Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Проблема повышения качества проточных частей центробежных насосов методами оптимизации. Обзор работ, посвященных данной теме 12
1.1. Постановка задачи 12
1.2. Преимущества и недостатки различных методов оптимизации проточных частей насосов 14
1.3. Обзор работ, посвященных тематике диссертации 17
1.4. Классические методы расчета проточных частей насосов 18
1.5. Применение методов вычислительной гидродинамики для расчета проточных частей насосов 22
1.6. Обзор методов автоматизированного построения проточных частей центробежных насосов 31
1.7. Обзор методов оптимизации проточных частей насосов с использованием методов вычислительной гидродинамики 36
1.8. Методы экспериментального определения параметров лопастных насосов 40
Глава 2. Особенности математического моделирования течения жидкости в проточных частях лопастных насосов 43
2.1. Используемый метод дискретизации 43
2.2. Используемая математическая модель 45
2.3. Расчетная сетка 49
2.4. Граничные условия 55
2.5. Учет дискового трения и перетечек через щелевые уплотнения 59
2.6. Расчет кавитационных явлений 62
2.7. Верификация численных моделей 64
2.7.1. Постановка задачи численного моделирования 64
2.7.2. Сравнение расчетных интегральных характеристик насоса МНМ3600-230 с экспериментальными 65
2.7.3. Сравнение расчетных интегральных характеристик насоса МНМ5000-210 с экспериментальными 69
2.7.4. Сравнение расчетных и измеренных значений давлений в различных точках проточной части насоса МНМ7000-210 74
2.7.5. Выводы по результатам верификации численной модели 77
2.8. Результаты применения описанной математической модели 77
Глава 3. Метод расчета проточных частей центробежных насосов с применением оптимизационных алгоритмов 78
3.1. Общее описание метода расчета 78
3.2. Предварительный анализ проточной части 78
3.3. Выбор критериев оптимизации 82
3.4. Выбор параметров оптимизации 89
3.5. Выбор метода оптимизации 93
Глава 4. Примеры использования предлагаемого метода и экспериментальная проверка его результатов 98
4.1. Описание экспериментального стенда 98
4.2. Методика обработки результатов испытаний 99
4.3. Макетирование проточных частей насосов 100
4.4. Оптимизация отводящих устройств нефтяных магистральных насосов 113
4.4.1. Автоматизированная генерация проточных частей 113
4.4.2. Предварительный анализ и постановка задачи оптимизации 120
4.4.3. Оптимизация проточной части отвода насоса типа НМ 123
4.4.4. Выводы по результатам оптимизации отводящих устройств насосов типа НМ 133
4.4.5. Экспериментальное подтверждение эффективности предложенной методики оптимизации 133
4.4.6. Выводы по результатам применения предлагаемого алгоритма оптимизации 149
4.5. Оптимизация лопаточных диффузоров 150
4.5.1. Постановка задачи оптимизации 151
4.5.2. Параметры математической модели 152
4.5.3. Результаты расчета исходных проточных частей 153
4.5.4. Оптимизация лопаточных диффузоров (ЛД) 156
4.5.5. Вывод по результатам оптимизации 166
4.6. Оптимизация проточной части насоса типа «Д» 167
4.6.1. Проектирование начального варианта с использованием известных методик 167
4.6.2. Гидродинамическое моделирование проточной части 168
4.6.3. Постановка задачи оптимизации проточной части 170
4.6.4. Выбор параметров оптимизации 171
4.6.5. Выводы по результатам применения метода оптимизации с параметризацией нескольких элементов проточной части 176
4.7. Оптимизация проточной части насоса низкой быстроходности с применением двух методов оптимизации 177
4.7.1. Первый этап оптимизации ЛП-тау методом 178
4.7.2. Второй этап оптимизации с использованием градиентного метода 184
4.7.3. Экспериментальная апробация 189
4.7.4. Выводы по результатам оптимизации с использованием двух методов 192
4.8. Оптимизация многоступенчатого насоса по критериям формы напорной характеристики, кавитационным качествам и виброакустическим характеристикам 192
4.8.1. Постановка задачи оптимизации 193
4.8.2. Расчет критериев оптимизации 196
4.8.3. Результаты оптимизации 202
4.8.4. Выводы по результатам оптимизации 206
4.9. Оптимизация осецентробежного рабочего колеса с расчетом кавитационных качеств насоса 206
4.9.1. Общее описание задачи 206
4.9.2. Оптимизация осецентробежной ступени по критериям КПД и кавитационного запаса 210
