выходе насоса dylOO, Ру 6,3 МПа.

•Система автоматической защиты по аварийным параметрам дизеля, насоса.

Рис. 38. Вспомогательная машина:

•Самовсасывающий подпорный насос ЦНС150-50, шнекоцентробежный, с торцевым уплотнением. Производительность 150 + 250 м3/час. Напор 30 -s- 70 м.

Утечки 30 г/час. Высота всасывания - 8,5 м (кавитационный запас - 1,5 м).

Электродвигатель асинхронный, взрывозащищенный, 45 кВт.

•Дизельэлектростанция АДС-100, 100кВт.

•Гидравлический кран-манипулятор МКС - 4032. Грузоподъемность 1,6 + 4т, вылет 2 + 5,4 м.

•Гидроустановка высокого давления для опрессовки, мойки оборудования, автотехники (10 -s- 145 кг / см2 , 630 л/час).

•Комплект гибких рукавов для подсоединения насосов.

•Комплект кабелей (200 м).

НПО «Новотехника» разработало ПНУ-1М в 1993-1996 г.г. по контракту с АК «Транснефть» для замены всего парка технически и морально устаревших установок ПНА-1, ПНА-2, которые имели низкую надежность, малый ресурс, большие утечки нефти, низкие антикавитационные свойства, малый напор подпорного насоса, высокий уровень вибраций, а также недостаточные пожаровзрывобезопасность и экологическую безопасность.

Внедрение в 1997-1998 г.г. на предприятиях магистральных нефтепроводов новой установки ПНУ-1М прошло успешно.

Опытный образец ПНУ-1М отработал более 10000 часов при проведении ремонтных работ на нефтепроводах Горький-Ярославль, Ярославль-Кириши, Сургут-Полоцк. В том числе более 2000 часов в режиме непрерывной круглосуточной работы в качестве временной нефтеперекачивающей станции на нефтепроводе Грозный - Баку в г. Хасав -Юрте.

Головной образец ПНУ-1M установочной серии в апреле- мае 1999 г. прошел квалификационные и сертификационные испытания на воде и нефти на установке с замкнутым контуром в НИИХИММАШ (г. Сергиев Посад).

Получены: сертификат соответствия № РОСС RU.H001.B00043, разрешение Госгортехнадзора РФ на применение № РРС 04-455, лицензия рег. № В00043.

К настоящему времени НПО «Новотехника» изготовило и поставило объединениям АК «Транснефть» и КТК более 20 комплектов ПНУ-1М, которые успешно эксплуатируются в Ярославском, Горьковском, Рязанском, Самарском, Саратовском, Волгоградском, Краснодарском, Тихорецком, Омском, Иркутском, Альметьевском Районных Нефтепроводных Управлениях, СУПЛАВ г. Тюмень.

Установки ПНУ-1М демонстрировались на международных выставках: «Нефте-

газ», июнь 1999, Уфа; «Нефтегаз», апрель 2000, Уфа; «Нефтегаз», июнь 2000, Москва.

В настоящее время завершена работа по созданию модификации ПНУ-1М -так называемой малой передвижной насосной установки (МПНУ). Она будет размещаться на одном автомобиле типа КАМАЗ и содержать только один насос (самовсасывающий - см. рис. 39).

Такая установка предназначается для обеспечения многих типовых режимов перекачки нефти и нефтепродуктов, когда не требуется слишком высокий напор (не более 100 м). По предварительным заявкам ОАО МН, потребность в таких МПНУ - около 60 шт. в год.

Рис. 39. Самовсасывающий электронасосный агрегат ЦНС 150-100.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. На основе обобщения обширного материала по отечественным и иностранным насосам (главным образом, США, Японии, Великобритании, Германии) сделан вывод о том, что есть резервы повышения КПД и надежности отечественных насосных агрегатов при разработке новых ЖРД и общепромышленных энергоустановок. Впервые в отрасли использована аналогия течений в насосах ЖРД и высоконапорных авиационных компрессорах. Определены особенности разработок высоконапряженных насосов для перспективных ЖРД и общепромышленных энергоустановок многоразового и длительного использования.

2. Созданы методики расчетно-теоретической оптимизации проточной части лопастных насосов (центробежных, осецентробежных, шнековых, диагональных), обеспечивающих высокие коэффициенты полезного действия и напора, высокую всасывающую способность и низкий уровень виброакгивности.

3.Созданы алгоритмы и компьютерные программы: расчетов квазитрехмерного и трехмерного потоков в насосах; фрезерования на станках с ЧПУ осевых, диагональных, центробежных и осецентробежных колес насосов, компрессоров и турбин; выбора и согласования параметров насосов, компрессоров и турбин турбонасосных агрегатов ЖРД и энергоустановок различного назначения.

4. Рассчитаны параметры структуры пространственного потока и перепады давлений на лопатках в колесах большинства насосов отечественных (и некоторых зарубежных) ЖРД. Показано, что в колесах большинства отечественных насосов ЖРД

структура потока существенно неравномерна, имеются отрывные зоны, увеличивающие гидравлические потери и виброактивность.

5. Созданы и успешно использованы для получения новых результатов экспериментальные модельные установки для исследования характеристик насосов, турбонасосов, турбин, гидростатодинамических подшипников - в Центре Келдыша и НПО «Ново-техника». Активно использованы также результаты модельных исследований лопастных насосов на экспериментальных стендах ОАО «Гидромаш», Калужского филиала МГТУ им. Н.Э. Баумана, ЛПИ, ОАО «КТЗ» (Калужский турбинный завод), ряда головных и промежуточных НПС (насосных перекачивающих станций) магистральных нефтепроводов.

6. Разработаны и успешно используются методы моделирования при создании крупных высоконагруженных насосных агрегатов ЖРД и магистральных нефтепроводов. Детальные исследования малоразмерных моделей на воде обеспечивают выбор оптимальной проточной части объектового насосного агрегата с максимальными КПД, всасывающей способностью и минимальным уровнем виброактивности. При этом существенно сокращаются стоимость и сроки создания новых агрегатов.

7. На основе разработанных расчетно-теоретических методов созданы и экспериментально исследованы (на воде) модельные насосные ступени с осерадиальными колесами (в диапазоне коэффициентов быстроходности 60 - 400), обеспечившие сочетание высоких КПД, всасывающей способности и низкого уровня виброактивности. Эти модельные ступени могут приниматься в качестве прототипов при создании новых насосных агрегатов ЖРД и общепромышленных энергоустановок.

8. Результаты экспериментальных исследований модельных насосных ступеней на воде показали, что возможно создание высокоэффективных шнековых-оседиагональных (н/>0,4; т]г =0,8), диагональных (*Р>0,3; Т1Г 20,95) и осерадиальных (у>0,5; т|г>0,9) рабочих колес для перспективных насосных агрегатов.

9. Автономные гидроиспытания объектовых насосных ступеней с проточной частью (шнеки, рабочие колеса, лопаточные и трубчатые диффузоры, спиральные улитки), выполненной с использованием вышеприведенных рекомендаций, самого мощного современного ЖРД (РД-170, ракета «Энергия-Буран») показали, что КПД насосов увеличился на 5 - 10%, пульсации давления уменьшились в 3 - 8 раз, вибрации снизились в 2 -3 раза по сравнению с исходными вариантами проточной части насосов. Это позволило ускорить отработку двигателя и снизить ее стоимость.

10. При создании уникального отечественного кислородно-водородного ЖРД РД-0120 использованы рекомендации по совершенствованию проточной части рабочих колес основных насосов, снижению вибраций и устранению резонансных колебаний высокооборотных рабочих колес основного трехступенчатого водородного насоса.

11. Методики профилирования и фрезерования шнековых колес использованы при создании бустерных насосов большинства отечественных ЖРД.

12. На основе результатов экспериментальных исследований и обобщения обширного литературного материала (в том числе зарубежного) по энергокавитационным характеристикам наиболее эффективных колес диагональных насосов сделан вывод о перспективности их использования в ЖРД и общепромышленных энергоустановках - в особенности в случаях, когда отношение наружных диаметров входа и выхода колеса превышает 0,7.

13. Результаты работ широко внедрены в народном хозяйстве:

- Разработано осерадиальное колесо с двухсторонним входом с двумя шнеками для магистрального нефтепроводного насоса НМ-3600-210 (ротор на расход 2500 м3/ч).

Насос с этой проточной частью успешно работает более 5 лет на НПС ОАО «Приволж-скнефтепровод». Кавитационный запас и уровень акустического шума этого насоса в несколько раз меньше, чем типовых штатных магистральных насосов.

- Разработаны, изготовлены (на станке с ЧПУ) и успешно испытаны на нефти шнековые колеса переменной геометрии в вертикальных подпорных насосах НПВ-3600, НПВ-5000 для магистральных нефтепроводов (ОАО «Сибнефтепровод»), Обеспечено существенное снижение потребного кавитационного запаса и уровня виброактивности подпорных насосов типа НПВ.

- НПО «Новотехника» совместно с НПК «Турбонасос» разработан, изготовлен и успешно испытан на воде и нефти электронасосный агрегат откачки утечек нефти (НОУ) НВН 50/350 на насосных перекачивающих станциях магистральных нефтепроводов. Получены: разрешение Госгортехнадзора на серийное изготовление; сертификат и лицензия. Этот насос заменяет дорогие импортные насосы фирмы «Вортингтон».

