Исследование влияния коэффициента скорости и числа каналов на потери в направляющем аппарате трубчатого типа
Автор: Косенок Николай Владимирович, Жарковский Александр Аркадьевич
Журнал: Известия Самарского научного центра Российской академии наук @izvestiya-ssc
Рубрика: Проблемы энергетического машиностроения
Статья в выпуске: 4-2 т.15, 2013 года.
Бесплатный доступ
Представлены результаты расчетных исследований проточной части центробежного насоса с коэффициентом быстроходности n S ≈ 95. Исследования выполнены в программном комплексе ANSYS CFX. Проанализировано влияние коэффициента скорости и числа каналов трубчатого направляющего аппарата на относительные гидравлические потери. Проведено сравнение расчета с экспериментом.
Насос, рабочее колесо, трубчатый направляющий аппарат, проточная часть, расчетная сетка, граничные условия, гидравлические потери
Короткий адрес: https://sciup.org/148202332
IDR: 148202332
Текст научной статьи Исследование влияния коэффициента скорости и числа каналов на потери в направляющем аппарате трубчатого типа
Объектом исследования является модель насоса КГТН 415-305А с диаметром рабочего колеса (РК) D 2 =150 мм. Быстроходность проточной части составляет n S ≈95. Подача Q=30 м3/ч, напор H=13 м, частота вращения РК n=2000 об/мин. В этом насосе используется трубчатый направляющий аппарат (ТНА), состоящий из расположенных в радиальной плоскости симметричных отверстий, осевые линии которых являются касательными к внутреннему диаметру направляющего аппарата (НА). Рассмотрены варианты ТНА с количеством отверстий Z 0 =9, 10, 11, 12 и 13 (табл. 1). На рис. 1 представлен ТНА с 12 каналами.
Таблица 1. Количество и диаметры проходных отверстий
Z 0 |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
dсв, мм |
12,1 |
11,45 |
10,93 |
10,46 |
10,06 |
Значение диаметра d св проходного отверстия рассчитано для постоянной скорости (м/с) в отверстии трубчатого аппарата:
V = Q = 0,00741 = 72
3 n d 2в 3,14 - (0,01047) 2 ,
Z •------ 12 •----------------------

Рис. 1. Схема трубчатого направляющего аппарата КГТН 415-305А
Зная V 3 можно определить коэффициент скорости K c :
V 3 =К с 2g H ТЗ
К с
V 3
V 2gH ТЗ
7,2
V 2 . 9,81 - 13
= 0,45
Для проведения расчётов гидравлических качеств проточной части построены 3D-модели, соответствующие форме потока жидкости в подводе, РК и направляющем аппарате (рис. 2). Расчетные сетки, применяемые для данных моделей неструктурированные, ячейки в ядре потока представляют собой тетраэдры. Вблизи твердых стенок созданы слои призматических ячеек для достижения равномерной точности расчета в местах быстрого изменения параметров течения.
Расчет трехмерного вязкого течения проведен на основе решения уравнений Рейнольдса, для замыкания которых использована k-ε модель турбулентности. Расчет выполнен с использованием программного комплекса ANSYS CFX 13.
В качестве граничных условий на входе задавался массовый расход, соответствующий подаче насоса, на выходе – полное давление. Моделирование кавитационных явлений не производилось. Во всей расчётной области задавалась постоянная плотность среды. Для подтверждения правильности выбранных граничных условий, модели турбулентности и параметров сетки бы- ло проведено сравнение расчета с экспериментальными данными (рис. 3).

Рис. 2. Модель проточной части канальный ТНА имеет наименьшие гидравлические потери, большие напор и КПД по сравнению с другими вариантами.

Рис. 4. Относительные гидравлические потери в отводе с различными ТНА


Рис. 3. Сравнение расчета с экспериментом

Из рис. 3 видно, что кривые КПД и напора имеют схожий характер, а расхождение в районе оптимума составляет 3,5% и 4% соответственно. Значение КПД вычислено как произведение объемного, механического и гидравлического, причем первые два по эмпирическим зависимостям через коэффициент быстроходности, а гидравлический – по расчету в ANSYS CFX. По результатам расчетов проточных частей с различными ТНА построены характеристики относительных гидравлических потерь, напора и КПД, представленные на рис. 4, 5 и 6 соответственно. Из графиков можно сделать вывод о том, что 9
Следующим этапом исследовалось влияние коэффициента скорости на относительные гидравлические потери. Были построены расчетные модели для направляющих аппаратов с 12 каналами и различными коэффициентами скорости К с (табл. 2). По результатам расчетов построены графики относительных гидравлических потерь, напора и КПД, рис. 7, 8 и 9 соответственно. Из рис. 7 видно, что наименьшие потери наблюдаются для случая с К с =0,3. Также для этого варианта результаты расчета показывают увеличение напора на 0,5 м и КПД на 2%.
Таблица 2. Выбор диаметра отверстий в зависимости от K c
К с |
0,3 |
0,4 |
0,45 |
0,5 |
0,6 |
V 3 , м/с |
4,83 |
6,44 |
7,18 |
8,06 |
9,67 |
d св , мм |
12,76 |
11,05 |
10,46 |
10,88 |
9,01 |

Рис. 7. Относительные гидравлические потери в отводах с различными К с

Рис. 9. Сравнение КПД при различных К с
Выводы: для насосов с n S ≈95 оптимальным является трубчатый направляющий аппарат с 9 каналами, а значение коэффициента скорости рекомендуется принимать 0,3.

Рис. 8. Напорные характеристики при различных К с
RESEARCH THE INFLUENCE OF SPEED COEFFICIENT ANDCHANNELS NUMBER ON LOSSES IN THE DIRECTING TUBULAR TYPE APPARATUS