4.9.3. Математическая модель 210
4.9.4. Выбор параметров оптимизации 213
4.9.5. Результаты оптимизации 213
4.10. Проведение испытаний макета насоса КВС 400/80 218
4.11. Сравнение экспериментально полученной напорной характеристики с результатами расчета 220
4.12. Проведение испытаний опытного образца насоса КВС 400/80 223
4.13. Сравнение расчетной и экспериментальной кавитационной характеристики 228
Основные результаты и выводы 230
Список литературы 231
- Применение методов вычислительной гидродинамики для расчета проточных частей насосов
- Выбор критериев оптимизации
- Экспериментальное подтверждение эффективности предложенной методики оптимизации
- Первый этап оптимизации ЛП-тау методом
Введение к работе
Актуальность исследования. С началом использования методов вычислительной гидродинамики в инженерной практике появилась возможность расчета течения жидкости в проточной части насоса и получения расчетных характеристик насоса в короткие, по сравнению со временем получения экспериментальных характеристик, сроки. Это позволило модифицировать проточную часть по результатам численного моделирования в процессе проектирования и тем самым получать более совершенные конструкции без длительных экспериментальных исследований влияния геометрических параметров проточных частей на характеристики насоса.
Однако процесс поиска оптимального проектного решения на основе таких расчетов обычно основывается на интуитивных методах, а значит эффективность оптимизации и с точки зрения затраченного времени, и с точки зрения качества полученного результата сильно зависят от квалификации и опыта инженера-расчетчика.
Разработка формальных математических методов поиска оптимального проектного решения является актуальной современной задачей. В связи со сложным характером зависимости критериев оптимизации (энергоэффективность, надежность, ресурс и пр.) от множества геометрических параметров проточной части насоса и длительностью расчета характеристик насоса методами вычислительной гидродинамики, универсальные методы оптимизации плохо подходят для решения поставленной задачи. Метод расчета проточной части насоса на основе оптимизационных алгоритмов должен учитывать тип проточной части, формулировку и количество критериев оптимизации, должен быть легко перестраиваемым при введении в рассмотрение дополнительных условий и должен приводить к требуемому результату за минимально возможные сроки.
Необходимость в разработке таких методов расчета также диктуется современным состоянием отрасли насосостроения. Вводятся все новые требования и нормы по эффективности и надежности насосного оборудования, и разработанные 20-30 лет назад методы проектирования лопаточных машин уже не позволяют добиться требуемых результатов.
Цель работы – создание метода расчета основных типов проточных частей центробежных насосов на основе оптимизационных алгоритмов и методов вычислительной гидродинамики, позволяющего проводить оптимизацию с
различным количеством критериев, таких как энергоэффективность, кавитационные качества, нагрузки на элементы конструкции и другим характеристикам. Процесс проектирования на основе данного метода должен укладываться в минимальные сроки с гарантированным результатом.
Для достижения поставленной цели в диссертации были решены следующие задачи:
-
Обоснованы применяемые методы оптимизации и сформулированы рекомендации по выбору того или иного метода.
-
Разработан метод выбора управляющих параметров оптимизации, т.е. геометрических параметров, оказывающих наибольшее влияние на выбранные критерии оптимизации и выбираемых в качестве варьируемых и оптимизируемых.
-
Разработана математическая модель расчета оптимизируемых характеристик насоса на основе методов вычислительной гидродинамики, адаптированная к оптимизационным расчетам. Обоснованы допущения и ограничения математической модели.
-
Выявлены закономерности изменения различных оптимизируемых характеристик насоса (энергоэффективность, надежность, кавитационные качества и пр.) от геометрических параметров проточных частей различных типов.
-
Проведена экспериментальная проверка адекватности применяемых математических моделей. Проведена верификация результатов, полученных расчетным путем (как интегральных, так и дифференциальных характеристик).
