RU2491448C2 - Рабочее колесо центробежного насоса - Google Patents
Рабочее колесо центробежного насоса Download PDFInfo
- Publication number
- RU2491448C2 RU2491448C2 RU2011149564/06A RU2011149564A RU2491448C2 RU 2491448 C2 RU2491448 C2 RU 2491448C2 RU 2011149564/06 A RU2011149564/06 A RU 2011149564/06A RU 2011149564 A RU2011149564 A RU 2011149564A RU 2491448 C2 RU2491448 C2 RU 2491448C2
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- impeller
- blade
- main
- angle
- input
- Prior art date
Links
Images
Abstract
Изобретение относится к отрасли гидромашиностроения и может быть использовано в насосах с повышенной всасывающей способностью. Рабочее колесо содержит основной и покрывающий диски с расположенными между ними пространственными лопастями. Входные кромки лопастей в плане вытянуты относительно периферийной (покрывающий диск) и втулочной (основной диск) поверхностей. Максимальный угол охвата лопасти на входной кромке в плане превышает от 5 до 15° углы охвата на периферийной и втулочной поверхностях. Нижняя точка входной кромки расположена на расстоянии от 0,3 до 0,5 высоты входного сечения. Входная кромка в плане закруглена по меньшей мере двумя радиусами. Угол атаки но основному диску находится в пределах от 6 до 10° и по покрывающему диску от 0 до 2,5°. Изобретение направлено на повышение всасывающей способности при сохранении высокого кпд насоса. 4 ил.
Description
Изобретение относится к области гидромашиностроения, а именно к центробежным насосам с рабочим колесом первой ступени одностороннего или двустороннего входа для применения в насосах с повышенной всасывающей способностью, т.е. с повышенными антикавитационными качествами.
Возникновение и развитие кавитации в рабочем колесе центробежного насоса является следствием уменьшения давления на входных участках лопастей рабочего колеса. При натекании потока на входную кромку лопасти скорость скачкообразно увеличивается, что обусловливает уменьшение давления на этом участке, и в случае, если оно меньше давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной температуре, образуется каверна (парогазовая полость), то есть начинается кавитация. В связи с этим при проектировании первых ступеней с повышенной всасывающей способности уделяется особое внимание входному участку лопастей, а именно расположению и форме входной кромки.
Для повышения всасывающей способности насоса при проектировании входа в рабочее колесо первой ступени выдерживаются определенные размеры входной воронки рабочего колеса из условия
, где kвх - коэффициент входа в рабочее колесо; Dпр - приведенный диаметр входной воронки рабочего колеса; Q - расчетная подача; n - частота вращения насоса, рассчитывается угол установки лопастей рабочего колеса на входе β1л с учетом введения определенного угла атаки Δβ1 для улучшения гидродинамики обтекания профиля, используя формулу Δβ1=β1л-Δβ1n, где β1n - угол потока на входе, выбираются расположение и форма входной кромки и т.д.
Известны рекомендации для повышения всасывающей способности, в которых наиболее благоприятное расположение входной кромки лопасти параллельно плоскости основного диска. Выбор угла установки лопастей на входе проводится из условия обеспечения углов атаки от 8 до 15°. [Карелин В.Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах - М.: Машиностроение, - 1975 - С.119-125].
Однако в настоящее время к насосам с повышенной всасывающей способностью предъявляется требование, кроме обеспечения высоких антикавитационных качеств, еще и сохранение высоких значений коэффициента полезного действия (кпд), что в большинстве случаев трудно выполнимо. Так, например, увеличение диаметра входной воронки рабочего колеса D0 до значения kвх от 4,6 до 5,0, позволяющее получить значение критического коэффициента быстроходности Скр от 1000 и более (критический коэффициент быстроходности Скр определяется по формуле
где NPSH3 - надкавитационныи напор на входе, соответствующий 3% падению напора на частной кавитационной характеристике), вызывает увеличение диаметра переднего уплотнения и, как следствие, увеличение утечки и снижение объемного и, соответственно, общего кпд. Кроме того, чрезмерное увеличение диаметра входной воронки рабочего колеса приводит к нарушению плавности и устойчивости течения потока на входе в колесо даже на расчетном режиме, снижая кпд и приближая режим начала рециркуляции к оптимальному режиму, что снижает надежность работы.