- НПО «Новотехника» (совместно с ОАО «КТЗ» и ОАО «Автодизель») создало уникальную передвижную насосную установку (ПНУ-1М) для оснащения аварийно-ремонтных служб магистральных нефтепроводов и нефтепродуктопроводов. Ввиду высокой эффективности, надежности и безопасности эти установки заменят весь парк старых установок (ПНА-1 и ПНА-2), эксплуатировавшихся около 30 лет на магистральных нефтепроводах. Получены: разрешение Госгортехнадзора на серийное изготовление, сертификат; лицензия. Зарубежных аналогов нет. По сути, решена важная национальная задача создания нового отечественного оборудования для магистральных нефтепроводов. Сейчас эксплуатируются более 20 комплектов ПНУ-1М в разных регионах (Нижний Новгород, Ярославль, Самара, Тюмень, Омск, Уфа, Новороссийск, Великие Луки, Рязань, Волгоград и др.). Суммарная наработка одной установки превышает 10000 часов. Годовой экономический эффект от эксплуатации только одной ПНУ-1М составляет более 200000у. е.

Содержание диссертации отражено в следующих основных работах:

1. Чумаченко Б.Н., Кочетков М.М., Иванова В.М. Методика расчета проточной части рабочих колес насосов ЖРД. // НИИТП РКА, Москва, 1992,- С. 63.

2. Чумаченко Б.Н., Филин H.A., Кочетков М.М., Белоконь B.C. // Методика диагностирования технического состояния и работоспособности турбонасосного агрегата (ТНА) ЖРД на основе анализа вибрационных сигналов. Рекомендации по снижению вибраций ТНА.- Авиакосмическая техника и технология.- 2000, №2.- С. 59-64.

3. Чумаченко Б.Н., Кочетков М.М., Мельник В.А. Разработка высокоэффективных насосов. // Труды первой международной авиакосмической конференции «Человек — Земля - Космос»,-Москва,- 1992,- С. 130-134.

4. Чумаченко Б.Н., Солодченков В.Ф., Кочетков М.М. Разработка модельных ступеней лопаточных агрегатов с повышенными энергокавитационными характеристиками. // НТО, НИИТП, ВНИИГИДРОМАШ, Москва,- 1980.

5. Чумаченко Б.Н. Высокооборотные лопаточные агрегаты. // ЦНТИ «Поиск».- Обзор,-1987,- С. 93.

6. Чумаченко Б.Н., Кочетков М.М. Вопросы гидродинамического совершенствования высокооборотных лопаточных машин. // ЦНТИ «Поиск»,- Обзор.- 1980,- С. 64.

7. Чумаченко Б.Н., Кочетков М.М. Способы улучшения кавитационных характеристик высокооборотных лопаточных машин. // ЦНТИ «Поиск»,- Обзор,- 1981,- С. 64.

8. Чумаченко Б.Н. Японско-англо-русский словарь по гидроаэромеханике и гидромашинам. // Труды первой международной авиакосмической конференции «Человек -Земля - Космос»,- Москва,- 1992.- С. 325-330.

9. Панаиотти С.С., Савельев А.И., Чумаченко Б.Н. Отрывное обтекание решеток пластин конечной толщины. // Седьмая Всесоюзная научно-техническая конференция.-

Калуга, 1982,-С. 119.

10. Панаиотти С.С., Савельев А.И., Чумаченко Б.Н. Расчет оптимальных по всасывающей способности предвключенных колес. // Прогрессивные технологии и конструирование: Межвузовская научно-техническая конференция,- Калуга, 1987.- С. 124.

11. Чумаченко Б.Н., Кочетков М.М. Совершенствование рабочих колес для насосов магистральных нефтепроводов. // Трубопроводный транспорт нефти.- 1995, N 8,- С,- б -8.

12. Лисин Ю.В., Чернышов А.Г., Жаворонков К.К., Чумаченко Б.Н. Новая передвижная насосная установка (ПНУ 1). // Трубопроводный транспорт нефти.-1997, № 4,- С. 2327.

13. Савицын A.M., Чумаченко Б.Н. Новая передвижная насосная установка (ПНУ-1М). Головной образец установочной серии. // Трубопроводный транспорт нефти,- 1998, № 8.- С. 22-26.

14. A.c. № 950958 СССР. Осерадиальное колесо центробежного насоса. / Кочетков М.М., Кудеяров В.Н., Кушиир Г.М., Солодченков В.Ф., Чумаченко Б.Н. // Бюлл. изобр., 1982, №30.

15. A.c. № 879042 СССР. Центробежный насос. / Чумаченко Б.Н. // Бюлл. изобр., 1981,

№41.

16. A.c. № 184807 СССР. Уплотнение плавающего типа колеса центробежного насоса. / Мельник В.А., Чумаченко Б.Н., Киселев Г.Б. // Бюлл. изобр., 1983.

17. Лисин Ю.В., Чернышов А.Г., Жаворонков К.К., Прокофьев В.В., Чумаченко Б.Н., Горохов В.И. Насос для откачки утечек. // Трубопроводный транспорт нефти,- 1997, № 8,- С. 13-16.

18. Nikolai Kupreev, Boris Chymachenko, Vladimir Karachanjan. Using Finite-Difference and Finite-Boundary Element Methods in the Procedures of Optimization Pump Impeller Blades Form. // II International Seminar on Boundary Element Techniques and Singularity Methods in Engineering.- WROCLAW, POLAND, 3 -5 December 1992.

19. Боровский Б.И., Кочетков M.M., Красильников А.И., Сорокина Л.А., Хитрик В.Л., Чумаченко Б.Н. Экспериментальное исследование центробежных насосов с трубчатыми диффузорами. // Лопаточные машины и струйные аппараты. Сборник статей.-Труды ЦИАМ .- № 1261.- 1990.-С.- 85 - 93.

20. Куняев С.В., Киселев Г.Б., Прядко С.В., Чумаченко Б.Н. Расчет уплотнений плавающего типа методом конечных элементов. // Тезисы докладов к IY Всесоюзному научно-техническому совещанию по уплотнительной технике,- Сумы, 1985.

Рл - угол установки лопатки (угол между лопаткой и направлением, противоположным вращению);

АР = р2л - р]л - угол изгиба лопатки; у - угол установки решетки, угол клина (входной кромки лопатки); 8 - угол отклонения потока, толщина лопатки;

8 - относительный радиальный зазор;

9 - угол охвата лопатки колеса; А,, - коэффициент кавитации; Г- циркуляция скорости;

Индексы ш - меридиональный; о - осевой; и - окружной; - поверхность всасывания; г - радиальный; кр- критический; л - лопатка; р- рабочая поверхность; ут- утечка: н - наружный; ср- средний; вт - втулка; покр - покрывной диск колеса; ут - уплотнение; лаб - лабиринт; ул - улитка; д - диффузор, дисковый; к - колесо; см - смешение; ос - осевой; расш - расширение; ц ут - циркуляция утечек; тр - трение;

0 - входное сечение;

1 - вход (в насос, колесо);

Г - входное сечение (за сечением "О");

2 - выход (из насоса, колеса);

3 - вход в лопаточный диффузор;

4 - выход из лопаточного диффузора; - осредненный;

1 - сечение входа в колесо;

2 - сечение выхода из колеса; вх - сечение входа в ступень; вход в колесо; вых - сечение выхода из ступени; н - нерабочая сторона лопатки; р - рабочая сторона лопатки; п - периферийная линия тока; I, II - первый и второй критические кавитационные режимы.

0 - перед лопатками колеса;

1 - вход в решетку колеса;

2 - выход из решетки колеса; г - гидравлический; ж - жидкость; ид - идеальный; кав - каверны, кавитации; кл - клин входной кромки; л - лопатка; м - модель; нар - наружный; нат - натуры; осн.к - основное колесо; п - пар; п.с - пограничный слой; с - средний; ск - суперкавитирующий; ср - срывной режим; тр - трение; ц.к - центробежное колесо; а - осевой поток; т - меридиональный поток.

Глава I. Перспективные предвключенные решетки в насосах

В настоящее время к высокооборотным лопаточным агрегатам предъявляются весьма высокие требования по экономичности, всасывающей способности и надежности при длительной и многократной работе. Чтобы их удовлетворить, необходимо искать новые способы профилирования проточной части насосов. Одним из таких способов является применение предвключенных суперкавитирующих решеток, при обтекании которых кавитационная каверна замыкается не в межлопаточном канале решетки, а за лопаткой, ввиду чего исключается разрушение материальной части насоса из-за кавитационной эрозии. Высокооборотный насос с пред-включенной суперкавитирующей решеткой может иметь значительно более длительный ресурс, чем насос, выполненный по обычной схеме.

За рубежом проведено большое количество исследований суперкавитирующих насосов, применяемых в машиностроении, результаты которых могут быть использованы при разработке новых схем высокооборотных насосов с высокой всасывающей способностью.

В главе приводятся основные сведения по исследованиям отечественных специалистов, Пирсола И.С., японских и американских специалистов, в которых экспериментально определялись характеристики различных типов суперкавитирующих решеток, а также исследования Центра Келдыша, КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана и ЗАО «НПО Гидромаш» (см. литературу к главе [1 - 46]). Перспективной представляется схема двухрядного суперкавитирующего осевого насоса, обладающего достаточно высоким коэффициентом напора, длительным ресурсом и не подверженного разрушению от кавитационной эрозии. Из анализа рассмотренных в обзоре исследований по суперкавитирующим насосам можно сделать вывод о том, что применение суперкавитирующих решеток может обеспечить надежную длительную работу высокооборотного насоса без разрушения материальной части от кавитационной эрозии.

1. ПЕРСПЕКТИВЫ ПРИМЕНЕНИЯ СУПЕРКАВИТИРУЮЩИХ РЕШЕТОК В СТУПЕНЯХ ВЫСОКООБОРОТНЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ

1.1. СУПЕРКАВИТАЦИОННОЕ ОБТЕКАНИЕ РШЕТКИ ПРОФИЛЕЙ С КАВИТАЦИОННОИ КАВЕРНОЙ КОНЕЧНОЙ ДЛИНЫ

В суперкавитирущей решетке кавитационная каверна "схлопывается" не в межлопаточном канале, как в обычном осевом колесе (рис.1), а за лопаткой, как показано на рис.2-4. Такое "схлопывание" каверны не сопровождается эрозией металла, приводящей к разрушению и преждевременному выходу из строя колеса гидромашины (насоса, турбины и др.).

