RU170449U1 - Рабочее колесо шламового насоса - Google Patents

Abstract

Полезная модель относится к гидромашиностроению и может быть использована для определения параметров рабочего колеса и переднего бронедиска центробежного шламового насоса для увеличения срока их наработки и КПД. Технический результат предлагаемой полезной модели заключается в увеличении срока службы шламового насоса за счет уменьшения гидравлических потерь и износа проточной части насоса при перекачке пульпы. Рабочее колесо шламового насоса включает задний и передний диски и размещенные между дисками лопасти, тыльные поверхности которых имеют наклон 60°÷80° к поверхности заднего диска с образованием проточного канала переменного сечения с выходным отверстием со стороны заднего диска и входным отверстием со стороны переднего диска, при этом отношение толщины каждой лопасти к ширине выпуска проточного канала составляет 0,2÷0,7, а отношение ширины проточного канала выпуска к ширине канала на входе составляет 0,3÷0,45, отношение диаметра рабочего колеса к его ширине составляет 0,3÷0,8, профили внутренних поверхностей переднего и заднего дисков выполнены изогнутыми, при этом отношение радиуса изгиба внутренней поверхности переднего диска к радиусу изгиба внутренней поверхности заднего диска составляет 0,2÷0,5.

Description

Полезная модель относится к гидромашиностроению и может быть использована для определения параметров рабочего колеса и переднего бронедиска центробежного шламового насоса для увеличения срока их наработки и КПД.

Из уровня техники известны следующие технические решения:

Известно рабочее колесо шламового насоса с ведущим и ведомым дисками и расположенными между ними рабочими лопатками с входными и выходными кромками, при этом на ведомом диске со стороны передней стенки и на ведущем диске со стороны задней стенки выполнены отбойные лопатки, отличающееся тем, что с целью повышения ресурса работы насоса на гидроабразивных средах участки отбойных лопаток ведущего диска в центральной части через одну расположены напротив входных кромок рабочих лопаток, примыкающих к ведущему диску, а периферийные участки соседних с ними отбойных лопаток расположены напротив выходных кромок рабочих лопаток, примыкающих к ведущему диску (США №4854820, 08.08.1989).

Известно рабочее колесо шламового насоса, включающее три лопасти, в свою очередь, соединенные с первым каналом с образованием трех дуг, диапазон отношения радиуса первой дуги к радиусу второй дуги составляет от 1,5 до 1,9, отношение радиуса второй дуги к радиусу третьей дуги составляет от 2 до 2,3, в свою очередь, соединены со вторым каналом, образуя четвертую, пятую и шестую дуги, при этом диапазон отношения радиусов четвертой и пятой дуг составляет от 0,5 до 1, а отношение радиусов пятой и шестой дуг - от 1,5 до 2 (Китай №204851763, 09.12.2015).

Наиболее близким аналогом предлагаемого технического решения является рабочее колесо шламового насоса, выполненное с крыльчаткой открытого типа, предпочтительно жестко съемно установлено на нижней консоли вала, выходящей в проточную полость, и содержит жестко закрепленную на основном диске многозаходную систему лопаток с межлопаточными каналами с угловой закруткой тех и других, выполненной с постоянным или переменным радиусом кривизны в проекции на условную плоскость, нормальную к оси вала, а межлопаточные каналы выполнены диффузорно расширяющимися в направлении от оси вала к периферии, причем высота лопатки на входе выполнена превышающей высоту лопатки на выходе в 1,35÷1,63 раза, а площадь на выходе из межлопаточного канала выполнена превышающей площадь на входе в межлопаточный канал в 1,3÷2,1 раза (РФ №2506462, 10.02.2014).

Шламовые центробежные насосы подвергаются сильному эрозионному износу вследствие воздействия частиц породы, находящихся в потоке перекачиваемой пульпы, оказывающему значительное влияние на общую стоимость эксплуатации насоса. Наиболее значительными эксплуатационными затратами при эксплуатации шламового насоса, исключая расходы на электроэнергию, являются затраты на замену деталей проточной части насоса (куда входят: передний и задний бронедиски, улита, рабочее колесо) подвергающихся эрозийному износу. Срок эксплуатации насоса зависит от конструкции и геометрии деталей проточной части насоса, обеспечивающей параметры работы шламового насоса, и, как следствие, износостойкость в конкретных условиях работы.

