Исследование и модернизация герметичного насоса с магнитной муфтой с использованием программного комплекса ANSYS CFX

Были проведены исследования потерь исходного варианта насоса путем расчета течения в трехмерной постановке с использованием гидродинамического пакета ANSYS CFX. Пространственная модель проточной части ступени насоса БГ-59 представлена на (рис. 1). Модель состояла из двух областей: рабочего колеса (РК) и области спирального отвода (СО). Параметры потока на поверхности сопряжения областей РК и НА передавались через поверхность-интерфейс с условием “ frozen rotor ”. На входе в РК задавалось полное давление (1 атм), на выходе диффузора спирального отвода – массовый расход, соответствующий рассчитываемому режиму. Задавалась также частота вращения РК.

Рис. 1. Расчетная модель проточной части

Для элементов данной модели были построены расчетные сетки (грубая и мелкая). Расчетные сетки – неструктурированные, ячейки в ядре потока представляли собой тетраэдры. Вблизи входных и выходных кромок РК и поверхности интерфейса производилось сгущение элементов. Вблизи твердых стенок были созданы слои призматических ячеек для достижения равномерной точности расчета в местах быстрого изменения параметров течения. Расчеты выполнялись в рамках установившегося течения. Для замыкания уравнений Навье-Стокса, осредненных по Рейнольдсу, использовалась k-e модель турбулентности. Решение считалось сошедшимся при значениях невязок 10-5.

Сравнение расчетной напорной характеристики с экспериментальной на номинальном режиме (рис. 2) показало расхождение в 8%, что было учтено в дальнейшем. Форма характеристики – непрерывно падающая, как и при эксперименте. Характеристики, полученные при расчете в ANSYS CFX 11.0 на мелкой сетке, незначительно отличаются от характеристик, рассчитанных в ANSYS CFX 12.0 на грубой сетке. Сходимость расчета и эксперимента по напору можно признать качественно хорошей и количественно удовлетворительной.

Q, л/с

Рис. 2. Напорные характеристики при различных вариантах расчета

Расчетом в межлопастных каналах колеса обнаружено наличие низкоэнергетических зон, это указывает на то, что исходная проточная часть спроектирована на гораздо более высокий коэффициент быстроходности, чем по техническому заданию. Каналы колеса пере-расширены и в них имеет место сильный осевой вихрь (рис. 3). Вышесказанное ведет к повышенным потерям в РК и снижению теоретического напора.

Рис. 3. Поле векторов скоростей в РК и СО

Основные причины вызывающие существенные потери при работе насоса и быстрый выход его из строя это: большая осевая сила, вызванная разностью давлений по обе стороны от РК; потери на трение, возникающие в парах трения – скольжения. Для устранения осевой силы был использован простой и технологичный способ разгрузки – сверление отверстий в основном диске РК с одновременной установкой цилиндрического уплотнения (рис. 4). Это способствует выравниванию эпюры давления по обе стороны рабочего колеса. Использованный прием позволил снизить осевую силу до 230 Н, в исходном варианте осевая сила составляла 1420 Н. Пропорционально уменьшению осевой силы, уменьшились механические потери на трение в торцевом подшипнике, и соответственно суммарные механические потери, вызывавшие перегрузку электродвигателя.

Рис. 4. Конструктивная схема системы разгрузки

Исходное РК имело D2=91мм и число лопастей z=5. Для повышения напорности насоса были спроектированы новые РК с увеличенным диаметром D2=95мм и одноярусной решеткой лопастей z=10, а также с двухъярусной решеткой с z1/z2=5/10. Форма длинных лопастей первого яруса была оставлена без изменений, толщина промежуточных лопастей 2-го яруса была выбрана несколько меньше, чем толщина основных. Входная кромка коротких лопастей была сдвинута по шагу в направлении вращения РК. При использовании РК с увеличенным диаметром возросли внутренние механические потери на дисковое трение. Для уменьшения суммарных потерь на дисковое трение насоса в целом была уменьшена осевая длина магнитной полумуфты при обеспечении минимально необходимого момента срыва. Из рис. 5 ясно, что требования технического задания: Q=110 л/мин, H=95±5 м, обеспечивают оба РК с диаметром D2=95 мм. Однако двухъярусная схема обеспечивает более высокий гидравлический КПД (рис. 6). Это происходит за счет уменьшения интенсивности и размера осевого вихря в межлопастных каналах РК (рис. 7).

Рис. 5. Напорные характеристики

Рис. 6. КПД гидравлический

Рис. 7. Поле векторов скорости в ступени с РК с z 1 /z 2 =5/10, D 2 =95 мм

Проведенные мероприятия позволили обеспечить работу насоса с требуемыми параметрами и электродвигателем мощностью 4 Квт.