Профиль Кадитационюя каВерна

Рис.2. Кавитационное обтекание суперкавитирующего профиля.

Рис.4. Суперкавитациониое (а) и обычное кавитационное (б) обтекание лопатки.

Термин "суперкавитация" часто употребляется только для обозначения так называемого предельного (срывного по кавитации) режима, при котором длина кави-тационной каверны бесконечна и напор насоса отсутствует. На самом деле режим суперкавитационного обтекания профиля может быть, когда длина каверны бесконечна (предельный срывной режим) и когда она конечна (суперкавитирующая решетка с каверной конечной длины) [1-3]. В суперкавитирующей решетке по мере уменьшения давления перед решеткой (или уменьшения числа кавитации) длина кавитационной каверны увеличивается, достигает длины лопатки (рис.5) [1], а затем продолжает свой рост, не вызывая существенного ухудшения основных характеристик решетки (вплоть до определенного размера каверны).

Рис.5. Кавитационные характеристики решеток типа М (см. табл.2).

При значительной длине каверны (превышающей длину лопатки) напор насоса несколько снижается, но все же остается приемлемым для обеспечения работоспособности последующих ступеней (иди рядов решеток) -осевого, диагонального иди центробежного типов. Напор такого насоса существенно выше (даже не сравним с ним) напора насоса в режиме суперкавитации с каверной бесконечной длины. Именно в таком смысле мы будем употреблять в данном обзоре термин "суперкавитация".

Большое количество теоретических и экспериментальных работ посвящено исследованию суперкавитационного обтекают с кавитационной каверной конечной длины одиночного профиля (см. рис.2) для подводных крыльев [4-9]. Давно высказана идея использования суперкавитирующих высокоскоростных винтов в судостроении [10]. И лишь в последние годы появились сообщения о применении принципов суперкавитации в насосостроении [1-5, 11-13]. В некоторых работах изложены точные и приближенные методы (в линейной и нелинейной постановке) расчета распределения давления, коэффициентов аэродинамических сил, границ каверны при суперкавитационном обтекании профилей [1, 4-9].

При расчете суперкавитирующих решеток возможно применение различных методов - точных нелинейных (как, например, в работах [6,7] ); приближенных линейных; приближенных, основанных на результатах продувок и проливок решеток профилей (прототипов-аналогов). Целью расчета профилей является обеспечение двух основных требований:

- высоких кавитационных характеристик;

- требуемого напора и высокого КПД насоса.

Первое требование обеспечивается правильным выбором входных геометрических параметров решетки, второе - выполнением такой конфигурации профиля, которая создает потребные напор и КПД.

1.2. УГОЛ ОТКЛОНЕНИЯ ПОТОКА ОТ НАПРАВЛЕНИЯ ЛОПАТКИ

Если принять обычную широко распространенную гипотезу об аналогии срывного кавитационного режима насоса и предельного суперкавитационного течения (когда длина каверны бесконечна) [14,15], можно оценить величину угла отклонения потока от направления лопатки осевой (шнековой) решетки постоянного шага малой густоты [14]. В работе [15] рассматривается отрывное суперкавитаци-онное обтекание плоскопараллельным потоком идеальной несжимаемой жидкости прямой решетки тонких пластин с шагом t , длиной лопатки I и углом установки

Рл1. В бесконечности перед решеткой поток имеет скорость м>1 (относительная скорость), направленную под углом р, к окружному направлению. За решеткой поток характеризуется относительной скоростью ж, и углом Р2 к окружному направлению. В шнековой решетке с постоянным шагом Рл) = Рл2 -рл. Отклонение потока от лопатки на выходе из решетки можно характеризовать величиной Д = 5 / / (где 5 -угол отклонения потока). Если величина z = ¿/tp стремится к нулю (очень редкая решетка), поток не изменяет свое направление, величина Д равна 1. При х со (очень густая решетка) направление потока за решеткой совпадает с направлением лопатки и Д =0.

Уравнения, связывающие геометрию решетки с кинематикой потока, имеют вид: 2 ТУ1 г 1 CD' = —Rsin(pM -i)cos8ln—+ £ш(Зл1 + i?2 со^((Зл] -z) 7t Wj

71 m, ll + R2 -IRcosi "b + R2+2Rcosi'

77^ ф' = arcig

1 - cos 5 1 + cos8' IRsini l-R2 sin{$A - fjcosb- ^jsin2 i - ¿,ш2(Рл1 - z) sin 8

Эти уравнения позволяют рассчитать А = f[£/tp] при р, = const и i = const.

3 табл.1 приводится густота решетки тонких пластин, рассчитанная для случая отклонения потока Д = 1 % [14].

Таблица 1 i град град

5 10 15

1 0,183 -

2 0,138 0,366

3 0,092 - 0,548

4 0,046 0,276

6 - 0,185 0,414

8 - 0,094

9 - - 0,280

12 - - 0,142

При Д< 1% отклонение потока можно не учитывать и считать решетку практически густой.

Приведенные результаты расчетов показывают, что при относительно небольших углах установки лопатки (Зл < 15° и углах атаки г <15°, обычно применяемых в предвключенных шнековых колесах с постоянным шагом решетки, уже при густоте т > 0,4 отклонением потока 5 можно пренебречь. Это положительный вывод, свидетельствующий о том, что в тонкой решетке профилей может реализовы-ваться определенный напор.

1.3. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СУПЕРКАВИТИРУЮЩЕЙ РЕШЕТКИ

Энергетические характеристики решетки описываются уравнениями с использованием коэффициентов подъемной силы и силы гидродинамического сопротивления (в приложении к элементарному сечению, см. рис.3). Изменение момента количества движения в окружном направлении равно моменту окружных составляющих сил, действующих на решетку, следовательно, если закрутка потока на входе в решетку отсутствует, можно записать:

2^-лир с

1 + Т-С&Р,

1)

С учетом перепада давления на решетке Ар имеем: ^ = (сусоз$х-сх8т§^~ т (2)

Полная энергия потока за решеткой: Е = ёН=г[гсии

Гидравлический КПД решетки:

Л/ ис

3)

В ином виде гидравлический КПД решетки модно представить следующим об разом: с ) с I — соб-р, -¿тер, е.

2 и

4)

Лг =~7— с и — ,УШ Р, +С05р1 и, У

Если объединить уравнения (1,4) и записать их в безразмерной форме, получим: с т: у

-5ОТ2 Р, ф су а -а

СО^Р] — 5Ш Р[

5)

Лг = Ф Ф

-ср + 1

4ф

-ф + 1

V ^

-ф

Выражение для коэффициента силы сопротивления можно записать в виде:

Ар^ с,. =

25ш3р,{ а Л т с си - ■ V р)

6)

При определении суммарных характеристик круговой решетки необходимо проинтегрировать вышеприведенные уравнения по радиусу от втулки до периферии с учетом уравнения радиального равновесия:

1Ф = С <ка , с, 4е/) р ¿/г ° йг г йг

Некоторую трудность представляет определение взаимозависимости величин Н, си , су и А,,. От выбора и заданного распределения окружной составляющей скорости жидкости за колесом в сильной степени зависят суммарные характеристики машины.

В настоящее время, к сожалению, накоплено недостаточно сведений об экспериментальных зависимостях су и сх от Х1кр. Полезные, хотя и в ограниченном диапазоне параметров, сведения по экспериментальному материалу содержатся в работе [5]. На рис.6 показано влияние густоты решетки и коэффициента кавитации А,, на величину теоретического коэффициента подъемной силы (по обобщениям данных работы [1]). Зависимости величин су и сх от коэффициента Хх по результатам экспериментов [5] для суперкавитирующей решетки (у =53°, т = 0,625, г= 8 и 9°) представлены на рис.7. Рассчитанное по линеаризованной теории решеток влияние угла атаки, густоты решеток и коэффициента Х1, на коэффициент подъемной силы приведено на рис.8. На рис.9 дана зависимость су = /(я,,) для разных решеток при у = 20°, 1= 6°, т= 0,5. Цифры у стрелок обозначают отношение длины каверны к длине хорды профиля 1кав/сг Применение уравнений (1-3, 6) с учетом приведенных графиков (рис.6-9) может служить достаточно надежной методикой предварительного расчета и выбора основных параметров суперкавитирующих решеток.

Рис.6. Зависимость су от т при различных А^: о - А,! =0,025; ^-^=0,035; А., = 0,045.

Рис.7. Зависимости су (а) и сх (б) от X,.

Рис.8. Зависимость су = /(>.,) для решетки профилей, изогнутых по дуге (у = 20°, 9 = 8°):

Номер кривой 1 2 3 4 5

1> град 8 8 8 6 4 т 0,6 0,5 0,4 0,4 0,4

Рис.9. Расчетная зависимость су = /(>.,) для решеток разных профилей:

----Н1;------ ШЦ---дуга 8°;

---типа "Ти1т"; -решетка пластины.

Коэффициенты су я сх, определенные выше для невязкой жидкости, следует уточнять с учетом реальности жидкости. В поправки на реальность лсидкости должны входить: трение жидкости о поверхность профилей, влияние вязкости на форму и размеры кавитационной каверны, вторичные токи, утечки через радиальные зазоры между решеткой и корпусом, пограничный слой на стенках корпуса насоса. По всем этим факторам в общем и авиационном машиностроении накоплен достаточный материал применительно к насосам и компрессорам. Статистические данные экспериментальных исследований суперкавитирующих решеток показали, что абсолютные величины поправок малы. Однако ввиду малости отношения коэффициентов подъемной силы и силы сопротивления эти поправки должны определяться как можно точнее.