Как правило, наиболее интенсивный износ прослеживается в области входа потока в рабочее колесо насоса, так как поток пульпы в этой области меняет свое направление движения с горизонтального на вертикальное, тем самым в данной области возникают турбулентные пульсации. Подбор геометрии входного участка, которая образована центральной частью рабочего колеса и переднего бронедиска, позволит минимизировать наличие зон, способствующих возникновению турбулентных пульсаций.

Технический результат предлагаемой полезной модели заключается в увеличении срока службы шламового насоса за счет уменьшения гидравлических потерь и износа проточной части насоса при перекачке пульпы.

Заявленный технический результат достигается за счет конструкции рабочего колеса, включающего задний и передний диски и размещенные между дисками лопасти, тыльные поверхности которых имеют наклон 60°÷80° к поверхности заднего диска с образованием проточного канала переменного сечения, при этом отношение толщины каждой лопасти к ширине выходного отверстия проточного канала составляет 0,2÷0,7, а отношение диаметров выходного отверстия и входного отверстия проточного канала составляет 0,3÷0,45, отношение диаметра рабочего колеса к его ширине составляет 0,3÷0,8, профили внутренних поверхностей переднего и заднего дисков выполнены изогнутыми, при этом отношение радиуса изгиба внутренней поверхности переднего диска к радиусу изгиба внутренней поверхности заднего диска составляет 0,2÷0,5.

Конструктивные особенности обеспечивают повышение КПД насоса за счет снижения гидродинамического сопротивления движения пульпы внутри рабочего колеса и одновременно принудительного движения пульпы вне рабочего колеса. Форма лопастей с эвольвентным профилем с распрямленными концами под углом к касательной к окружности наружного диаметра колеса создает равноускоренное движение пульпы в проточных каналах. Сопряжение лопастей с плоскостями заднего и переднего дисков по радиусу образует проходной канал, который увеличивается по высоте от центра к периферии, на определенном участке остается меньше высоты проточного канала, за счет чего на периферийной части лопастей исчезают микровихри.

Подобранная совокупность форм и геометрии рабочего колеса шламового насоса обеспечивает увеличение его КПД и износостойкости при работе на пульпе в соответствии с подобранными экспериментальными зависимостями от условий эксплуатации (плотности пульпы, крупности и формы твердого, скорости вращения) на базе стандартных моделей рабочих колес насосов типа ГрТ, при этом форма изменения подчиняется указанным диапазонам и геометрическим формам, а именно: изменения наклона лопастей рабочего колеса, формы проходного сечения, формы области перехода между передним бронедиском и рабочим колесом, изменения углов входа парных лопастей, изменения эвольвентной формы лопастей, а также изменения формы и наклона отбойных лопаток, имеющих расчетную конфигурацию, обеспечивающих уменьшение гидравлических потерь при перекачке пульпы.

Тыльные поверхности лопастей рабочего колеса шламового насоса имеют наклон в диапазоне 60°÷80° к поверхности заднего диска, образующие с дисками проточные каналы переменного сечения. При обтекании пульпы лопастей в проточном канале рабочего колеса, имеющих в поперечном сечении форму эвольвенты, благодаря наклону тыльной поверхности лопасти минимизируются вихревые области на ее поверхности, вызывающие потери энергии и интенсивный местный износ. При этом проточные каналы могут быть выполнены как сужающимися, так и расширяющимися от центра к периферии колеса и увеличивающимися по высоте в зависимости от расчетной геометрии проходного сечения.

Лопастная система рабочих колес насосов определяется расчетными значениями подачи насоса с учетом условий снижения гидравлических потерь. Минимизация гидравлических потерь позволяет обеспечить максимальный КПД насоса в оптимальном режиме его работы, соответствующем расчетному значению подачи.