-
Экспериментальным путем подтверждена эффективность применения разработанного метода оптимизации.
Методы исследований. Исследования проведены для проточных частей центробежных насосов различного типа (консольные, двустороннего входа, многоступенчатые, с предвключенным шнеком). Решение задач базируется на использовании методов вычислительной гидродинамики и экспериментальных исследованиях.
Методические основы диссертационной работы базируются на: – современных методах расчета турбулентных течений в проточных частях роторных гидромашин с использованием моделей турбулентности типа RANS и URANS;
– математических методах решения оптимизационных задач стохастического и направленного поиска решения, а также их комбинации;
– современных методах получения макетных и опытных образцов изделий на основе трехмерного прототипирования;
– общей теории лопастных решеток и роторных гидромашин в целом;
– современных методах автоматизированного проектирования и программирования автоматизированных оптимизационных алгоритмов.
Достоверность и обоснованность. Достоверность обеспечивается использованием методов математической статистики при оценке погрешностей численных и натурных экспериментов. Обоснованность подтверждается:
– верификацией используемых математических моделей экспериментальным путем, сравнением дифференциальных и интегральных характеристик, полученных расчетным путем с результатами испытаний;
– успешным внедрением результатов исследования в производство.
Научная новизна:
– разработан комплексный метод расчета проточных частей насосов основных типов на основе применения оптимизационных алгоритмов и методов вычислительной гидродинамики, позволяющий в сжатые сроки проводить поиск наиболее оптимальных геометрических размеров элементов проточной части в соответствии с требуемыми критериями оптимизации;
– создана математическая модель расчета проточных частей центробежных насосов, позволяющая оптимизировать вычислительные ресурсы для проведения многовариантного поиска оптимального проектного решения.
– Создана математическая модель развития кавитации в проточной части насоса, экспериментальным путем получены значения коэффициентов, входящих в модель, а также сформулирован критерий оценки кавитационных качеств насоса в процессе оптимизации его проточной части.
Практическая ценность. Разработанный метод расчета проточных частей центробежных насосов может быть использован как в процессе проектирования новых насосных агрегатов с улучшенными характеристиками, так и для модернизации старых конструкций, путем переработки отдельных элементов проточной части. Разработанный метод позволяет существенно сократить сроки проектирования и добиться требуемого результата.
Реализация результатов. Разработанный метод расчета и практические рекомендации по расчету и проектированию проточных частей насосных агрегатов применены при проектировании насосных агрегатов на нескольких предприятиях:
– профилирование рабочего колеса грунтового насоса, ЗАО «Гидромех», г. Рыбинск;
– проектирование модельного ряда нефтяных магистральных насосов, АО «Нефтекамский машиностроительный завод», г.Нефтекамск;
– проектирование, изготовление и испытания насоса для горячего теплоносителя с повышенными кавитационными качествами, МинПромТорг России;
– проектирование и изготовление герметичного насоса с низким коэффициентом быстроходности, АО «Турбонасос», г. Воронеж;
– проектирование сменных роторов насоса НМ10000-210, АК «Транснефть нефтяные насосы», г. Челябинск;
– оптимизация проточной части насосов НМ1250-260 и НМ2500-230, АО «Конар» г. Челябинск;
– оптимизация геометрических характеристик проточной части малошумного насоса, ЗАО НПО «Гидромаш», г.Москва.
Во всех перечисленных работах метод расчета был успешно применен на практике.
Апробация работы. Основные научные положения и практические результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях:
– конференции в рамках ежегодной международной выставки PCVExpo (Насосы, компрессоры арматура) (г.Москва, 2012, 2013, 2014, 2015 гг.);
– ежегодная Всероссийская конференция «Гидравлика и гидромашины» (г.Москва, 2014, 2015, 2016 гг.);
– международная конференция «Динамика и виброакустика машин» (г. Самара 2014 г.);
– международная конференция «Fluid power and mechatronics» (Харбинский технологический институт, г. Харбин, КНР, 2015 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 30 работ и оформлен патент на полезную модель, 16 опубликованных статей входят в список ВАК РФ, 5 публикации – в международную базу Scopus.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, 4 глав, основных результатов и выводов, библиографического списка из 148 наименований, содержит 252 страницы машинописного текста, 185 иллюстраций, 40 таблиц.
