Influence of an impeller inlet diameter on operation of a high-speed submersible electric pump at the high flow rate modes

Full Text

Введение

Объектом исследования является водоотливной погружной электронасос ВПЭН 160/15. Насос предназначен для откачки загрязненной морской и пресной воды из затопленных помещений кораблей, судов и других объектов судостроительной отрасли.

ВПЭН 160/15 имеет моноблочную конструкцию насоса (рис. 1).

 

Рис. 1. Конструктивное исполнение погружного электронасоса.

Fig. 1. The submersible pump design.

 

Проточная часть погружного насоса вертикальной компоновки имеет: входной патрубок – 1, рабочее колесо консольного расположения с пространственной лопастной системой – 2, направляющий аппарат лопаточного типа – 3, кольцевую камеру корпуса – 4, напорный патрубок – 5.

Основные технические параметры насосного агрегата на номинальном режиме работы: подача Q=160 м3/ч, напор Н=15 м, потребляемая мощность Nпотр≤15 кВт, частота вращения ротора n=2950 об/мин. Коэффициент быстроходности близок к максимально используемому для центробежных насосов и равен n_s=298.

Цель работы – исследовать зависимость напорных, энергетических и кавитационных характеристик центробежного электронасоса высокой быстроходности от относительного диаметра D0/D2 входной горловины рабочего колеса, а также обеспечить бескавитационную работу насоса на режимах больших подач.

Методика расчета трехмерного течения

Решается прямая гидродинамическая задача трехмерного течения вязкой жидкости [1]. Моделирование потока в проточной части погружного электронасоса выполнялось методом конечных объемов с использованием программного продукта ANSYS CFX [2].

Численные расчеты выполнялись в квазистационарной постановке с учетом модели кавитации Релея-Плессета. При включении модели кавитации значение давления насыщенных паров задано при t =25 °C и составляет P_пар=3169 Па.

Полноразмерная расчетная область включает в себя все элементы проточной части насосного агрегата (от входного патрубка – 1 до напорного патрубка – 5, см. рис. 1). Ячейки неструктурированной расчетной сетки – тетраэдры. Общее количество ячеек – 15 млн.

Граничные условия расчетной области: на входе – полное давление, соответствует экспериментальному значению кавитационного запаса Δh_эксп=11 м; на выходе – массовый расход на различных режимах работы. Твердые стенки определены с учетом эквивалентной шероховатости согласно рабочим чертежам деталей изделия.

В расчетах использовалась SST модель турбулентности. Y+ соответствует рекомендованным значениям [3].

Геометрические параметры исследуемых вариантов рабочих колес

Предварительно рассчитан относительный диаметр входа в РК D0/D2 (таблица 1).

 

Таблица 1. Оценка диаметра входа рабочего колеса

Table 1. Assessment of an impeller inlet diameter

№	Методика	Формула	D0, мм	D0 /D2
1	Горгиджанян С.А. [4]	$D_0=\sqrt{\frac{4Q_{\text{к}}}{\pi V_0}}$	102	0,62
2	Gulich J.F. [6]	$D_0=\sqrt{\mathrm{10,6}\cdot {\left(\frac{Q_{\text{к}}}{n}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot {\left(\frac{{\lambda }_c+{\lambda }_w}{{\lambda }_w}\right)}^{\frac{1}{3}}}$	110	0,66
3	Михайлов А.К., Малюшенко В.В. [7]	$D_0=K_{\text{вх}}\sqrt[3]{\frac{Q}{n}}$	111	0,67
4	Институт гидромеханики г. Лозанна [5]	$D_0={\left(\mathrm{1,922}-\mathrm{1,943}·{10}^{-3}\cdot n_s\right)}^{-1}{D}_2$	119	0,72

 

Как можно заметить, различные методики (см. таблицу 1) дают достаточно широкий диапазон по выбору диаметра входа рабочего колеса.

В настоящем исследовании диаметр входа исходного варианта рабочего колеса выбран по методике [4].

Значение диаметра входа нового рабочего колеса определено по методике [5] с поправкой на ближайшее значение стандартного ряда условного прохода согласно ГОСТ 1536-76 и составило D₀=125 мм (D0/D2=0,78).