Поскольку шламы с частицами размеров d85 более 100 микрон оказывают сопротивление движению потока, изменяя траекторию движения и имея тенденцию к хаотичному движению, происходят гидравлические потери и локальный износ на участках наибольшего сопротивления. Чтобы исключить излишние потери и минимизировать износ, необходимо при расчете геометрии проходного сечения обеспечить относительную ламинарность потока, максимизируя воздействие сил инерции, преобладающих над силами сопротивления твердых частиц в потоке пульпы. В полезной модели предлагается использовать утолщенные лопасти с небольшим изгибом для формирования более короткой траектории движения частиц и большого угла отрыва крупных частиц. Острый угол выхода лопасти и широкий выпуск повышают коэффициент напора. Требуемый напор создается при меньшей скорости вращения. Широкий выпуск предотвращает блокировку крупными частицами. При этом оптимальным соотношением толщины лопастей к ширине выпуска является диапазон 0,2-0,7. При выходе из данного диапазона наблюдался локальный износ в зоне заднего корпуса, вплоть до сквозного износа в результате образования углового вихря в ходе разделения потока на стороне низкого давления лопасти.

Оптимальное отношение ширины проточного канала выпуска к ширине канала на входе варьируется в пределах от 0,3 до 0,45. Нарушение указанных диапазонов приводит к локальному износу со стороны переднего диска рабочего колеса, сразу за выступающим краем лопастей насоса. Данный тип износа характерен при перекачке шлама с крупными частицами породы, при различных скоростях и типоразмерах используемых насосов. Предположительно появляющийся локальный износ, в виде канавок перед выступающими краями лопастей формируется потоком, исходящим с внутренней стороны колеса, образующим разновидность подковообразного вихря на углу лопасти и переднего диска.

Представленная полезная модель формы проточных каналов, образованных лопастями, задним и передним дисками рабочего колеса, обеспечивает повышение КПД насоса и напора рабочего колеса путем увеличения окружной скорости потока пульпы, выходящего из проточных каналов, и передаче перекачиваемой пульпе дополнительной кинетической энергии после выхода из проточных каналов рабочего колеса.

Отношение диаметра рабочего колеса к ширине характеризуется коэффициентом быстроходности. Для конструкции шламовых насосов не характерен высокий показатель быстроходности из-за проявления износа, связанного с высокой частотой вращения. С другой стороны, чрезмерно низкий показатель коэффициента быстроходности рабочего колеса приводит к уменьшению КПД и пропускной способности насоса. Максимальная эффективность насоса достигается при величине коэффициента быстроходности, равной приблизительно 0,5. Описанная полезная модель относится к рабочим колесам шламовых насосов с коэффициентом быстроходности в диапазоне 0,3÷0,8.

В отличие от существующих аналогов рабочих колес в данной полезной модели рассмотрен изогнутый профиль внутренних поверхностей переднего и заднего дисков в зоне центра, позволяющего «успокоить» поток, снизить турбулентные завихрения, минимизируя износ рабочего колеса. Радиусы изгибов определяются опытным путем подбором значений относительной кривизны поверхностей при входе в рабочее колесо для достижения минимальных параметров износа в области входа потока в рабочее колесо. В области входа в рабочее колесо передний диск колеса имеет изогнутый профиль на внутренней поверхности Rfs, задний диск также имеет изогнутый профиль в районе центральной оси Rbs, при этом отношение Rfs к Rbs находится в пределах от 0,2 до 0,5.

Рабочее колесо центробежного шламового насоса описанной полезной модели имеет соотношение диаметров дисков, при котором диаметр заднего диска рабочего колеса D2 превышает диаметр переднего диска рабочего колеса D3, а отношение толщины лопасти к расстоянию Wi варьируется в пределах от 0,2 до 0,7. Кроме того, лопасти, сужаясь к периферии насосов, имеют диапазон угла наклона от 18° до 40° к центральной оси рабочего колеса, а отношение ширины канала выпуска Wi к ширине канала на входе D1 варьируется в пределах от 0,3 до 0,45.