Коэффициент полной силы сопротивления профиля равен:

Сх ~ Схид схтр Схвт где схид- коэффициент силы профильного сопротивления, определенный по теории решеток профилей, обтекаемых невязкой жидкостью; схтр - коэффициент силы сопротивления, определяемой профильным трением, который можно аппроксимировать уравнением Прандтля - Шлихтинга для пластины схтр = 0,455 /(№)2'58; схвт - коэффициент силы сопротивления, включающий влияние вторичных течений, пограничного слоя и радиального зазора между корпусом и решеткой.

На рис.10 представлена зависимость величины схвт от Х]с (здесь - для среднего радиуса) для разных решеток (см. табл.2). Видно, что величины схш для всех семи приведенных решеток укладываются в сравнительно узкий диапазон (0,0120,27). Величина^, каждой решетки слабо зависит от Х1.

Схп

0,02 0,01 щг ПОЗ ДМ 0,05 0,06 0,07 А1С

Рис.10. Зависимость схвт =/{к 1с):

Профиль Н1 Н2 нз Б5 Э7

Обозначение ▲ • М Я *

Если кавитационная каверна схлопывается на поверхности лопатки, т.е. решетка перестает быть суперкавитирующей, то величина схш возрастает. Сопротивление возрастает, если относительный радиальный зазор 8 становится более 1% (рис.11). Сила сопротивления профиля оказывает существенное влияние на суммарные характеристики решетки. Ввиду различной длины, на которой схлопывается каверна на периферии и у втулки колеса, имеется существенная неравномерность распределения сх по радиусу (рис.12). о 1 2 Н

-з

-т

Рис. 11. Влияние относительного радиального зазора 8 на Н (•) и г) (о). щ вр ер | Рис.12. Распределение сх по радиусу (г'= 8°18'):

Номер кривой 1 2 3 4

0,08 0,068 0,057 0,047

1.4. ДИАПАЗОН ВОЗМОЖНЫХ РАБОЧИХ ХАРАКТЕРИСТИК

СУПЕРКАВИТИРУЮЩИХ НАСОСОВ Представляет интерес рассмотрение примерного возможного диапазона рабочих характеристик суперкавитирующих насосов. Нагрузку на лопатку решетки можно определить по уравнению (5) в зависимости от параметров у, ср и су / сх.

Приемлемые для практики величины су их можно определить по данным продувок решеток в зависимости от X,, / и у . Поскольку ср = tg{у -/'), то, имея результаты продувок и (или) проливок различных решеток и потребные параметры колес, можно получить характеристики у = /(ср) для возможных параметров насосов. Расчетные характеристики у = /(ср) приведены на рис.13, там же нанесены линии для коэффициентов быстроходности.

Рис.13. Сводный график параметров суперкавитирующих насосов: ---<7=0,3;------1= 0,5; -оптимум для Д/гетт/„;

---?-----границы работы насосов без кавитации в статорной решетке (корпусе); экспериментальные точки для различных профилей (А., = 0,02):

Обозначение О • 0 •

Профиль Е.1 Н4 М2 Н2

На этом же рисунке нанесена кривая, соответствующая минимальному подпору перед колесом Ь\хтт. На рис .13 представлены также некоторые результаты экспериментальных исследований насосов [1]. Заметно, что многие насосы выполнены неоптимальными по соотношению напора и кавитационных свойств.

1.5. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ СИСТЕМЫ

СУПЕРКАВИТИРУЮЩЕЕ КОЛЕСО + ЦЕНТРОБЕЖНОЕ КОЛЕСО»

Перспективно применение суперкавитирующих осевых редких решеток перед основными колесами центробежных насосов. Анализ показал, что осевая длина таких решеток невелика, поэтому они легко вписываются в компоновку насоса без нарушения силовой схемы и общих габаритов. Применение суперкавитирующей решетки в такой схеме обеспечивает два основных преимущества:

- уменьшение потребного давления на входе в насос;

- отсутствие кавитационной эрозии.

В связи с относительно низким напором суперкавитирующего колеса уменьшение общего КПД системы должно быть незначительным, а потребное давление на входе может уменьшиться более чем в три раза. Важно отметить, что в данной системе следует определять такую величину коэффициента кавитации центробежного колеса, которая соответствует началу возникновения кавитации, т.е. началу скрытой кавитации, а не только критическому давлению (давление срыва). Коэффициент расхода перед основным колесом составит:

Ф«.,.* = агсШ ~ и~сл где суХ- закрутка потока, создаваемая суперкавитирующей решеткой.

Суммарный КПД системы можно получить из баланса энергии. Если напор суперкавитирующего колеса много меньше напора основного колеса, то получается следующее выражение:

Л ас^\осн.к

Ле Я

Л^ + Лс

7)

Из уравнения (7) можно видеть, что с уменьшением относительного напора суперкавитирующего колеса суммарный КПД системы возрастает. С целью уменьшения потребного напора суперкавитирующего колеса кавитационные свойства основного колеса должны быть максимально возможными (при прочих равных условиях). Выход из суперкавитирующего колеса должен быть согласован со входом в центробежное колесо. Такое согласование трудно осуществить лишь в том случае, если кавитационные качества центробежного колеса слишком низкие.

1.6. УЛУЧШЕНИЕ КАВИТАЦИОННЫХ СВОЙСТВ НАСОСА, ОБЕСПЕЧИВАЕМОЕ СУПЕРКАВИТИРУЮЩИМКОЛЕСОМ

Для оптимальных по кавитации величин входных диаметров колес необходимо, чтобы оптимальный диаметр суперкавитирующего колеса был больше, чем оптимальный диаметр основного (центробежного) колеса. Входной диаметр основного колеса можно увеличивать до диаметра суперкавитирующего колеса, так как закрутка потока за суперкавитирующим колесом уменьшает относительную скорость м>1оснк, а следовательно, влияет положительно на кавитационные качества. По потребным напорам перед колесами можно оценить степень улучшения кавитаци-онных свойств основного колеса, обеспечиваемого наличием предвключенного суперкавитирующего колеса: крТ. к р.осн.к

-13/4

2 X, где индекс £ - предвключенное суперкавитирующее колесо + основное (центробежное) колесо.

1.7. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

СУПЕРКАВИТИРУЮЩИХ РЕШЕТОК 1.7.1. Исследования и обобщения, выполненные Пирсолом И.С. Наибольший объем расчетно-теоретических и экспериментальных работ по исследованию характеристик суперкавитирующих насосов выполнил Пирсол И.С. [1,2]. Кроме того, он обобщил обширный фактический материал, накопленный к настоящему времени другими исследователями. Пирсол И.С. приводит сведения о том, что суперкавитирующие решетки, поставленные вместо шнековых колес в центробежные насосы обрабатывающей промышленности (высококипящие рабочие тела), обеспечили надежную работу последних в течение более двух лет без разрушения материальной части от кавитационной эрозии [2].

Основные параметры экспериментально исследованных решеток представлены в табл.2. Результаты приводятся в обработанном авторами обзора виде, удобном для анализа. Варьировались: конфигурация профиля, размеры колес, углы установки лопаток, число кавитации. Опыты проводились на двух экспериментальных установках замкнутого типа, предназначенных для качественного снятия кавитаци-онных характеристик насосов. Скорость вращения ротора в опытах составила 2000-12000 об/мин. Наружный диаметр исследованных колес 200-300 мм.

Таблица 2 п/п Тип решетки Рл| ср с1 / Ф, АР, град. Ч С, мм пар ^вс.с ММ Примечание

1 М1 2 12° 0,3 7° 0,45 0,07 0,09 37 16 6,88 33 0,025 6,8 Профиль, изогнутый по дуге, г=сопв^ переменный шаг, коническая втулка

2 М2 2 10°26' 0,225 4°42' 1,0 0,1 0,3 57 0 6,2 71,3 0,03 13 Решетка плоских пластин, постоянный шаг, коническая втулка

3 МЗ 2 11°35' 0,257 6°ЗГ 1,0 0,088 0,52 45 0 6,45 65,8 0,031 13,2

4 М4 2 1129' 0,254 7°35' 0,673 0,068 0,2 37 0 7,0 34,7 0,02 6,9

5 М5 2 11°30' 0,252 7°42' 0,494 0,066 0,1 34 0 7,1 33 0,04 6,6

6 Б1 3 2 14° 12' 0,75 5°07' 0,428 0,159 0,042 42,5 - 4,67 119,7 0,04 29,3 "ТиНп"

7 Бб 3 14°12' 0,75 5°07' 0,385 0,159 0,029 34 - 4,67 107,7 0,04 26,4 "Ти1т"» укороченная

8 Б8 6 3 21°58' 0,75 6° 0,728 0,364 0,285 0,041 49 0 3,83 101,6 0,039 38 Решетка плоских пластин

9 Н1 4 20°06' 0,75 7°15' 0,429 0,228 0,026 39 - 4,15 56,8 0,034 19,6 "Ти1т"

10 Н2 4 20°28' 0,75 10° 0,418 0,182 0,051 37 16 4,47 58,4 0,03 20,5 Решетки профилей,

И Н5 4 10°30' 0,75 0,363 0,03 0,015 8 16 8,1 50,8 0,008 10,2 изогнутых по дуге

12 Н8 2 12° 0,5 7°49' 0,332 0,073 0,04 45 8 6,63 92,9 0,05 19,3

Типовые кавитационные характеристики суперкавитирующих колес приведены на рис.14. Коэффициент кавитации, отложенный по оси абсцисс, относится к среднему диаметру колеса. Абсолютные величины Х{, отнесенные к наружному диаметру колеса, будут меньше отложенных на рис.14 величин X 1с, так как

Ыар ® с ^

Величину Х1 для суперкавитирующих колес, соответствующую срывному режиму, можно лишь условно считать критической, так как кавитационные характеристики этих колес имеют пологий вид (отсутствует крутой срыв).