Напор насоса на номинальном режиме с исходным рабочим колесом был выше требуемых 15 м, поэтому наружный диаметр нового РК был уменьшен до D₂=160 мм.

Также были рассчитаны и исследованы варианты рабочих колес с диаметрами входа рабочего колеса, полученными по методикам [6] и [7].

Основные геометрические параметры исследуемых рабочих колес указаны в таблице 2.

 

Таблица 2. Основные геометрические параметры исследуемых рабочих колес

Table 2. Main geometrical properties of the studied impellers

Параметр	Исходное РК [4]	Gulich J.F. [6]	Новое РК [5]
	D0 /D2=0,62	D0 /D2=0,66	D0 /D2=0,78
D0, мм	102	110	125
b2 /D2	0,145	0,158	0,175
βЛ1вт – βЛ1ср – βЛ1пер, °	36,7–31,9–20,2	29,1–23,7–17,3	22,0–17,8–13,7
βЛ2вт – βЛ2ср – βЛ2пер, °	25–25–25	25–25–25	25–25–25

 

Результаты расчетов исследуемых вариантов рабочих колес

Результаты исследования влияния диаметра входа рабочего колеса на напорные, энергетические и кавитационные характеристики насоса представлены на рис. 2 и 3.

 

Рис. 2. Напорные и энергетические характеристики насоса при различных диаметрах входа в РК: 1 – D₀ /D₂=0,62; 2 – D₀ /D₂=0,66; 3 – D₀/D₂=0,78; сплошная линия – расчет; пунктирная – эксперимент.

Fig. 2. Head-capacity and energy curves of the pump for various impeller inlet diameters: 1 – D₀ /D₂=0.62; 2 – D₀ /D₂=0.66; 3 – D₀ /D₂=0.78; solid lines – the simulation, dashed lines – the experiment.

 

Рис. 3. Расчетные полные кавитационные характеристики при различных диаметрах входа в РК: 1 – D₀ /D₂=0,62; 2 – D₀ /D₂=0,66; 3 – D₀ /D₂=0,78; Δh_эксп – расстояние от свободной поверхности до входа в насос в эксперименте.

Fig. 3. The simulated overall cavitation curves for various impeller inlet diameters: 1 – D₀ /D₂=0.62; 2 – D₀ /D₂=0.66; 3 – D₀ /D₂=0.78; Δhexp is the distance between free surface and the pump inlet in the experiment.

 

Распределения полей абсолютных давлений на режимах больших подач в рабочих колесах с относительным диаметром входа D₀ /D₂=0,62 и D₀ /D₂=0,78 приведены на рис. 4 и 5.

 

Рис. 4. Поле абсолютных давлений исходного рабочего колеса (D₀/D₂=0,62).

Fig. 4. The absolute pressure field of the original impeller (D₀/D₂=0.62).

 

Рис. 5. Поле абсолютных давлений нового рабочего колеса (D₀ /D₂=0,78).

Fig. 5. The absolute pressure field of the new impeller (D₀ /D₂=0.78).

 

Расчетные напорные характеристики исходного (D₀ /D₂=0,62) и нового (D0 /D2=0,78) вариантов рабочего колеса хорошо согласуются с экспериментальными данными (см. рис. 2).

При безразмерном диаметре входа в рабочее колесо D₀ /D₂=0,62 на режимах Q ≥185 м3/ч (Q/Qном ≥1,16) по всей задней стороне лопасти рабочего колеса возникает обширная зона пониженного давления (см. рис. 4). При таких величинах абсолютного давления на задней стороне лопасти в рабочем колесе, происходит кавитационный срыв напорной и энергетической характеристик, и они приобретают западающий вид, представленный на рис. 2. Применение исходного рабочего колеса не позволяет обеспечить бескавитационную работу на указанных режимах.

