Analysis of the efficiency of balancing pistons of feed pumps

Full Text

ВВЕДЕНИЕ

Насосное оборудование для теплоэнергетической отрасли должно обладать высоким уровнем надежности для обеспечения бесперебойной работы энергоблока. Для выполнения этого требования на тепловых электростанциях применяется дублирование вспомогательного оборудования, например, питательные насосы поставляются с обязательным резервированием. Но при выходе из строя одного из основных насосов пуск резервного насоса может занимать от нескольких секунд до нескольких минут (в зависимости от типа резерва). Поэтому надежность конструкции питательных насосов на сегодняшний день является одним из актуальных направлений развития техники.

Устройство уравновешивания осевой силы или разгрузочное устройство – является одним из основных элементов питательного насоса, который оказывает существенное влияние на надёжность и эффективность его работы. Конструктивно различают три типа разгрузочных устройств: гидропята (рис. 1, a), поршень (рис. 1, b) и двойной поршень (рис. 1, c) [1, 2].

 

Рис. 1. Схема устройств уравновешивания осевой силы: а – гидропята, b – поршень, с – двойной поршень. / Fig. 1. Schemes of the axial force balancing devices: a - disk, b – single-stage piston, c – two-stage piston.

 

Разгрузочный поршень уравновешивает ротор за счет перепада давления в дроссельной щели между поршнем и корпусом насоса, которая соединяет область за рабочим колесом последней ступени и камерой разгрузки. Диаметр поршня d_EK, как правило, выбирается примерно равным диаметру уплотнений рабочего колеса на входе. Вычисления разгрузочной способности поршня производят для номинального режима, поэтому в процессе работы ротор может выходить из равновесия. Для восприятия несбалансированной осевой силы, как правило, в конструкции предусматривают упорный подшипник двустороннего действия.

Гидропята – является саморегулируемым устройством, уравновешивание осевой силы в котором происходит через дроссельную щель между упорным диском гидропяты и торцевой поверхностью корпуса. Саморегулирование осуществляется за счет изменения торцевого зазора Δ (рис. 1) вследствие изменения перепада давлений. Функционирование устройства осуществляется по принципу гидростатического подшипника. Данное устройство имеет недостатки, влияющие на эксплуатационную надежность: 1) поломки в момент пуска, 2) при возникновении парообразования в насосе утрачивается несущая способность жидкости в торцевом зазоре, что приводит к выходу из строя торцевой поверхности гидропяты [3].

Двойной поршень – это разновидность конструкции одинарного поршня. Принцип работы аналогичен принципу работы одинарного поршня – разгрузка осевой силы за счет перепада давлений в дроссельной щели, ступенчатая конструкция позволяет снизить объемные потери.

Опыт эксплуатации питательных насосов ЛМЗ показал высокую эксплуатационную надёжность разгрузочного поршня. Компания Sulzer, кроме того, использует в конструкциях своих питательных насосов систему разгрузки «поршень c упорным подшипником двухстороннего действия» [4].

Показатели надежности разгрузочного поршня и гидропяты по результатам исследований [5] питательных насосов представлены в таблице 1.

 

Таблица 1. Показатели надежности разгрузочных устройств / Table 1. Reliability indicators of balancing devices

№ п.п.	Тип разгрузочного устройства	Количество агрегатов	Количество повреждений
1	Поршень	511	27
2	Гидропята	533	310

 

Главными достоинствами разгрузочного поршня помимо высокой эксплуатационной надежности являются простота конструкции и легкость монтажа, т.к. при центровке ротора можно легко контролировать величину дроссельной щели по всему периметру.

ЧИСЛЕННОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАЗГРУЗОЧНЫХ УСТРОЙСТВ

С целью выбора оптимального варианта разгрузочного устройства в настоящей работе был выполнен численный CFD анализ для оценки объемных потерь и потерь на трение в устройствах типа поршень и двойной поршень одинаковой длины.