Ь 0,06 орь

ЦП о

Рис.14. Кавитационные характеристики суперкавитирующих колес разных профилей:

Номер кривой 1 2 3 4

Профиль Н2 Н4 ш Н8

Ф 0,183 0,03 0,045 0,054

Характерной особенностью приведенных в табл.2 решеток является малая осевая длина, что свидетельствует о реальной возможности применения таких решеток в качестве предвключенных колес высокооборотных центробежных и осевых насосных агрегатов.

На всех колесах после длительных испытаний отсутствовали следы разрушения от кавитационной эрозии [1-5]. Это позволяет сделать положительный вывод о том, что можно исключить дефекты материальной части высокооборотных насосов из-за эрозионных разрушений.

1.7.2. Работы японских исследователей

Достаточно большой объем теоретических и экспериментальных работ по исследованию свойств суперкавитирующих решеток провели японские исследователи [13]. Приводим основные данные по исследованию двух насосов А и Б.

Параметры насоса А даны в табл.3, насоса Б - в табл.4. Схема ротора экспериментального насоса изображена на рис.15. Осевая длина лопаток насосов А и Б не превышает 40 мм.

Таблица 3

Характеристика Сечение насоса А

I II III IV V

Диаметр, мм 102 144,5 177 205,4 228,5

СУ 0,716 0,458 0,351 0,294 0,261

X 0,87 0,667 0,58 0,512 0,463

Относительная тол- 9,34 7,16 5,68 4,75 4,18 щина лопатки, %

Профиль Плосковыпуклый

Таблица 4

Характеристика Сечение насоса Б

I II III IV V

Диаметр, мм 102 144,5 177 205,4 228,5

0,515 0,299 0,211 0,161 0,132

СУ 0,645 0,426 0,341 0,288 0,257

X 1,0 0,725 0,595 0,518 0,465

Относительная тол- 7,48 6,82 6,36 5,75 5,4 щина лопатки, % тт

Рис.15. Схема ротора суперкавитирующего насоса.

По результатам экспериментов установлено, что насос А имеет пх~ 1420, скр = 1680, г) = 59,4%; насос Б имеет п5 = 1617, скр= 2300, г) = 51,8%.

Экспериментально определенные характеристики насосов приведены на рис.16. Интересно сравнить обычные режимы (высокое давление на входе, частичная кавитация) и режимы суперкавитации (низкое давление на входе, длина кави-тационной каверны превышает длину хорды профиля). Из рис.16 видно, что диапазон рабочих режимов (по коэффициенту расхода) суперкавитирующего насоса не меньше, чем обычного насоса. Установлено, что при суперкавитационном режиме насоса А длина кавитационной каверны вдвое превышает длину хорды профиля, а насоса Б - в 2,5 раза. г ООЬ т -щ-

-

40 го ' *

0 0 1 1 1 Й

Рис.16. Сравнение характеристик обычного (-----) и суперкавитирующего (——) насосов: о - насос А; • - насос Б.

Состояние суперкавитации возникает на наружном диаметре лопаток, а затем по мере уменьшения А/г суперкавитация распространяется по лопатке к втулке. Установлено, что на суперкавитационных режимах влияние угла установки профиля на свойства насосов существенно меньше, чем на режимах частичной кавитации [13]. Следов кавитационной эрозии в проточной части суперкавитирующих насосов А и Б после их испытаний обнаружено не было.

1.7.3. Исследование двухрядного осевого насоса

Исследование характеристик суперкавитирующих решеток для возможного варианта преднасоса высокооборотного насоса провели авторы работы [И]. Ротор насоса представлял собой двухрядное осевое колесо, первый ряд которого являлся супер-кавитирующей решеткой. Целью исследований была разработка преднасоса, устойчивого к пульсациям давлений на входе и не подверженного разрушениям из-за кавитационной эрозии, что в особенности важно при длительной и многократной работе насосов. Соотношение напоров первой и второй решетки 15 и 85%; полный коэффициент напора преднасоса составил более 0,25; коэффициент расхода 0,1 и менее. Исследованы три варианта первого и второго ряда лопаток. КПД насоса составил 0,55-0,77, расстояние между первой и второй решетками составляло 38 и 154 мм соответственно. Ротор насоса схематически изображен на рис. 17.

Рис.17. Схема ротора двухрядного осевого насоса.

Экспериментами установлено, что расстояние между решетками несущественно влияет на характеристики насоса. Первая решетка рассчитывалась по теории суперкавитационного обтекания решеток профилей двумерным потоком несжимаемой жидкости. Расчетная величина скр первой решетки составила 3260. Отношение длины каверны к длине хорды 1кав/ с( в опытах изменялось от 0,8 до 2,0. Расчетные параметры первой и второй решеток даны в табл.5 и 6 соответственно.

Таблица 5

Параметр первой решетки Радиус наружный 89 мм характеристический 73 мм втулки 53 мм

0,037 -

Дм 9,15 9,5 8,2 а л/с - 122 п, об/мин - 5200

- 4,58

- 3260

- 1250 г - 2 й - 0,6

0,013 0,0189 0,0346 и, м/с 49 40,3 29

Р, (потока) 8°53' 10°42' 14°36' р2 (потока) 9°44' 11°5Г 16°32' ст, м/с 7,6 7,6 7,6 сн, м/с 1,84 2,23 2,76 с^, мм 141 124 99,5 т 0,5 0,54 0,6 м/с 0,15 0,2 0,3

1 3°49' 5°16' 8°29' л 0,68 0,675 0,646

Таблица 6

Параметр второй решетки Радиус наружный 89 мм средний 71 мм втулки 53 мм

Дм - 5,2 а л/с - 122

77, 06/мИН - 5200

- 13,7

- 1440 ъ - 342 г - 6 й - 0,6 к 0,067 0,01 0,176 и, м/с 49 40,3 29 р. 9° 14' 11°2Г 16°02' р2 11°48' 16°42' 40°49' ст, м/с 7,6 7,6 7,6

Дсц, м/с 10,4 12,6 17,7 се, мм 225 183 130 т 2,4 2,43 2,57 м/с 0,206 0,347 0,708

Замеры пульсаций давления на входе в шнек в диапазоне 0-10 кГц показали, что увеличенные пульсации давления имеются на "роторной", "лопаточной" и кратной им частотах. Максимальные пульсации давления в насосе были при £кав / се 0,9-И,1; минимальные - при 1тв/с1 = 1,3-^1,4. Определенный экспериментально коэффициент полного напора насоса (суммарного по двум рядам решеток) составил у = 0,3. Срывные кавитационные характеристики двухрядного насоса имели крутой вид, характерный для обычных шнековых решеток большой густоты. В течение всех экспериментов заметных следов разрушений проточной части от кавитацион-ной эрозии обнаружено не было.

Таким образом, в разделе 1 приведен теоретический и экспериментальный материал, обосновывающий перспективность применения осевых суперкавитирую-щих решеток в высокооборотных насосах длительной и многократной работы.

Обобщен фактический материал по энергокавитационным характеристикам насосов, свидетельствующий о возможности создания новых насосных агрегатов с предвключенными суперкавитирующими колесами, удовлетворяющих высоким требованиям к характеристикам и надежности современных высокооборотных лопаточных агрегатов.

1.7.4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ИЦК, КФ МГТУ, ЗАО «НПО Гидромаш»

Калужский филиал МГТУ им. Н.Э. Баумана, ЗАО «НПО Гидромаш» и Центр Келдыша (в рамках хоздоговорных работ по заказу Центра Келдыша) провели в 1980-1990 гг экспериментальные исследования суперкавитирующих (СК) решеток (однорядных) и двухрядных решеток (СК + шнек, СК + осерадиальное колесо) с целью определения возможности создания пары колес, обеспечивающих длительный ресурс гидромашины без разрушения металла от кавитационной эрозии [39 -43,45].

В КФ МГТУ при исследовании кавитационной эрозии СК-решеток использовалась методика нанесения лака (черного цвета) на поверхности лопаток с последующим его разрушением от воздействия кавитационной эрозии. Разрушение лака свидетельствовало о степени интенсивности кавитационной эрозии лопаток решетки.

На рис. 18 иллюстрируется типовая схема обтекания двухрядной суперкавити-рующей решетки прямых профилей, экспериментально исследованная С.С. Панаи

1 /а

Таблица 7

Характеристики осевых колес с редкими решетками хПараметр В\нар' <4» = х1и = Ън = Я>1 = г 5 = 7 7° 5 "Л С/// с, ^нШ Э1, 3 2 вот Угол отстав, потока, ° Углы лоп-к на вх.в осн. колесо, ° колеса \ ММ А» А нар. ВТ. нар. вт. *р II = £20. и, 8 ~ А диам. зазор, % угол атаки к рабоч. поверхности (нар.) угол заостр. (нар.) толщ, л-ки на ср. диам., мм ёН * угол потока за колесом на периф. угол потока за колесом у втулки нар. ВТ. нар. ВТ.

