WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 6 |

Анализ работ перечисленных и других исследователей привел к следующим выводам:

1.Источниками вибрации гидродинамического происхождения центробежных насосов могут служить нестационарные явления, наблюдаемые как в системе “насос - внешняя сеть”, так и внутри самого насоса.

2.Нестационарные гидродинамические процессы в насосах, приводящие к существенным вибрациям, возникают при отклонении режимов работы насосов от оптимальных подач, как в сторону снижения, так и в сторону повышения.

3.Нестационарные гидродинамические процессы в насосах сопровождаются образованием турбулентных вихрей, которые являются следствием неравномерности полей скоростей и давлений потоков, и появлением в определенных режимах обратных токов.

4.Амплитуды и частоты пульсаций давления потоков в проточных частях насосов позволяют предполагать, что с понижением подач насосов вибрация вызывается преимущественно гидродинамическими нестационарными явлениями во входных частях рабочих колес насосов, а при повышении подач (сверх оптимальной) - гидродинамическими нестационарными явлениями на выходе колес. При этом нестационарные процессы на входе колес сопровождаются пульсациями давления с лопастной частотой, кратной количеству лопастей рабочего колеса насоса, а на выходе колес - с лопаточной частотой, кратной произведению лопастной частоты и количеству лопаток отвода.

Заключительная часть первой главы содержит анализ особенностей вибрации насосов магистральных нефтепроводов при их работе с недогрузкой по производительности. Для этого соискателем была собрана и проанализирована информация по результатам вибрационных испытаний насосов 9 нефтеперекачивающих станций Нефтеюганского управления магистральных нефтепроводов ОАО «Сибнефтепровод». Анализ показал, что у всех рассмотренных насосов во время испытаний повышенная вибрация регистрировалась только при их работе с пониженной подачей и на лопастной частоте. На всех остальных частотах, характерных для других причин, способных вызывать вибрацию, повышения уровня вибрации не наблюдалось.

Проведенный анализ работ, выполненных в рассматриваемой области, показал, что объективно существует определенная физическая связь между основными конструктивными параметрами и режимами работы насосов и уровнем вибрации насосных агрегатов при отклонении их режима работы от оптимального. Тот же анализ свидетельствует о том, что существующие по исследуемой проблеме работы, а также работы в смежных с ней областях, не вскрывают конкретных причин технологической вибрации центробежных насосов; имеющиеся в этом направлении исследования носят относительно фрагментарный характер с преимущественно эмпирическим уклоном, не имеют достаточной обобщающей теоретической базы. Такое состояние в исследовании рассматриваемой проблемы требует для достижения более действенных результатов подходить к решению исследуемого вопроса в первую очередь с теоретических позиций, основанных на современных гидродинамических моделях и методах расчета. Теоретический подход может быть реализован несколькими способами на основе нескольких моделей, отражающих реальные процессы с различной степенью адекватности. К числу таких моделей относятся: квазиодномерная модель; модель, основанная на теории пограничного слоя (пространственное невязкое течение в межлопастных каналах, вязкое пристенное течение); модель, основанная на теории «трех моделей» (пространственное квазивязкое течение в межлопастных каналах, деформация характеристик турбулентности в найденном поле скоростей, вязкое безотрывное и отрывное пристенное течение); модель, основанная на трехмерных уравнениях Рейнольдса.

Исходя из характера поставленных в работе задач, их решение осуществлялось с использованием двух моделей - квазиодномерной модели и модели, основанной на теории «трех моделей». Первую из них отличает простота использования, что необходимо для инженерной практики, вторую – необходимый научный уровень, так как в его основу положены современные достижения, как в области физики гидродинамических процессов, так и в сфере математического описания данных процессов. Одновременно с этим названный вариант отличается сравнительно небольшой трудоемкостью.

Отмеченные варианты модели рассмотрены в главах 2 и 3 настоящей работы.

Вторая глава посвящена расчету гидравлических потерь энергии в элементах проточной части центробежных насосов. Рассмотрение только гидравлических потерь энергии обусловлено целями и задачами данного исследования.

Анализ опубликованных работ по оценке гидравлических потерь энергии в центробежных насосах показывает, что большинство исследователей, результаты работ которых приводятся, в частности, в публикациях Ибатулова К.А., Касьянова В.М., Черкасского В.М, Куфтова А.Ф., Сальникова С.Ю. и многих других, при определении потерь напора в лопастных нагнетательных машинах ограничивается рассмотрением квазиодномерной модели течения, базирующейся на системе уравнений, включающей уравнение неразрывности, уравнение Бернулли, уравнение, отражающее закон изменения момента количества движения, а также на обобщенных в аналитической форме данных о потерях напора в элементах проточной части машин.