CFD анализ был выполнен на примере питательного насоса ПЭН-290-115 производства АО «Силовые машины». На рис. 2 представлена визуализация сектора расчётной области зазора между цилиндрическим поршнем и корпусом насоса ПЭН–290-115, включающего в себя пазухи, имитирующие область за рабочим колесом и область камеры разгрузки, а в таблице 2 – настройки граничных условий для этой модели.

 

Рис. 2. Визуализация исследуемой расчетной области для одноступенчатого поршня. / Fig. 2. Visualization of the studied simulated space for the single-stage piston.

 

Таблица 2. Настройки граничных условий и параметров расчёта/ Table 2. Settings of boundary conditions and simulation parameters for the single-stage piston

Тип расчёта	Стационарный
Модель турбулентности	SST
ГУ на входе в барабан (Inlet)	Полное давление (Total pressure = 10,311 МПа)
ГУ на выходе из барабана (Outlet)	Статическое давление (Static pressure =101 325 Па)
ГУ на стенках (Walls)	Условие трения υ = 0 м/с (No slip); Шероховатость (Rough) Ra 1,6 мкм (эквивалентная 3,68 мкм); Стенка поршня вращается с частотой 2910 об/мин.
Параметры жидкости (Water)	Температура: 165°С; Плотность: 905 кг/м3; Динамическая вязкость: 0,0001647 Па×с.

 

В качестве альтернативного варианта для сравнения был произведен CFD анализ разгрузочного устройства типа «двойной поршень» («ступенчатый поршень») такой же длины L. На рис. 3 представлена визуализация сектора расчётной области зазора между ступенчатым поршнем и корпусом насоса ПЭН–290-115, а в таблице 3 – настройки граничных условий.

 

Рис. 3. Визуализация расчётной сетки сектора исследуемой области. / Fig. 3. Visualization of the simulation grid of the studied space for the two-stage piston.

 

Таблица 3. Настройки граничных условий и параметров расчёта / Table 3. Settings of boundary conditions and simulation parameters for the two-stage piston

Тип расчёта	Стационарный
Модель турбулентности	SST
ГУ на входе в барабан (Inlet)	Полное давление (Total pressure = 10,311 МПа)
ГУ на выходе из барабана (Outlet)	Статическое давление (Static pressure = 101 325 Па)
ГУ на стенках (Walls)	Условие трения υ = 0 м/с (No slip); Шероховатость (Rough) Ra = 1,6 мкм (эквивалентная 3,68 мкм); Стенка поршня вращается с частотой 2910 об/мин.
Параметры жидкости (Water)	Температура: 165°С; Плотность: 905 кг/м3; Динамическая вязкость: 0,0001647 Па×с.

 

Сравнительный анализ объемных потерь и потерь на трение (таблица 4) показывает, что для питательного насоса ПЭН 290-115 объемные потери в разгрузочном устройстве типа двойной поршень ниже, чем в цилиндрическом барабане на 7,8%, при этом потери на трение за счет ступенчатой конструкции двойного поршня по отношению к цилиндрическому барабану возросли на 30,3%.

 

Таблица 4. Результаты CFD анализа одноступенчатого и двухступенчатого поршней / Table 4. The results of CFD analysis of the single-stage and two-stage pistons

Наименование параметра	Поршень	Двойной поршень
Осевая сила, действующая на поршень, кН	111,7	107,3
Расход утечек через барабан, м3/ч	11,43	10,6
Момент трения, Н·м	18,9	27,1
Мощность потерь в барабане, кВт	38,2	38,3

 

Для оценки потерь мощности использовались следующие формулы:

• потери мощности, связанные с объёмными утечками:

$N_Q=\frac{\rho \cdot g\cdot Q_{\text{щ}}\cdot H}{\eta }$; (1)

• потери мощности, связанные с трением:

$N_{Т}=\omega \cdot T$; (2)

• полные потери мощности:

$N=N_Q+N_T.$ (3)

На основании СFD анализа можно сделать вывод о нецелесообразности использования ступенчатого барабана, т. к. это не ведёт к росту КПД насоса, поскольку уменьшенное значение утечек нивелируется увеличившимся моментом трения барабана.