При безразмерном диаметре входа в рабочее колесо D₀ /D₂=0,78 на режимах Q ≥185 м3/ч (Q/Q_ном ≥1,16) на задней стороне лопасти рабочего колеса обширная зона пониженного давления отсутствует, за исключением входной кромки (см. рис. 5). При таких величинах абсолютного давления на задней стороне лопасти в рабочем колесе, кавитационный срыв напорной и энергетической характеристик не происходит, а вид характеристик – не западающий (см. рис. 2). Таким образом, увеличение диаметра входа рабочего колеса позволило обеспечить бескавитационную работу на режимах больших подач.

При величине D₀ /D₂=0,66 на режимах Q ≥185 м3/ч (Q/Q_ном ≥1,16) также не наблюдается срыва характеристик. При этом КПД рабочего колеса на номинальном режиме работы насосного агрегата выше на 2,5% по сравнению с вариантом D0 /D2=0,78 (см. рис. 2).

Заключение

1. Численно и экспериментально исследованы напорные, энергетические и полные кавитационные характеристики в зависимости от величины диаметра входа в рабочее колесо с D₀ /D₂=0,62, 0,66, 0,78. Численно исследованы поля абсолютных давлений в рабочих колесах с D₀ /D₂=0,62 и 0,78 на режимах больших подач.
2. На режимах больших подач Q/Q_ном ≥1,16 на задней стороне лопасти рабочего колеса с D0/D2=0,62 обнаружена обширная зона с низким давлением, которая приводит к срыву напорной характеристики насоса при больших расходах.
3. В рабочем колесе с D₀ /D₂=0,78 на режимах подач Q/Q_ном ≥1,16 на задней стороне лопасти отсутствуют обширные зоны низкого давления и срыва напорной характеристики при этих подачах не наблюдается.
4. Наибольшим КПД на номинальном режиме обладает насос с наименьшим из исследованных соотношений D0 /D2=0,62, но он имеет западающую характеристику насоса на режимах больших подач Q/Q_ном ≥1,16.
5. Оптимальным по КПД и с точки зрения обеспечения бескавитационной работы насоса в области больших подач является насос с рабочим колесом с диаметром входа с D₀ /D₂=0,66.

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ ИНФОРМАЦИЯ

Вклад авторов. Д.А. Горбатов ― поиск публикаций по теме статьи, написание текста рукописи; А.В. Адрианов ― редактирование текста рукописи; А.А. Жарковский ― экспертная оценка, утверждение финальной версии. Все авторы подтверждают соответствие своего авторства международным критериям ICMJE (все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи).

Конфликт интересов. Авторы декларируют отсутствие явных и потенциальных конфликтов интересов, связанных с публикацией настоящей статьи.

Источник финансирования. Авторы заявляют об отсутствии внешнего финансирования при проведении исследования.

ADDITIONAL INFORMATION

Authors’ contribution. D.A. Gorbatov ― search for publications on the topic of the article, writing the text of the manuscript; A.V. Adrianov ― editing the text of the manuscript; A.A. Zharkovskiy ― expert opinion, approval of the final version. All authors made a substantial contribution to the conception of the work, acquisition, analysis, interpretation of data for the work, drafting and revising the work. The authors prove compliance of their authorship with ICMJE criteria.

Competing interests. The authors declare no any transparent and potential conflict of interests in relation to this article publication.

Funding source. This study was not supported by any external sources of funding.

About the authors

Daniil A. Gorbatov

Peter the Great St. Petersburg Polytechnic University; SULAK

Email: Da.Gorbatov@yandex.ru
ORCID iD: 0000-0002-3172-3346
SPIN-code: 5727-2661

post graduate

Russian Federation, 29 Politekhnicheskaya street, 195251, Saint Petersburg; Saint Petersburg

Alexander A. Zharkovsky

Peter the Great St. Petersburg Polytechnic University

Email: azharkovsky@gmail.com
ORCID iD: 0000-0002-3044-8768
SPIN-code: 3637-7853

Professor, Dr. Sci. (Tech.); Professor

Russian Federation, 29 Politekhnicheskaya street, 195251, Saint Petersburg

Artemy V. Adrianov

"SULAK"

Author for correspondence.
Email: mr_a@inbox.ru
ORCID iD: 0000-0003-4853-0804
SPIN-code: 8117-4795

General Director

Russian Federation, 29 Politekhnicheskaya street, 195251, Saint Petersburg

References

Supplementary files