Применение методов вычислительной гидродинамики для расчета проточных частей насосов
С появлением вычислительных машин с достаточным для проведения гидродинамического моделирования быстродействием этот метод расчета гидравлических машин стал бурно развиваться. Численный эксперимент обладает многими преимуществами перед другими методами исследования. В первую очередь, численное моделирование позволяет значительно сократить затраты на проведение большого количества натурных испытаний, т.к. после верификации математической модели, ее можно многократно использовать, не прибегая к физическому эксперименту.
Вторым существенным преимуществом CFD является возможность получения наиболее полной информации о структуре потока и распределении таких физических величин как скорость, давление, температура, параметры турбулентности и др. в проточной части насоса. Что в свою очередь позволяет сделать обоснованные выводы о необходимости модификации ее отдельных элементов (Рисунок 1.8, 1.9).
В зависимости от конкретной задачи и наличия вычислительных ресурсов течение в насосах считают различными методами. На данный момент наибольшее распространение получили математические модели на основе полуэмпирических моделей турбулентности класса k- и k- в трехмерной постановке. Однако применяются и другие подходы.
Моделирование в двухмерной постановке позволяет провести расчет с минимальными затратами вычислительных ресурсов и времени, но, к сожалению, приводит к существенной погрешности расчетов 15-20% [10]. Квазитрехмерные методы, рассмотренные в работах [11] [12] [13], позволяют снизить ошибку расчета, а требований к вычислительным ресурсам предъявляют ненамного больше. Самыми трудоемкими, касательно вычислительных ресурсов, являются трехмерные методы расчета.
На начальных этапах проектирования проточных частей часто используются одномерные и квазиодномерные методы расчета, описанные в работе [14]. Такие методы позволяют провести первоначальный анализ вариантов проточных частей.
Существенный рост вычислительных возможностей в последнее время привел практически к полному вытеснению двухмерных и квазитрехмерных задач, в связи с тем, что полученные при такой постановке задачи результаты имеют большую погрешность, по сравнению с решениями в трехмерной постановке, и могут быть использованы только в качестве предварительных расчетов (Рисунок 1.10).
Гидродинамическое моделирование течения в элементах проточной части насоса в трехмерной постановке описывается как в отечественных, так и в зарубежных публикациях. В работе [15] исследовалось течение в центробежном насосе в программном комплексе STAR-CD. В работе указано, что в такой постановке результаты расчетов хорошо совпадают с экспериментальными данными.
В РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина с помощью методов гидродинамического моделирования также ведутся работы по модернизации существующих конструкций насосов, однако пока выработаны лишь общие концепции [16].
В УГАТУ также проводились численные расчеты проточных частей насосов в пакете FLUENT [17]. Результаты расчетов приведены на Рисунке 1.11. Видно, что расчеты в полной трехмерной постановке с использованием стандартной k- модели позволяют с малой погрешностью рассчитать напор насоса на расчетных режимах, но дают большую погрешность при малых значениях подачи.
Исследования течения в отводящем устройстве центробежного насоса описаны в зарубежной работе [18]. В работе сделаны выводы, что окончательный численный эксперимент при исследовании течения в отводе насоса следует проводить только в нестационарной постановке, т.к. все квазистационарные методы приводят к существенной погрешности при моделировании плохообтекаемых тел. При работе насоса в неоптимальном режиме лопатки рабочего колеса и элементы проточной части отвода обтекаются с большими углами атаки, что приводит к нестационарности течения.
На рисунке ниже приведены результаты моделирования течения (Рисунок 1.12). Видно, что давление в сечении отвода распределено неравномерно по углу, а движение колеса приводит к изменению этого распределения, что невозможно получить в стационарной постановке. Также приведены результаты сравнения численного эксперимента с натурным (Рисунок 1.13). Видно, что в режиме недогрузки стационарное решение дает непредсказуемую погрешность.