Далее решение поясняется ссылками на фигуры, на которых приведено следующее:

Фиг. 1-7 - вид рабочего колеса в разрезе вдоль переднего диска (варианты расположения лопастей рабочего колеса по отношению к заднему диску).

Фиг. 8 - вид рабочего колеса сбоку.

Фиг. 9 - вид соединения рабочего колеса и переднего бронедиска сбоку.

Фиг.10 - вид рабочего колеса сбоку.

Фиг. 11-17 - варианты форм отбойных лопаток заднего диска рабочего колеса.

Фиг. 18-23 - варианты форм отбойных лопаток переднего диска рабочего колеса.

На фиг. 1-7 представлены срезы рабочих колес (разрез вдоль переднего диска рабочего колеса), которые изображают варианты расположения лопастей рабочего колеса, обеспечивающие условия полезной модели в части формирования эффективных проходных сечений рабочего колеса. Все лопасти имеют форму эвольвенты и их стороны расположены под изменяемым углом к заднему диску рабочего колеса.

На фиг. 8 -10 показаны срезы рабочих колес и переднего бронедиска 6 с обозначениями, принятыми в описании полезной модели.

В области входа в рабочее колесо передний диск 2 колеса имеет изогнутый профиль на внутренней поверхности с радиусом кривизны Rfs 5, задний диск 1 также имеет изогнутый профиль в районе центральной оси с радиусом Rbs 4, при этом отношение Rfs к Rbs находится в пределах от 0,2 до 0,5. На фиг. 9 показан участок плавного закругляющегося перехода внутреннего входного сечения из переднего бронедиска 6 во всас рабочего колеса.

Также учитывается форма центральной части переднего бронедиска 6 в зоне перехода внутренней поверхности бронедиска во входную внутреннюю часть рабочего колеса. Форма внутренней кромки переднего бронедиска имеет выступ в форме поднятой под углом «губы» у входа рабочего колеса, а место перехода со стороны рабочего колеса имеет профиль, соответствующий этой «губе». Внутренняя кромка в виде «губы» образует угол к центральной оси рабочего колеса, который варьируется в пределах от 5° до 80°. Данный переход, отраженный на фиг. 9, призван минимизировать турбулентные завихрения в зоне перехода потока пульпы из бронедиска в рабочее колесо и минимизировать вероятность попадания пульпы через существующий зазор между неподвижным бронедиском и рабочим колесом в зоне перехода. Радиусы закругления переходов определяются опытным путем.

Передний 2 и задний 1 диски рабочего колеса оснащены отбойными лопатками. Одно из основных назначений отбойных лопаток - это снизить давление в области узких зазоров между бронедисками и внешними поверхностями дисков рабочего колеса. Каждая отбойная лопатка имеет ведущие и скользящие грани. Отбойная лопатка имеет изогнутый профиль с вершиной мыса в области центральной оси, которая пролегает в направлении передней отбойной лопатки, где имеется изогнутая переходная область между внутренней частью основной поверхности и мысом. Отношение радиуса искривления переходной области и диаметра рабочего колеса определяется в пределах от 0,18 до 0,78. При этом один или несколько проходов могут быть связаны с одной или несколькими направляющими лопатками. Диаметры начала размещения лопастей и отбойных лопаток от оси насоса должны иметь похожие значения, не отличаясь более чем на 5-15%. Такое соотношение гарантирует, что работа по снижению давления отбойными лопатками не будет ослаблена и компенсация давления, которое создают нагнетательные рабочие лопатки, будет обеспечена. При этом форма и количество отбойных лопаток также имеет значение. Представленная полезная модель описывает форму отбойных лопаток, полученную опытным путем. Варианты форм отбойных лопаток, описанных полезной моделью, представлены на фиг.11 - 23. На фиг. 11 - 17 представлены варианты форм отбойных лопаток заднего диска рабочего колеса. На фиг. 18 - 23 представлены варианты форм отбойных лопаток переднего диска рабочего колеса. Представленные примеры моделей допускают изменения количества отбойных лопаток, что может быть обусловлено размерами рабочего колеса и предельными скоростями вращения.