Для повышения эффективности поршня предлагаются следующие технические решения: изменение радиального зазора и изменение шероховатости поверхностей.

Уменьшение радиального зазора приводит к уменьшению коэффициента расхода через щель и не приводит к негативным последствиям в виде роста момента гидравлического трения, в отличие от случая увеличения длины поршня. Однако, минимальное значение величины зазора определяется величиной прогиба ротора, максимальная величина прогиба которого не должна быть больше 0,1 мм. При двухопорном конструктивном исполнении насоса максимальный прогиб вала находится в непосредственной близости от середины осевого габарита ротора. Поршень расположен в непосредственной близости от подшипниковой опоры, следовательно, прогиб в этом месте меньше.

Влияние шероховатости поверхностей в зазоре (цилиндрическая поверхность поршня и втулки корпуса) проявляется в увеличении коэффициента гидравлического трения, а, следовательно, и в уменьшении объёма утечек, однако, это приводит к росту момента гидравлического трения. Следовательно, необходимо определить совместное влияние двух этих составляющих потерь с целью расчета оптимальной шероховатости, при которой выигрыш в уменьшении объёмных утечек не компенсируется возросшими потерями на трение.

Оценка влияния шероховатости и величины радиального зазора проводилась для модели цилиндрического поршня без канавок (параметры расчёта представлены в таблице 2). Шероховатость задавалась на вращающейся и неподвижной стенках дроссельной щели.

Значения песочной шероховатости, задаваемые при расчёте, получались путем пересчета шероховатости Ra с помощью коэффициента пропорциональности 2,3 [6].

Результаты расчётов проточной части щели разгрузочного устройства с разными значениями радиального зазора и шероховатости представлены на рис. 4–6. Оценка потерь мощности проводилась по формулам 1–3.

 

Рис. 4. Зависимость расхода через разгрузочный поршень от шероховатости при разных значениях радиального зазора от 0,15 до 0,25 мм. / Fig. 4. Dependence of flow rate through the balancing piston on roughness at different values of radial clearance in the range from 0.15 to 0.25 mm.

 

Рис. 5. Зависимость потерь мощности на трение в разгрузочном поршне от шероховатости при разных значениях радиального зазора от 0,15 до 0,25 мм. / Fig. 5. Dependence of friction power losses of the balancing piston on roughness at different values of radial clearance in the range from 0.15 to 0.25 mm.

 

Рис. 6. Зависимость полных потерь мощности в разгрузочном поршне от шероховатости при разных значениях радиального зазора от 0,15 до 0,25 мм. / Fig. 6. Dependence of total power losses of the balancing piston on roughness at different values of radial clearance in the range from 0.15 to 0.25 mm.

 

На рис. 7 представлены зависимости потерь мощности вызванных наличием утечек и трения, а также полные потери мощности для шероховатости Ra 25.

 

Рис. 7. Зависимость полных потерь мощности (N) и потерь мощности на трение (Nq) и перетечки в разгрузочном поршне (Nt) в зависимости от зазора при значении шероховатости величины Ra 25. / Fig. 7. Dependence of total power losses (N), friction power losses (Nq) and overflow power losses (Nt) in the balancing piston on clearance value at the roughness value of Ra 25.

 

Из рис. 7 можно видеть, что уменьшение радиального зазора приводит к уменьшению потерь мощности, связанной с объёмными утечками, а потери мощности на трение остаются постоянными, следовательно, целесообразно уменьшение радиального зазора с целью увеличения КПД насоса.

Из рис. 6 видно, что для зазоров 0,18–0,25 увеличение шероховатости приводит к уменьшению полной потери мощности на разгрузочном устройстве за счёт значительного уменьшения величины объёмных утечек (рис. 4) при незначительном росте момента трения (рис. 5). Для зазора 0,15 мм график полных потерь мощности (рис. 6) имеет минимум при шероховатости Ra 25, дальнейшее увеличение шероховатости приводит к незначительному увеличению потерь в разгрузочном устройстве.