В данной главе проводится анализ ранее созданных расчетных зависимостей для нахождения различных видов гидравлических потерь энергии в центробежных насосах по существующей их классификации и выполняется разработка более совершенной методики определения этих видов потерь напора с целью получения более точной информации для поиска конкретных причин вибрации гидродинамического происхождения.

Снижение напора насоса (без энергетических потерь) в результате инерционного движения жидкости в межлопастных каналах рабочего колеса µc найдено в виде идентификационого параметра, учитывающего уменьшение теоретического вектора скорости C2uT инерционным движением жидкости µc =1- Xц, (2.1) C2uT U 2 0,5 0,r - D12 Q Dгде X = (D2 - D1) ;

;

r = 1- r ц 4 Z Qzo k U1 [ l(D + d)- 2 Z 1 l];

Qzo = 2 Sin ctg1л r - идентификационный параметр, учитывающий инерционное движение жидкости в межлопастных каналах, который при ориентировочных инженерных расчетах может приниматься в пределах 0,92-0,93; остальные величины – параметры, характеризующие геометрические размеры рабочего колеса и его межлопастных каналов, а также величины, входящие в уравнение Л.Эйлера.

µc Параметр позволяет рассчитывать теоретический напор насоса с учетом инерционного движения жидкости в межлопастных каналах рабочего колеса НТЦ. по формуле HTЦ (µc C2uT U2 - C1uT U1) =. (2.2) g Для расчета потерь напора в рабочем колесе от протекающих в нем гидродинамических процессов получена зависимость µD hg1. = [Wп + (r )cos f sin x], (2.3) 2 g µD где - идентификационный параметр, учитывающий степень диссипации энергии от взаимодействия различных видов движения жидкости в межлопастных каналах;

n D1 2 sin (ctg1л ) ;

Wп = cos f sin 1л 60 K [ l (D + d)- 2 z 1 l] Q f– угол наклона лопастей к дискам рабочего колеса; - угол между x лопастью и направлением инерционного движения жидкости в межлопастном канале, находится по эмпирической зависимости 3, 2л.

= 34 - 2,x 1л Потери напора в отводе находились как сумма потерь от контакта потока с входной кромкой «языка» отвода и потерь, происходящих при движении потока в расширяющемся канале отвода. Для расчета потерь напора от контакта с входной кромкой «языка» отвода получена зависимость C 2u tg2 2 2 PDhg 2 =, (2.4) + 1- 2 g z tg3k C2u C2u где = µc C2uT ; - угол наклона вектора абсолютной скорости потока на выходе рабочего колеса; 3к- угол скоса входной кромки «языка» отвода; PD- потери давления от вязкостного отрывного течения жидкости в пристенной области у входной кромки «языка» отвода.

Потери напора от расширения потока в отводе согласно выполненным исследованиям определяются зависимостью tg S - tg2 2 2 PD2 tg C tg 2 u hg.3 =, (2.5) + 1- 2 2 g S - tg3 C2u tg где - угол наклона вектора абсолютной скорости потока на выходе рабочего колеса; 3 - угол наклона стенки спирального отвода или направляющих лопаток отвода; S - отношение площади проходного сечения нагнетательного патрубка насоса к площади проходного сечения рабочего колеса на его выходе; PD2 - потери давления от вязкостного отрывного течения жидкости в пристенной области отвода.

µD Численные значения параметров и PD1 и PD2, входящих в зависимости для расчета hg1, hg 2 и hg 3, определить с достаточной для практики точностью затруднительно. Поэтому потери напора от вязкостного отрывного течения находились сразу для всей проточной части насоса, то есть интегрально. Ставилась задача замыкания проведенных исследований по гидравлическим потерям в насосе на базе энергетического баланса.

Проведенные исследования позволили получить следующую зависимость общего вида для расчета потерь напора от вязкостного отрывного течения жидкости в пристенной области проточной части насоса:

(1+ )Q - bT Q, hw = (2.6) g FН где - коэффициент гидравлического сопротивления проточной части насоса;

FН – площадь поперечного сечения потока (на выходе отвода); bT – идентификационный параметр, учитывающий вихревой характер течения C2u жидкости ; C2u - скорость «вихревого» потока на входе в отвод.

bT = g FH Для расчета и bT получены эмпирические зависимости, аппроксимирующие опытные данные для большинства насосов нормального ряда НМ, применяемых в магистральном транспорте нефти.