Высокий износ в зоне входа пульпы в рабочее колесо может также оказывать значительное влияние и на износ переднего бронедиска. Для минимизации износа необходимо обеспечивать минимальный зазор между передним бронедиском насоса и его рабочим колесом. Небольшой зазор также имеет влияние на работу и производительность насоса. Выставленный минимальный зазор, как правило, расширяется по мере износа отбойных лопаток рабочего колеса или из-за износа переднего бронедиска, поэтому зазор в ходе эксплуатации насоса необходимо регулировать.

В отличие от аналогичных рабочих колес, не позволяющих эффективно использовать насос при переменных параметрах подачи пульпы, значительно отличающихся от расчетных, предлагаемая полезная модель с изменением угла входа проточного канала обеспечивает более высокий КПД насоса в областях значений подачи насоса, отличающихся от расчетного значения.

Полезная модель описывает рабочие колеса шламового центробежного насоса, которые содержат по меньшей мере две лопасти, имеющие различающиеся углы входа. Лопасти располагаться с постоянным внешним шагом. Каждой лопасти может соответствовать лопасть с таким же углом входа, расположенная симметрично относительно центра рабочего колеса, при этом указанные лопасти образуют пару. Рабочее колесо может включать до трех пар лопастей с различными углами входа. Все лопасти также могут иметь и одинаковый угол выхода, особенно если это касается наличия нечетного количества лопастей.

Наличие переменных углов входа рабочих лопастей рабочего колеса обеспечивает поддержание стабильного режима работы насоса с фиксируемым диапазоном КПД.

Чередование части исходных лопастей с лопастями, имеющими другой угол входа, обеспечивает повышение КПД насоса в области подачи, для которой спроектированы основные лопасти. При этом угол выхода измененных лопастей целесообразно сохранить равным углу выхода исходных лопастей. Диаметры окружностей входа и выхода, устанавливаемые с учетом конструкторских ограничений, для изменяющихся лопастей также сохраняются равными соответствующим значениям этих параметров, определенных для исходных лопастей. Внешний шаг остается постоянным для всех лопастей и его значение не изменяется.

При использовании чередования расчетных параметров лопастей рабочего колеса КПД насоса на оптимальном режиме работы при перекачке пульпы, для которого разработаны основные лопасти, незначительно снижается. Однако прирост КПД насоса в области низких значений подачи превышает его падение в области оптимального режима, что позволяет получить более высокий средневзвешенный по времени работы КПД насоса. При этом при перекачке пульпы показатели изменения КПД сглаживаются, но появляется дополнительный эффект по увеличению срока наработки проточной части насоса.

Представленные формы в совокупности зависимых параметров геометрии рабочих колес и бронедисков обеспечивают предельные допустимые возможности по обеспечению максимального КПД шламового центробежного насоса при условии наилучших показателей по наработке рабочего колеса в условиях перекачки пульпы.

Представленные формы рабочих колес и бронедисков описанной полезной модели применимы в насосах под торговой маркой BULLITT, описывают совокупность улучшений по отношению к традиционным насосам и представляют полезную модель, обеспечивающую повышенные показатели КПД и износостойкости.

Claims (1)

1. Рабочее колесо шламового насоса, характеризующееся тем, что включает задний и передний диски и размещенные между дисками лопасти, тыльные поверхности которых имеют наклон 60°÷80° к поверхности заднего диска с образованием проточного канала, при этом отношение толщины каждой лопасти к ширине выпуска проточного канала составляет 0,2÷0,7, а отношение ширины выпуска проточного канала к ширине канала на входе составляет 0,3÷0,45, отношение диаметра рабочего колеса к его ширине составляет 0,3÷0,8, профили внутренних поверхностей переднего и заднего дисков выполнены изогнутыми, при этом отношение радиуса изгиба внутренней поверхности переднего диска к радиусу изгиба внутренней поверхности заднего диска составляет 0,2÷0,5.

Images