Обеспечение углов атаки Δβ1 от 8 до 15° увеличивает проходное сечение между лопастями на входе, но может привести к ухудшению формы напорной характеристики и снижению кпд из-за увеличенной зоны отрыва на входе в рабочее колесо. Расположение входной кромки параллельно плоскости основного диска ухудшает форму лопасти, т.е. плавность изменения углов лопасти от входа к выходу, что приводит к снижению кпд рабочего колеса.
Задачей, на решение которой направлено заявляемое изобретение, является получение высокой всасывающей способности насоса с величиной критического кавитационного коэффициента быстроходности Скр от 1100 и более при коэффициенте входа в рабочее колесо kвх от 4,5 до 4,6 и сохранении высокого кпд насоса за счет оптимизации геометрических размеров лопастной системы на входном участке пространственных лопастей рабочего колеса с коэффициентом быстроходности от 80 до 200.
Технический результат достигается тем, что в рабочем колесе центробежного насоса, содержащем основной и покрывающий диски и расположенные между ними пространственные лопасти, у лопастей входные кромки в плане выполнены вытянутыми относительно периферийной и втулочной поверхностей покрывающего и основного дисков, соответственно, таким образом, что максимальный угол охвата лопасти на входной кромке превышает углы ее охвата на периферийной и втулочной поверхностях на 5÷15°, а нижняя точка входной кромки расположена на расстоянии 0,3÷0,5 (D0-Dвт)/2 от D0, где D0 - диаметр входной воронки рабочего колеса, Dem -диаметр втулки рабочего колеса, причем входная кромка в плане скруглена по меньшей мере двумя радиусами, при этом угол атаки лопасти Δβ1 со стороны основного диска составляет 6÷10°, а со стороны покрывающего диска составляет 0÷2,5°.
Заявленные соотношения на входном участке пространственной лопасти выведены на основании теоретического анализа имеющейся информации по влиянию входных условий рабочего колеса на кавитацию и результатов экспериментов, проведенных во ВНИИАЭН. Соотношения выбирались для обеспечения коэффициента входа в рабочее колесо kвх, составляющем от 4,5 до 4,6, что соответствует определенному диаметру входной воронки рабочего колеса, для которого характерны плавность и устойчивость течения потока на входе в рабочее колесо, малые утечки в уплотнении рабочего колеса.
Выбор значений углов атаки лопастей рабочего колеса Δβ1 со стороны покрывающего диска от 0 до 2,5° и со стороны основного диска - от 6 до 10° способствует улучшению формы напорной характеристики вследствие уменьшенной зоны отрыва на входе в рабочее колесо, обеспечению высокой всасывающей способности при сохранении высокого кпд насоса.
Выполнение лопастей с входными кромками, вытянутыми в плане относительно периферийной (покрывающий диск) и втулочной (основной диск) поверхностей, так, что максимальный угол охвата лопасти Θохвmax превышает углы ее охвата на периферийной и втулочной поверхностях от 5 до 15°, а нижняя точка входной кромки расположена на расстоянии 0,3÷0,5 (D0-Dвт)/2 от D0, где D0 - диаметр входной воронки рабочего колеса и Dвт - диаметр втулки рабочего колеса, обеспечивает увеличение давления на входной кромке со стороны покрывающего диска - в зоне наиболее опасной с точки зрения возникновения кавитации, что способствует как бы рассеиванию кавитационных каверн по всей толщине потока на входе в рабочее колесо, препятствуя тем самым их концентрации (образованию устойчивых кавитационных зон), и, тем самым, способствует повышению всасывающей способности при сохранении высокого кпд насоса.
Выполнение входной кромки путем скругления ее в плане по меньшей мере двумя радиусами R обеспечивает плавность ее формы, что приводит к безотрывному обтеканию без снижения кпд рабочего колеса.
Заявленное техническое решение поясняется чертежами, на которых представлены:
фиг.1 - рабочее колесо, меридианное сечение;
фиг.2 - лопасть в плане;
фиг.3 - входной участок лопасти со стороны основного диска, сечение А-А фиг.1;
фиг.4 - входной участок лопасти со стороны покрывающего диска, сечение Б-Б фиг.1.