Отдельно стоит отметить вклад в развитие вычислительной гидродинамики в отечественном насосостроении специалистов группы компаний “ГМС”, являющейся производителем насосов различного типа. Работы проводились в программном комплексе CFX и представлены в различных работах [19] -[20][21][22][23] [24].
В этих работах приведены данные по верификации результатов численного эксперимента и натурных испытаний для различных задач течения жидкости. Ниже приведены некоторые рисунки из указанных публикаций (Рисунок 1.14 – 1.16).
Выбор критериев оптимизации
После проведения предварительного моделирования необходимо выбрать критерии оптимизации. Косвенно критерии оптимизации выбраны уже на этапе формирования технического задания на проектирование того или иного насоса. Однако критерии должны быть математически формализованы для автоматизации процесса оптимизации.
Такие критерии как КПД, нагрузки на элементы конструкции, напорная характеристика легко формализуются. Вычисляются такие критерии следующим образом.
Момент необходимо вычислять на всех поверхностях рабочего колеса, кроме покрывных дисков.
При выборе в качестве критерия оптимизации требуемого напора удобно использовать безразмерный коэффициент напора:
Часто целью оптимизации может быть снижение нагрузок на элементы конструкции насоса. Тогда в качестве критерия можно принять усилие от распределенных сил давления и касательных напряжений:
В случае оптимизации кавитационных характеристик формализация критерия представляет более сложную задачу. Виной тому два обстоятельства:
1. Расчет кавитационной характеристики насоса с определением второго критического режима и вычисления по результатам такого расчета кавитационного запаса представляет из себя довольно длительную процедуру со множеством трудностей. Для расчета одной модели необходимо провести от 10 до 20 моделирований.
2. Численное моделирование кавитации не только усложняет математическую модель, но и результат расчета может содержать существенную погрешность.
В рамках данной работы была расчётным и экспериментальным путем исследована возможность упрощения процесса оптимизации кавитационных характеристик насоса путем упрощения критерия оптимизации. Было предложено вести оптимизацию без расчета двухфазного течения.
Для процедуры оптимизации предлагается использовать следующий критерий: Ккав = j PoxpdF - интеграл по площади лопаток рабочего колеса от отрицательно давления.
При использовании данного критерия пропадает необходимость расчета двухфазного течения, а также необходимость последовательных расчетов для получения частной кавитационной характеристики.
Для подтверждения эффективности использования предлагаемого критерия была проведена серия расчетных и экспериментальных работ по сравнению результатов моделирования двухфазного и однофазного течений.
При оптимизации насоса с осецентробежной ступенью было рассчитано 128 моделей (метод оптимизации - ЛП-тау, алгоритм описан в последующих разделах) в стационарной постановке. За критерии были выбраны КПД и коэффициент К е. В качестве примера с полученного фронта Парето (Рисунок 3.4) выбрано две модели (первая с наилучшим значением критерия Ккав, вторая - с наилучшим значением КПД). Эти модели посчитаны в нестационарной постановке с использованием модели кавитации.
1. КПД - 82%,Ккав=-123;
2. КПД - 86%, Ккав=-3270
Кавитационный запас модели слева составил 2,5 м, модели справа – 6 м Таким образом, расчет однофазной среды хоть и не позволяет вычислить значение кавитационного запаса насоса, но при этом позволяет сравнить кавитационные качества разных проточных частей, что и требуется в процедуре оптимизации. Результаты экспериментальной проверки полученного для модели слева кавитационного запаса приведены в последней главе.
При необходимости проводить оптимизацию по нескольким критериям необходимо либо находить Паретово множество, либо составлять целевую функцию из критериев оптимизации с весовыми коэффициентами для каждого критерия. В большинстве случаев при оптимизации проточных частей центробежных насосов достаточно экспертной оценки полученного множества Парето, и такой метод использован в большинстве приведённых в работе примеров применения предлагаемого метода расчета.
В качестве примера применения целевой функции рассмотрена оптимизация многоступенчатого малошумного насоса (Рисунок 3.6) с тремя критериями оптимизации: отклонение от заданных значений напора, кавитационные качества и пульсации давления, вызывающие гидродинамический шум (более подробное описание процесса оптимизации данного насоса приведено в следующей главе).