20 115 0,46 п,з 23,4 17,2 33,9 0,3 0,3 0,129 2 0,6 3,9 3 5 0,055 0,6 4000 0,0245 3000

1 115 0,46 11,3 23,4 21,7 40,9 0,3 0,3 0,129 2 0,6 3,9 3 5 0,061 0,5 3900 0,025 3026 0,013 9 15 12,7 25,9

1а 115 0,46 11,3 23,4 21,7 40,9 0,3 0,3 0,129 2 1,6 3,9 3 5 0,044 0,45 3900 0,0249 3049 0,013 8 19 13,7 21,9

2 115 0,46 11,3 23,4 11,3 23,4 т1- =0,6 0,129 2 0,6 3,9 3 5 0,032 0,55 4100 0,0249 3000 7 18 4,3 5,4

2а 115 0,46 9,9 21,6 19,3 38,4 0,3 0,5 0,1 3 0,6 4,2 3 4,5 0,084 0,47 0,0265 3019 12 з 7,3 35,4 10,7 23,5 о з 115 0,46 9,9 21,6 19,3 38,4 0,3 0,4 0,114 3 0,6 4,2 4,5 0,063 0,45 0,0265 8 16 п,з 22,4

4 115 0,46 11,3 23,4 11,3 23,4 =1,2 0,114 2 1,6 3,9 3 4,5 0,061 0,58 4600 0,026 3013 0,012 9 13 2,3 10,4

5 115 0,46 11,3 23,4 п,з 23,4 Т1 =0,9 0,114 2 1,6 3,9 3 4,5 0,044 0,56 4600 0,026 3013 0,012 7,5 14,5 3,8 8,9

6 115 0,46 11,3 23,4 н,з 23,4 т£ =0,7 0,114 2 1,6 3,9 3 4,5 0,037 0,55 4600 0,026 3013 0,012 7 15,5 4,3 7,9

7 115 0,46 11,3 23,4 11,3 23,4 =0,6 0,114 2 1,6 3,9 о 3 4,5 0,031 0,53 4600 0,026 3013 0,012 6 16,3 5,3 7,1

10 223 0,44 11,5 19,5 20 40 0,6 0,11 3 1,6 3,9 12 35

Геометрические и гидродинамические параметры американских шнековых (оседиагональных) насосов. п/п Параметры Насос Р1л град. i град 1/р1л т d DH; мм z Фо I Л п об/мин I Раб. тело Примечание вх. вых. вх. вых.

1 ВШ-1 12 4°50' 0,4 1,85 0,498 127 3 0,125 30000 4000 н2

2 ВШ-2 6 2°15' 0,37 3,84 0,498 127 3 0,065 30000 со Н2

3 Thor 14,1 0,31 4 0,116 0,075 3100 О,

4 J-2 (Mark-15) 9,90 5,1 0,515 0,2 0,4 171 3 0,097 8050 о, 0,023

5 F-1 "О" 9 3,6 0,4 0,2 0,43 400 3 0,109 5550 о, 0,03

6 J-2 "Г" 7 3,7 0,53 0,37 198 4 0,071 25800 н,

7 F-1 "Г" 8,6 4,0 0,46 0,42 400 4 0,081 5550 RP-1

8 LR-87 "О" 5,7 0,6 0,105 0,303 180 3 0,089 8350 -4000 n2o4 0,014

9 LR-87 Т" 5,7 0,9 0,16 0,34 169 3 0,084 9175 А-50

10 Н-1 "О" 11,3 6,5 0,57 0,263 193 165 4 0,11 6750 от

11 Н-1 Т" 10,4 зд 0,3 0,327 155 4 0,147 6750 RP-1

12 Х-8 (Mark-19) 9,8 0,23 3 0,106 од 3400 О,

13 Х-8 (Mark-19) 5 0,19 2 0,05 0,063 6300 о2

14 2-х рядн. 1,14/0,42 0,4 0,58 165 157 0,1 0,28 0,8S 5415

15 J-2S "О" БН pi=4 0,28 0,7 327 300 0,07 0,17-0,2 0,8 7100 7280 Н2 0,004 БНА

16 J-2S "О" БН р,=4 0,07 0,19 0,8 3400 5000 о2 0,007 БНА

17 Nerva Конич. 0,82 18800

18 PWA Pi=8 0 0 0,065 0,15 4340

19 Шн. Кинга 3°39' 0,53 0,34 0,83 210 177 0,057 0,13 28000 СО н2 фо -по жидкости

20 J-2 (Mark-15) 7,9 0,42 Const 4-4 0,094 0,21 4700 н,

21 J-2 (Mark-15) 7,35 0,42 0,38 0,725 Var 4-4 0,073 0,2 27270 4800 н,

22 SSME "О" 0,31 305 0,33 0,66 5151 4300 о2 БНА Скр -по воде Л,!=0,01

23 SSME "Г" 6,5 2°47' 0,43 0,3 0,87 305 4-8-16 0,065 0,34 0,73 14644 4300 н2 БНА Скр -по воде А.!=0,015 отти в КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана.

Ргл

Рис.18. Развертка решетки суперкавитирующего колеса.

Параметры исследованных колес даны в таблице 7.

Наружный диаметр решеток Б1нар составил 115 мм и 223 мм, относительный диаметр втулки равен 0,46 и 0,44, число лопаток - 2 и 3, суммарная густота решеток изменялась в диапазоне 0,6 - 1,2, осредненный коэффициент напора Т|7- 0,031 -0,084, коэффициент расхода на входе ф] составил 0,1 - 0,129, осредненный КПД колес (по измерениям распределений скоростей потока по радиусу) составил х\-0,45-0,6.

Колеса №№ 1 - 7, 20 испытывалнсь автономно на гидроустановке, а колесо № 10 испытывалось в паре с осерадиальным колесом (см. рис.19) на другой модельной гидроустановке в ЗАО «НПО Гидромаш». Общее количество разнотипных колес, за которыми измерены распределения параметров по радиусу, составляет более 15.

Эксперименты проводились на гидроустановке с замкнутым контуром и па

Рис.19. Проточная часть насоса с колесом №10. раллельным контуром деаэрации воды. Привод ротора осуществлялся электродвигателем постоянного тока со скоростью вращения 2500 - 6000 об/мин и мощностью примерно 10 кВт. Исследуемые колеса помещались в цилиндрический прозрачный корпус.

Главной отличительной особенностью данных исследований является возможность точного измерения КПД колеса и распределения параметров потока за лопаточной решеткой. Мощность на валу балансирного электродвигателя определялась измерением вращающего момента с помощью мотор-весов. Гидравлическая (эффективная) мощность колес определялась при помощи измерений распределений скоростей и давлений в сечениях перед и за колесами одноточечным цилиндрическим зондом и Г-образной трубкой полного напора. Зонды устанавливались в координатное устройство, которое обеспечивало перемещение зонда вдоль радиуса и поворот зонда на любой угол вокруг оси. Диаметр приемного отверстия зонда равен 0,5 мм.

Специальными исследованиями было определено, что кавитация на цилиндрическом зонде не влияет на результаты измерений полных и статических давлений.

Экспериментально установлено, что на всех исследованных суперкавити-рующих колесах, имевших густоту лопаточной решетки менее 1,2 и проработавших 40 мин, заметные следы кавитационной эрозии (разрушение лака на поверхностях лопаток) отсутствовали. На колесах шнекового типа - с густотой решетки более 1,5, проработавших 40 мин на тех же режимах, были заметны значительные разрушения лака, -что свидетельствует о сильной кавитационной эрозии лопаток колес такого типа.

Пример распределений параметров потока в сечении за колесом № 2 приведен на рис.26 главы VI.

В целом по таблице 7 можно сделать вывод о том, что все суперкавити-рующие колеса (№ 1-7, 20), согласно автономным испытаниям с замерами полных давлений и скоростей потока по радиусу, имеют положительный коэффициент напора (0,031 - 0,084) и КПД - 0,45 - 0,6. Следов разрушений лопаток от кавитационной эрозии не было. Уровень пульсаций давлений минимальный. Кавита-ционные свойства - не хуже, чем обычных шнековых колес.

Супер кавитирующее колесо №10 испытывало» в паре с колесом осерадиального типа, имеющим коэффициент быстроходности 110 (см. рис. 19). Цель испытаний - экспериментально подтвердить целесообразность применения суперкавитирующих колес в ступени насоса длительного ресурса. Центробежное колесо осерадиального типа имеет два ряда лопаток: 6 на входе и 18 на выходе. Углы установки лопаток на входе: на наружном диаметре 12°, на втулке 35°. Угол установки на выходе из колеса равен 40°. Гидравлический КПД колеса (по балансовым испытаниям) равен 0,97.

Напорно-расходные характеристики модельной насосной ступени с одним осерадиальным колесом и с колесом в паре с суперкавитирующим колесом № 10 приведены на рис. 20.

26 22

40 50 $0 й9л(б

Рис.20. Энергетические характеристики модельной ступени: # — осерадиальное колесо без шнека; осерадиальное колесо + суперкавитирующее колесо №10.

24

22

2В

0,6 2,2 3,0 3}

Рис.21. Кавитационные характеристики модельной ступени: • — осерадиальное колесо без шнека; осерадиальное колесо + суперкавитирующее колесо №10

Кавитационный коэффициент быстроходности ступени с этим колесом составил 1709 (по второму критическому режиму), скорость вращения ротора в испытаниях ступени - 1500 об/мин.

Затем на вход к осерадиальному колесу было пристыковано суперкавитирующее колесо №10 (см. таблицу 7 и рис.19) таким образом, чтобы жидкость с рабочей поверхности лопаток первого колеса попадала на нерабочую поверхность лопаток второго колеса. Колесо №10 было спроектировано и изготовлено с учетом результатов экспериментов с модельными суперкавитирующими колесами №№1 -7, 20 и с учетом всасывающей способности осерадиального колеса. Кавитационные характеристики ступени «суперкавитирующее колесо №10 + осерадиальное колесо» и ступени без суперкавитирующего колеса приведены на рис.21. Установлено, что кавитационный коэффициент быстроходности ступени (по второму критическому режиму) составил около 2600.

Результаты, полученные на модельной ступени, свидетельствуют о возможности применения в основном насосе ЖРД суперкавитирующего колеса в качестве предвключенного колеса вместо обычного широко применяющегося шнека. II —о

Г 0°- -о тпг- >

Положительными в этой схеме являются три момента: отсутствие кавитаци-онной эрозии, высокий гидравлический КПД, низкий уровень пульсаций давления на лопаточных частотах.