В результате проведенной работы можно сделать вывод о конкурентоспособности цилиндрических разгрузочных поршней. Целесообразно использование разгрузочных устройств со стенками определенной шероховатости для уменьшения объемных потерь.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате сравнения двух конструкций разгрузочных поршней определено, что цилиндрический поршень более конкурентоспособен, поскольку его эффективность такая же, как и у ступенчатого поршня, выгода в объёмном КПД, которого полностью нивелируется возросшими потерями на трение.

Проведено исследование влияния радиального зазора и шероховатости на эффективность разгрузочного цилиндрического поршня. Уменьшение радиального зазора приводит к уменьшению объемных утечек через узел разгрузки, момент трения же не изменяется, это приводит к росту КПД насоса, следовательно, целесообразно использовать поршень с минимально возможным радиальным зазором, величина которого должна определяться прогибом вала.

Значение шероховатости цилиндрической поверхности поршня уменьшает величину утечек, однако приводит к росту момента трения. При значительных величинах шероховатости это не приводит к росту КПД. Для исследуемого поршня длиной 250 мм рекомендована шероховатость Ra 25 для всех величин радиального зазора. Дальнейшее увеличение шероховатости не приводит к росту КПД, а для зазора 0,15 приводит даже к росту потерь.

ДОПОЛНИТЕЛЬНО

Вклад авторов. А.А. Захаров ― поиск информации по численному моделированию, написание текста рукописи, создание изображений; С.П. Федоров ― поиск информации по конструктивным схемам, редактирование текста рукописи, создание изображений; А.А. Жарковский ― экспертная оценка, утверждение финальной версии. Авторы подтверждают соответствие своего авторства международным критериям ICMJE (все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи, прочли и одобрили финальную версию перед публикацией).

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

Источник финансирования. Работа выполнена при финансовой поддержке Министерства науки и высшего образования Российской Федерации (соглашение 075-11-2021-044 от 25.06.21).а

ADDITIONAL INFORMATION

Authors contribution. A.A. Zakharov ― search for information on numerical modeling, writing the text of the manuscript, creating images; S.P. Fedorov ― search for information on constructive schemes, editing the text of the manuscript, creating images; A.A. Zharkovsky ― expert opinion, approval of the final version creating images. 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, final approval of the version to be published and agree to be accountable for all aspects of the work.

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

Funding source. The work was supported financially by the Ministry of Science and Higher Education of the Russian Federation (agreement 075-11-2021-044 dated June 25, 21).

About the authors

Alexander A. Zharkovsky

Peter the Great Saint Petersburg Polytechnic University

Email: azharkovsky@gmail.com
ORCID iD: 0000-0002-3044-8768
SPIN-code: 3637-7853
Scopus Author ID: 7004534701
ResearcherId: T-3278-2018

Dr. Sci. (Tech.), Professor of the Higher School of Power Engineering of the Institute of Energy

Russian Federation, 29 Polytechnicheskaya street, 195251 Saint Petersburg

Alexander A. Zakharov

Peter the Great Saint Petersburg Polytechnic University

Author for correspondence.
Email: zakharov.aa.gm@yandex.ru
ORCID iD: 0000-0001-9657-1921
SPIN-code: 5447-4090

Engineer of the Hydromechanical Engineering Laboratory of the Higher School of Power Engineering, Institute of Energy

Russian Federation, 29 Polytechnicheskaya street, 195251 Saint Petersburg

Sergei P. Fedorov

Peter the Great Saint Petersburg Polytechnic University; Power Machines

Email: fedorov_sp@power-m.ru
ORCID iD: 0000-0003-1426-7526
SPIN-code: 5071-5400

Postgraduate student, Head of the Design of Small Hydraulic Machines Department

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

References

Supplementary files