Наряду с вышеуказанными критериями оптимизации в данном случае для оценки виброакустических характеристик использовался критерий, характеризующий интенсивность пульсаций давления на входе в направляющий аппарат (Рисунок 3.7): где А; - амплитуда пульсаций давления заданной частоты на входе в направляющий аппарат.
При небольшом количестве рассчитанных моделей есть возможность выбрать наилучший вариант, проанализировав таблицу результатов.
Другим вариантом является введение целевой функции с весовыми коэффициентами для каждого критерия:
Для различных значений коэффициентов в зависимости от конкретных требований к насосу можно выбрать различные проточные части ( Т а блица 10).
Выбор критериев оптимизации также определяет используемую математическую модель в процессе расчета проточных частей. Во многих случаях нет необходимости использовать требующую существенных вычислительных ресурсов нестационарную модель (Таблица 11).
Экспериментальное подтверждение эффективности предложенной методики оптимизации
Экспериментальная проверка результатов математического моделирования является обязательным элементом предлагаемых методик оптимизации. Несмотря на высокую точность результатов, полученных численными методами, эффективность применения CFD в настоящее время все еще сильно зависит от квалификации расчетчика, и ошибка человека при проведении всей процедуры может привести к огромным финансовым потерям при производстве и испытании опытных образцов.
Испытания полученных в результате оптимизации проточных частей проходили на стенде кафедры Э10 МГТУ им. Н. Э. Баумана на редуцированных макетах, изготовленных методами 3D печати для полного повторения формы, полученной расчётным путем.
Все испытания макетов в два этапа – нормальные и балансовые испытания для получения наиболее полной картины распределения потерь в насосе.
Нормальные и балансовые испытания проводились с целью определения влияния различных геометрических факторов проточной части насоса на его напорную характеристику и КПД насосного агрегата.
Для проведения верификации численных расчетов необходимо определить момент сухого хода насоса и расход перетечек в щелевых уплотнениях, так как эти факторы никак не учитываются в численной модели и в то же время оказывают существенное влияние на замеряемые во время испытаний величины.
Давления в 50 точках проточной части замеряются датчиками и выводятся на экран ЭВМ, а также записываются в файл данных.
Для определения величины объемных и механических потерь в макете насосного агрегата были изготовлены заглушки на входной и выходной патрубки макета насоса с присоединенными к ним штуцерами.
Было также доработано колесо макета (установлена герметичная перегородка на выходе из рабочего колеса насоса МНМ2500-230, предназначенная для изоляции внутреннего пространства колеса от полости насоса и, соответственно, исключения протекания потока жидкости через колесо). Классическая методика подготовки колеса к балансовым испытаниям (при которой его заливают горячим парафином) в данном случае неприемлема из-за того, что колесо, изготовленное из фотополимера, может покоробиться при заливке горячим составом, и кроме того, из него невозможно будет впоследствии выплавить парафин. Классическая методика была применена к колесам насосов МНМ3600-230 и МНМ5000-230, изготовленным из бронзы.
На рисунке показан насос, подготовленный к балансовым испытаниям (Рисунок 4.27).
1. Макет насоса устанавливается на стенд с заранее заглушенными входным и выходным патрубками, штуцер в выходном патрубке подсоединяется к гидравлической линии, идущей из бака с рабочей жидкостью, снабженным наддувом сжатым воздухом. Штуцер во входном патрубке подключается к мерной емкости.
2. Макет насоса заполняется водой, воздух из корпуса выпускается через разъем в верхней точке макета.
3. Запускается двигатель, ротор макета начинает вращаться и выводится на рабочую частоту вращения, равную 2000 об/мин.
4. Замеряется момент на валу макета и частота вращения вала. По этим величинам будет определяться величина механических потерь в насосе.
5. Открывается кран на штуцере в выходном патрубке, вода из бака с наддувом подается в выходной патрубок макета с давлением, равным давлению при испытаниях насоса в номинальном режиме при данной частоте. В данном случае это давление составляло около 0,14 МПа.
6. С помощью мерной емкости замеряется расход жидкости через два щелевых уплотнения вращающегося колеса. Величина этого расхода дает возможность определить действительное значение объемного КПД.