Более высокий гидравлический КПД ступени (по сравнению с обычной шне-коцентробежной ступенью) объясняется тем, что относительный напор суперкави-тирующего колеса (по отношению к напору ступени) меньше, чем относительный напор шнека, и поэтому большая часть энергии в ступени преобразуется с большим гидравлическим КПД, так как гидравлический КПД центробежного (в данном случае осерадиального) колеса всегда больше гидравлического КПД шнека.

2.ПЕРСПЕКТИВНЫЕ СХЕМЫ ШНЕКОВЫХ НАСОСОВ

Итак, можно сделать выводы о целесообразности применения перспективных схем шнековых насосов. Кратко перечислим такие схемы.

1. Шнековые насосы с двумя или несколькими рядами решеток, первая из которых (в том числе, возможно, и суперкавитирующая) обеспечивает высокие кави-тационные свойства насоса, а вторая (и остальные, если есть) - потребный высокий напор при максимальном КПД [16,33]. Вторая (и остальные) решетка насоса имеет такую отличительную особенность, что углы установки лопаток по радиусу подчиняются не закону г= const, а закону, близкому к "свободному" вихрю, т.е. rcu = const. Это предъявляет повышенные требования к технологии изготовления таких решеток. Основными методами изготовления таких решеток должны быть точное литье (по выплавляемым моделям), электроискровая обработка, а также набор колеса из отдельно изготовленных лопаток [16,33]. Шнековые насосы, выполненные по такой схеме, могут обеспечить коэффициент напора \|/ > 0,5 при довольно высоком КПД (г| > 0,7).

2. Двухрядные (или многорядные) шнековые (осевые) насосы, первая решетка которых является суперкавитирующей, исключающей разрушение материальной части насосов из-за кавитационной эрозии [1-3,11].

В случае, если первая суперкавитирующая решетка (осевая длина которой, как правило, невелика) не обеспечивает потребный напор для второй решетки, возможно применение двух (или трех) суперкавитирующих решеток. В этом случае во второй (или третьей) решетке углы установки лопаток на входе выше, чем в первой (во второй). Таким образом, суммарный напор двух суперкавитирующих решеток является достаточным для обеспечения бескавитационной работы последней (напорной) решетки.

Говоря о данной схеме, можно утверждать, что весьма перспективной и целесообразной для высокооборотных насосов может оказаться конструкция, приведенная на рис.22. Такую конструкцию модно считать осе- или шнекодиагональной, так как первым (предвключенным) колесом является шнек, а вторым - чисто диагональное колесо с диагональным направлением выхода потока из колеса [38]. Следует ожидать, что такая конструкция будет иметь три важных отличительных особенности:

- высокий суммарный КПД насоса;

- высокую всасывающую способность;

- способность надежно перекачивать двухфазную смесь, т.е. парогазожидкостную среду.

Рис.22. Схема проточной части насоса с двухрядным колесом: 1 - осевое колесо ; 2 - диагональное колесо

3. Оседиагональные насосы - с диагональным направлением потока на выходе. Преимущества таких насосов в том, что их колеса при прочих равных условиях по входу обеспечивают повышенный коэффициент напора при высокой экономичности.

4. Одной из перспективных схем, заслуживающих внимания к обеспечению высокой всасывающей способности и экономичности центробежного насоса при сравнительно малых габаритах, является схема двухвального насоса, в котором вместо шнекового преднасоса используется оседиагональная ступень, не являющаяся предвключенной, а имеющая собственную скорость вращения, более низкую, чем основное центробежное колесо (рис.23) [36]. В этом случае приводом низкооборотной оседиагональной ступени служит центробежная гидротурбина, располагаемая за основным колесом и соединенная с низкооборотным колесом общим диском.

Рис.23. Схема проточной части насоса с двухвальным ротором: 1 - оседиагональное колесо; 2 - центробежное колесо; 3 - центробежная гидротурбина; 4 - улитка

В работе [36] приводится подробный анализ кинематики потока в решетках колес насоса такой схемы, дается анализ зависимости геометрических параметров системы от режимов работы насоса. Показано, что достигнутый КПД системы превышает 0,75, а кавитационный коэффициент быстроходности превысил 3000. Следует отметить, что целью работы [36] было не достижение максимальных кавита-ционных свойств насоса, а определение принципиальной возможности улучшения основных характеристик обычного центробежного насоса путем выполнения его по двухвальной схеме.

В ЗАО «НПО Гидромаш» В.Ф. Солодченков также предложил и экспериментально (на воде) успешно исследовал насосную ступень с двухвальным ротором, которая показала хорошие результаты по кавитации, напору, КПД и которая нашла успешное применение на практике.

Выводы по главе I

В главе приведен материал, посвященный двум вопросам совершенствования лопаточных агрегатов, к которым в настоящее время предъявляются весьма высокие требования по экономичности, кавитационным свойствам и длительности работы без разрушения материальной части:

- перспективности и целесообразности применения суперкавитирующих решеток в эффективных насосах новых схем;

- основным особенностям зарубежных осевых (шнековых) насосов, имеющих высокие экономичность и всасывающую способность.

Показано, что перспективной является схема двухрядного (или многорядного) осевого (оседиагонального) насоса, который может иметь длительный ресурс без разрушения проточной части из-за кавитационной эрозии.

Обращается внимание на то, что специальным профилированием проточной части возможно создание высокоэффективных лопаточных агрегатов.

Материал главы можно использовать при разработке новых высокооборотных насосных агрегатов, к которым предъявляются высокие требования по КПД, кавитационным свойствам, надежности и длительности ресурса.

Литература к главе I

1. Pearsall I.S. The Supercavitating Pump. -Proceedings of the IME, 1973, vol. 187, №54.

2. Pearsall I.S. Supercavitating Pumps for Cryogenic Liquids. - Cryogenics, 1972, vol. 12, №6.

3. Pearsall I.S., Scobie G. Supercavitating Process Pumps for the Chemical and Petroleum Industries.-Process Pump. Conf., Instn. of Mech. Engrs., Durham, 1971.

4. Оба P. Теория суперкавитационного течения около гидродинамического профиля произвольной формы. - Труды амер. об-ва инж.-механиков. Сер. А., №2, 1964.

5. Уэйд, Акоста. Исследование кавитирующих решеток профилей. -Теоретические основы инженерных расчетов. Сер. Д., т. 89, № 4, 1967.

6. Fumya О. Exact Supercavitating Cascade Theory, -Trans. ASME, Ser. D., 1976, №4.

7. Jim В., Higgins L.A Honlinear Design Theory of Supercavitating Cascades. - Trans. ASME, Ser. D., 1976, № 4.

8. Hsu C.C. On Flow Past a Supercavitating Cascade of Cambered Blades. -Paper of the ASME, 1971, № 71-PE-6.

9. Wu J.T. Journal of Mathematics and Physics, 1956, vol. 35, № 3.

10. Поздюнин В. JI. Основы теории устройства и действия суперкавити-рующих винтов. - Изв. АН СССР, ОТН, 1945, № Ю-11.

11. Contractor D.N., Etter R. J. An Investigation of Tandem Row High Head Pump Inducers. Hydronautics. Inc. - NASA-CR-113890,1969.

12. Healey G.T. Possibilities for Future Versions of Black Arrow-1.-Spaceflight, 1968, vol. 10, № Ц.

13. Miyashiro H., Okamura Т., Takada K. A Study of Supercavitating Pump. -Bull. JSME, 1974, vol. 17. № 110.

14. Исследование кавитационных явлений в лопастных насосах. Отчет по НИР МВТУ им. Н. Э. Баумана по теме № K-69I, 1976.

15. Руднев С.С., Матвеев И.В. К расчету предвключенного осевого колеса центробежного насоса. - Сб. НТИ по гидромашиностроению, вып. 5, ВИГМ, 1959, с.3-14.

16. Liquid Rocket Engine Turbopump Inducers. -NASA-SP-8052, 1971.

17. Journal of the JSME, 1975, vol. 78, № 682, pp. 839-844.

18. Takamatsu Y., Furukawa A., Ishizaka K. Quantitative Considerations in Reduction of Required NPSH of Centrifugal Pump by Helical Inducer.- Нихон кикай гаккай ромбунсю, 1976, vol. 12, № 4.

19. Низкооборотные преднасосы для ракетных двигателей на криогенных топливах. - Пер. № 047-75, ГОНТИ-3, 1976.

20. Каминага К., Судзуки А. Преднасосы ТНА жидкостных ракетных двигателей. - Рютай когаку, 1974, т. 10, № 3.

21. King J.A. Low-Speed Inducers for a Rocket Engine Feed System, NASA Lewis Research Center, NAS3-10280.

22. King J.A. Two-Phase Hydrogen Pump Inducers. - NAS8-25069, 1971.

23. Ruggeri R.S., Moore R.D. Method for Prediction of Pump Cavitation Performance for Various Liquids, Temperatures and Rotative Speeds. - NASA-TND-5292,1969.

24. Technical Report of National Aerospace Laboratory. - TR-345, 1973.

25. Stinson H.P. Saturated LH2 Turbopump Operation. - Marshall Space Flight Center, № 71-29579, Apr. 1971.

26. Stinson H.P, Strickland J. Experimental Investigation of Liquid Hydrogen Pump J-2 Performance with Zero NPSH. - NASA-TND-6824, 1972.