Заключительный раздел второй главы содержит расчет напорных характеристик насосов по полученным зависимостям на основе формулы (2.7) и последующее сравнение результатов расчета с опытными характеристиками:

HФр = HTЦ -(hg1 + hg.2 + hg.3 + hw.), (2.7) hg hg hg1 2 где HФр - расчетное значение действительного напора насоса;, и - соответствующие потери напора, рассчитываемые без учета потерь в µD = пристенной области, то есть при и PD1 = PD2 = 0. Сравнение расчетных данных с опытными показало, что погрешность расчета напора для насосов, характеристики которых использовались в ходе получения аппроксимирующих зависимостей для нахождения параметров r,, и bT, x составляет не более 3%. В целом выполненные во второй главе исследования приводят к следующим выводам:

1.На основе известных упрощенных подходов к расчету параметров потока в отдельных элементах проточной части насосов разработана методика квазиодномерного инженерного расчета потерь напора в центробежных насосах типа НМ, применяемых в магистральном транспорте нефти.

2.Расчет по предлагаемой методике для 7 насосов типа НМ ( НМ 2500-230; НМ 5000-210; НМ 7000-210; НМ 10000-210; НМ 10000210(0,5); НМ 10000-210 (0,7); 10000-210 (1,25) и однотипного с ними по конструктивной схеме насоса 16НД 10х1 показал, что несмотря на сделанные допущения и предположения максимальная погрешность расчета не превысила 3%.

3.Квазиодномерный подход, давший приемлемые результаты в оценке гидравлических потерь в центробежных насосах, не может дать аналогичных результатов при решении задач оптимизационных, связанных с нахождением наиболее совершенной геометрической формы отдельных элементов проточной части насосов, так как не учитывает пространственной формы данных элементов.

4.Анализ рассмотренных в главах 1 и 2 квазиодномерных методов расчета показывает целесообразность перехода к моделям и методам расчета, учитывающим пространственный характер потока, чему посвящена глава 3.

Третья глава содержит разработку гидродинамической модели и метода расчета квазитрехмерного течения в межлопастном канале рабочего колеса центробежного насоса, в том числе модели периодическиквазитрехмерного потока. Создание модели периодическиквазитрехмерного потока проводилось на основе метода, разработанного Степановым Г.Ю. и его последователями, получившего наиболее широкое распространение в практике расчета и проектирования лопастных гидромашин. Вязкость среды учитывалась на основе теории пограничного слоя (Шлихтинг Г., Кутателадзе С.С., Леонтьев А.И, Лойцянский Л.Г., Дорфман Л.А., Шабаров А.Б., и др.) вблизи твердых поверхностей, ограничивающих элементы проточной части гидромашин. Дополнительно учитывались, с использованием обобщенных опытных данных, потери давления в радиальных зазорах и в двухгранных углах, образуемых поверхностью лопастей и меридиональными обводами проточной части.

По принятой к дальнейшим исследованиям модели рассматривалось пространственное установившееся течение несжимаемой вязкой среды, происходящим, согласно работ Степанова Г.Ю., по осредненным поверхностям тока S/1 и S/2, эквидистантным, соответственно, дискам и лопастям рабочего колеса насоса. Данное течение описывалось в r,, z цилиндрической системе координат в виде: уравнения движения в проекциях на оси координат и уравнения неразрывности.

Исходная система уравнений первой задачи об осесимметричном течении по осредненной поверхности тока S1/ записывалась, следуя Сироткину А.Я., в энергетической форме - посредством уравнения движения в проекции на радиус и уравнения неразрывности. При этом граничные r C условия для абсолютной и относительной скоростей и w, а также для давления P задавались на входном сечении в рабочее колесо как осесимметричные. Фактическое непостоянство полей параметров потока по окружной координате вблизи «языка» спирального подвода насоса перед входом в рабочее колесо устранялось на основе известных экспериментальных и расчетных данных, согласно которым такая неравномерность наблюдается в пределах угловой координаты < MK, где МК - разница угловых координат рабочей и тыльной сторон лопастей рабочего колеса насоса. Это обстоятельство позволило в данной работе обосновать, разработать и предложить модель периодическиквазитрехмерного течения в межлопастных каналах центробежных насосов со средним расположением рабочего колеса и с «языком» в спиральном подводе.

А на основе предложенной модели - разработать метод расчета параметров периодически- квазитрехмерных потоков.

«Язык» спирального подвода разбивает входное сечение рабочего колеса на две области - область I (в гидродинамической тени «языка») и область II (остальная часть входного сечения). При вращении колеса каждый межлопастной канал периодически попадает в гидродинамическую тень «языка» (область I), что влечет за собой столь же периодическое изменение гидродинамической ситуации в каждом канале.

Полагая, что в пределах областей I и II поток на каждом радиусе r имеет осредненные по угловой координате параметры (скорость, давление P и угол входа ) для этих областей можно записать:

-область I Z Z Z Z P1(r)= P(r) d C1(r) = ;

(r) d ;

2 0 (3.1) Z Z 1(r)= (r) d ;

Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 6 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»