7. Для разделения механических потерь в насосе на внешние и внутренние можно также дополнительно снять с вала колесо, собрать насос с валом без колеса и испытать его при частоте вращения 2000 об/мин. При этом с помощью моментомера определяется значение момента на валу, соответствующее величине внешних механических потерь в насосе (потери в подшипниках, уплотнениях, муфте).
В процессе проведения балансовых испытаний на стенде были проведены замеры по п. 1-7 с учетом следующих дополнений:
- Для уточнения величины механических и объемных потерь мощности при разных частотах вращения (при которых проводились ранее нормальные испытания) замеры параметров по пп. 3-6 были проведены при частотах вращения 750, 1000, 1500 и 2000 об/мин, причем для частоты вращения 2000 об/мин (как основной в процессе проведения испытаний) были сняты 3 точки при разных значениях давления на нагнетании насоса, соответствующим разным режимам при снятии нормальной характеристики.
- Дополнительно были сняты величины перетечек при не вращающемся вале и трех значениях давления на нагнетании, для уточнения влияния скорости движения внутреннего кольца щелевого уплотнения на перетечку в нем.
Замеры по п. 7 проведены по иной методике. Вследствие сложности демонтажа колеса с вала макета и необходимости для этого лишней переборки насоса внешние механические потери были определены путем испытаний насоса при частоте вращения 2000 об/мин без жидкости в нем (кроме смазки торцовых уплотнений) – т.н. «сухой ход».
Величину дополнительных дисковых потерь мощности, возникающих при вращении вала (без колеса) в жидкости, которая при этом не учитывается, можно не принимать во внимание, т.к. дисковые потери зависят от диаметра трущейся поверхности в пятой степени и для вала эти потери пренебрежимо малы.
Ниже подробно приведены результаты испытаний насоса НМ2500-230. Результаты испытаний остальных насосов из типоразмерного ряда (НМ1250-260, НМ3600-230, НМ5000-210, НМ7000-210, НМ10000-210) приведены в конечном виде в форме пересчитанных на натурные образцы характеристик.
В таблице представлены результаты испытаний НМ2500-230 (Таблица 21).
Первый этап оптимизации ЛП-тау методом
Выбор параметров оптимизации для такого насоса осуществлялся исходя из нескольких принципов. В первую очередь наибольший интерес представляло канальное отводящее устройство (КОУ), так как сведений по его профилированию нет совсем. Все размеры колеса, кроме диаметра на входе, выбирались из известных рекомендаций и методик. Диаметр входа в рабочее колесо был выбран в качестве параметра, так как он единственный входит в формулу А.А.Ломакина для вычисления гидравлического КПД насоса.
Параметры КОУ проиллюстрированы ниже (Рисунок 4.64, 4.65). Все параметры сведены в Таблицу 31.
Алгоритмом формирования ЛП-тау последовательностей были получены 32 расчетные точки, часть из них представлена в Таблице 32.
Расчетная сетка для всех моделей имела от 1,5 до 2 млн. ячеек. В ядре потока ячейки сетки имеют многогранную форму, а у твёрдых стенок – призматическую. Расчетная сетка представлена на Рисунке 4.66.
В качестве граничных условий при расчете течения в насосе задавались скорость на входе и давление на выходе.
На Рисунке 4.67 представлено сравнение интенсивности вихреобразования в рабочем колесе в самой худшей и самой лучшей из полученных моделей
Средняя по объему кинетическая энергия турбулентности для этих двух моделей показана в Таблице 33.
Кинетическая энергия турбулентности вычисляется следующим образом– т.е. это сумма осредненных квадратов пульсационных скоростей в трех координатных направлениях. В отличие от оценки качества профилирования по полю скорости такая оценка иногда дает более наглядное представление об областях турбулизации потока, а значит о гидравлических потерях.
Часть полученных значений напора и КПД (для самых лучших и самых худших моделей) сведены в Таблицу 34.
Результат оптимизации показал, что изменение указанных геометрических параметров приводит к изменению как напора, так и гидравлического КПД. Причем величина КПД может уменьшаться на 13,7% относительно наилучшего варианта.
Прирост КПД в 15 модели в сравнении с исходной моделью составил 8,4%.