27. Cooper P. Analysis of Single- and Two-Phase Flows in Turbopump Inducers. Trans. ASME, Ser. A, 1967, vol. 89, № 4.

28. Silvern D.H. Pump Inducer, US Patent Office, Piled Aug. 21, 1964, Ser. №391118 (cl, 108-88).

29. Berton M.J., Coons L.L., Davis R.E. Study of Inducer Load and Stress. -NASA CR-72314, PWA PR-3015, Apr. 1969.

30. Study or Inducer Load and Stress. - PWA PR-7304, 1970, West Palm Beach, Fla.

31. Davis R., Coons L.L., Scheer D.D. Internal Streamline Plow Analysis for Turbopump Inducers under Cavitating and Noncavitating Conditions. - J. of Spacecraft and Rockets, 1972, vol. 9, № 2.

32. Cooper P., Bosch. Three-Dimensional Analysis of Inducer Fluid Flow. -NASA-CR-54836, 1966.

33. Crouse J.E., Sandercock D.M. Blade-Element Performance of Two-Stage With Tandem-Row Inlet Stage. - NASA TND-3962.

34. Furst R. B. Space Shuttle Main Engine Turbopump Design. -SAE Preprints, № 730926, 1973.

35. Furst R.B. Space Shuttle Main Engine Turbopump Design and Develop-ment.-AIAA Paper №75-1301,1975.

36. Ohashi, Yoshikawa, Matsumura, Katsumata. Research on Centrifugal Pump with Low Speed Inducer. - Нихон кикай гаккай ромбунсю, 1978, vol. 44, № 378.

37. Barham H.L. Application of Waterjet Propulsion to High-Performance Boats.-Hovering Craft and Hydrofoil, 1976, vol. 15, № 9.

38. Пат. 4149825(США). - Кл. 415/11; (F04 D 15/00).

39. Исследование кавитационных явлений в лопастных насосах. НТО.-Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Р.Э. Баумана,- 1976.

40. Разработка высокоэффективных лопаточных машин длительного ресурса. НТО,- Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Р.Э. Баумана,- 1980.

41. Разработка новых лопаточных машин с высокими параметрами и длительным ресурсом. НТО,- Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана,-1982.

42. Мелащенко В.И., Зуев А.В. Повышение ресурса работы шнекоцен-тробежной ступени насоса.- Вестник машиностроения, 1977, N10.

43. Разработка новых лопаточных машин, обладающих высокими параметрами и длительным ресурсом. НТО,- Центр Келдыша, КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана.-1981.

44. Седов Л.И. Методы подобия и размерности в механике,- М.,1967.

45. Разработка модельных ступеней лопаточных агрегатов с повышенными энергокавитационными характеристиками. НТО, Центр Келдыша, ЗАО «НПО Гидромаш».- 1980.

46. Kunikiyo I., Matsunaga S., Tsukamoto H., Nakayama H., Uno M. A Study of the Flow Pattern and the Performance of a High-Head Axial-Flow Pump by Instantaneous Pressure and Velocity Measurement.-Нихон кикай гаккай ромбунсю, 1984. т. 60, N460.

Выводы по главе II

1. Обобщен фактический материал по характеристикам, параметрам и особенностям зарубежных шнековых и оседиагональных насосов.

2. Приведен метод расчета термодинамической поправки на кавитацию насосов, работающих на жидкостях, отличных от воды (в том числе криогенных).

3. Показаны перспективы и преимущества безнаддувной схемы системы подачи.

4. Приведены методы выбора параметров и расчета энергокавитационных свойств низконапорных и высоконапорных колес оседиагональных насосов.

1. Руднев С.С., Матвеев И.В. «Некоторые соображения по повышению оборотности лопастных насосов». Труды ВИГМ, вып. ХХХП, 1963т.

2. Чебаевский В.Ф., Петров В.И. «Кавитационные характеристики шнекоцен-тробежных насосов». ОНТИ-88, 1964т.

3. Новиков В.Г., Чумаченко Б.Н.«Перспективы улучшения характеристик высокооборотных лопаточных машин» (обзор).- ГОНТИ-8, 1977г.

4. Низкооборотные преднасосы для ракетных двигателей на криогенных топ-ливах. Перевод № 047-75СГ. ГОНТИ-3, 1976г.

5. Каминага К., Судзуки А.«Преднасосы ТНА жидкостных ракетных двигателей» «Рютай когаку», 1974 г.6. «Liquid Rocked Engine Turbopump Inducers», NASA-SP-8052, 1971.7. «Liquid Rocked Engine Centrifugal flow Turbopumps», NASA SP -8109, 1973.

6. Berton M.J., Coons L.L., Davis R.E. «Study of Inducer Load Stress», NASA CR-72314, PWA FR-3015,1969.

7. Masao Oshima . «А Study on the Improvement of performance of the Axial Flow Pump», Bull. JSME, Vol.7 №28, 1964.

8. Hamric F.T. «Some Aerodynamic Investigations in Centrifugal Impellers», Trans. ASME, Vol.78,1956.

9. Hoshide R.K., Nielson C.E., «Study of Blade Clearance Effects on Centrifugal Pumps», NASA CR-120815, R-8806, 1972.

10. Vaage R.D., Fiddler R.E., Zehule R.A. «Investigations of Characteristics of Feed System Instabilities». Final Report, MCR-72-107,May, 1972.

11. Furst R.B. «Space Shuttle Main Engine Turbopump Design», SAE Preprints, 1973, №730926.

12. Furst R.B. «Space Shuttle Main Engine Turbopump Design and Development.» AIAA Paper, №75-1301, Oct. 1975.

13. King J.A. «Two-Phase Hydrogen Pump Inducers», NAS8-25069, Rocketdyne Div. Of North American Rockwell Corp., 1971.

14. King J. A. «Low Speed Inducers for a Rocket Engine Feed System », NASA Lewis Research Center, NAS3-10280.

15. Davis R.E., Coons L.L., Scheer D.D. «Internal Streamline Flow Analysis for Turbopump Inducers under Cavitating and Noncavitating Conditions», Journal of Spacecraft and Rockets, 1972, 9, №2.

16. Thermodynamic Improvements in Liquid Hydrogen Turbopumps, Second Interim Report, Sept., 1968, Contr. №NAS8-02324.19. «Study of Inducer Load and Stress», PWA FR-7304, 1970, Pratt & Whitney Aircraft, West Palm Beach, Fla.

17. David H. Silvern, Pump Inducer, US Patent Office, Filed Ang.21, 1964, Ser. №391118, (cl.108-88).

18. Stinson H.P. «Saturated LH2 Turbopump Operation», Marshall Space Flight Center, №71-29579, Apr. 1971.

19. Wislicenus G.F. «Critical Consideratious on Cavitation Limits of Centrifugal and Axial-Flow Pumps», Trans. ASME, Vol.78, Nov. 1956.

20. Cooper P. «Analysis of Single and Two-Phase Flows in Turbopump Inducers», Trans. ASME, Ser.A, V.89, №4, 1967.

21. Cooper P., Bosch, «Three-Dimensional Analysis of Inducer Fluid Flow», NASA CR-54836, 1966.

22. Lindley B.K., Martinson S.R. «An Evaluation of a Hubless Inducer and a Full Flow Hydraulic Turbine Driven Inducer Boost Pump», NASA CR-72995, Aerojet Liquid Rocket Co., 1971.

23. Technical Report of National Aerospace Laboratory, TR-345, 1973.

24. Kovats A . «Design and Performance of Centrifugal and Axial Flow Pumps and Compressors», Pergamon Press, 1964.

25. Ruggeri R.S., Moore R.D. «Method for Prediction of Pump Cavitation Performance for Various Liquids , Temperatures and Rotative Speeds», NASA TND-5292,1969.

26. H. Lee Barham. «Application of Wateijet Propulsion to High-Performance Boats», Hovering Craft and Hydrofoil, Vol. 15, №9, 1976.

27. Стинсон Х.П., Стрикленд Дж. «Экспериментальное исследование характеристик водородного насоса J-2 при нулевом избыточном давлении в баке», NASA TND-6824, 1972.

28. Краузе Дж. Е., Сандер кок Д.М. «Исследование характеристик многоступенчатого осевого насоса с двухрядной решеткой на входе в насос». NASA TND-3962.

29. Глава III. К вопросу улучшения характеристик лопаточных машин1. Раздел А1. Введение

30. С течением времени проектирование насосных агрегатов совершенствуется. Однако следует отметить, что темп этого совершенствования сейчас неудовлетворителен, развитие методов создания высокооборотных насосов отстает от практических запросов.

31. Представляют интерес исследования зарубежных специалистов по новым высокоэффективным схемам насосных ступеней, к которым относятся схемы диагональных и осерадиальных рабочих колес, состоящих из двух или более рядов решеток профилей.

32. По всем этим вопросам в данном обзоре приводятся соответствующие материалы и дается обширный список литературы, которую целесообразно использовать при разработке новых методов создания высокоэффективных лопаточных машин.

33. Проблемы повышения эффективности ступеней лопаточных машин с радиальными рабочими колесами

34. Физическая картина протекания рабочего процессав колесе лопаточной машины

35. А 1 & Е? 6)' 1 1 § а 1 (у. ! У I Г ар 1 1 к * ^ А-А

36. Рис. 1. Меридиональное сечение компрессора 1.

37. Рис. 2. Характеристики компрессора 1.

38. Величины КПД компрессора, соответствующие точкам М1, М2, МЗ, равны соответственно 86,8; 88,0 и 86,5%.

39. Рис. 3. Осциллограммы о записью статического давления.

40. Рис. 4. Распределение статического давления в межлопаточном канале.

41. Распределение полного давления на выходе из одного межлопаточного канала колеса для режима М1 и относительного радиуса Я =1,017 приведено на рис. 5, где по оси ординат отложены отношения полных давлений потока к полному давлению на входе в компрессор.

42. Рис. 5. Распределение полного давления на выходе из межлопаточного канала.

43. Рис. 6. Распределение углов потока на выходе из рабочего колеса. Интересно отметить распределение радиальных скоростей потока на выходет