Рабочее колесо центробежного насоса содержит основной диск 1 (фиг.1) и покрывающий диск 2 и расположенные между ними с образованием межлопастных каналов пространственные лопасти 3 с входными кромками 4 (фиг.2). Входные кромки 4 лопастей 3 вытянуты относительно периферийной поверхности 5 (покрывающий диск 2) и втулочной поверхности 6 (основной диск 1). Максимальный угол охвата Θохвmax на входной кромке 4 лопасти 3 превышает угол ее охвата на периферийной поверхности 5 Θохвпер и угол ее охвата на втулочной поверхности 6 Θохввт на 5÷15°. Один из лучей, образующих максимальный угол охвата Θохвmax, проходит через нижнюю точку входной кромки 4 - точку В, расположенную на расстоянии от 0,3 до 0,5 высоты входного сечения (D0-Dвт)/2 от D0. Входная кромка 4 в плане скруглена по меньшей мере двумя радиусами R (предпочтительно двумя или тремя радиусами). Угол атаки Δβ1 по основному диску находится в пределах от 6 до 10° (фиг.3) и по покрывающему диску от 0 до 2,5° (фиг.4).
Устройство работает следующим образом. При вращении колеса поток натекает на входную кромку 4 пространственной лопасти 3 и благодаря заявляемым расположению и форме входной кромки 4 обеспечивается увеличение давления на периферийной поверхности 5 входной кромки 4 у покрывающего диска 2, способствующее рассеиванию кавитационных каверн по всей толщине потока на входе в рабочее колесо, препятствуя тем самым их концентрации, т.е. образованию устойчивых кавитационных зон. Далее поток проходит по каналам рабочего колеса, получая приращение механической энергии, и выходит в отводящее устройство.
Claims (1)
- Рабочее колесо центробежного насоса, содержащее основной и покрывающий диски и расположенные между ними пространственные лопасти, отличающееся тем, что у лопастей входные кромки в плане выполнены вытянутыми относительно периферийной и втулочной поверхностей покрывающего и основного дисков соответственно, таким образом, что максимальный угол охвата лопасти на входной кромке превышает углы ее охвата на периферийной и втулочной поверхностях на 5÷15°, а нижняя точка входной кромки расположена на расстоянии 0,3÷0,5 (D0-Dвт)/2 от D0, где D0 - диаметр входной воронки рабочего колеса и Dвт - диаметр втулки рабочего колеса, причем входная кромка в плане скруглена по меньшей мере двумя радиусами, при этом угол атаки лопасти со стороны основного диска составляет 6÷10°, а угол атаки лопасти со стороны покрывающего диска составляет 0÷2,5°.
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
UAA201113811 | 2011-11-24 | ||
UA2011013811 | 2011-11-24 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
RU2011149564A RU2011149564A (ru) | 2013-06-20 |
RU2491448C2 true RU2491448C2 (ru) | 2013-08-27 |
Family
ID=48784900
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
RU2011149564/06A RU2491448C2 (ru) | 2011-11-24 | 2011-12-07 | Рабочее колесо центробежного насоса |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
RU (1) | RU2491448C2 (ru) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
RU2731465C1 (ru) * | 2019-11-07 | 2020-09-03 | Акционерное общество "Гидрогаз" (АО "Гидрогаз") | Рабочее колесо центробежного насоса (варианты) |
Citations (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
SU620672A1 (ru) * | 1976-07-08 | 1978-08-25 | Специальное Конструкторско-Технологическое Бюро Герметических И Скважинных Насосов | Рабочее колесо центробежного насоса |
SU1508012A1 (ru) * | 1987-10-14 | 1989-09-15 | Особое конструкторское бюро по конструированию, исследованию и внедрению глубинных бесштанговых насосов | Лопастное рабочее колесо центробежного насоса |
US5192193A (en) * | 1991-06-21 | 1993-03-09 | Ingersoll-Dresser Pump Company | Impeller for centrifugal pumps |
US6062819A (en) * | 1995-12-07 | 2000-05-16 | Ebara Corporation | Turbomachinery and method of manufacturing the same |
RU2161737C1 (ru) * | 2000-03-02 | 2001-01-10 | Открытое акционерное общество "Альметьевский насосный завод" | Многоступенчатый центробежный насос |
-
2011
- 2011-12-07 RU RU2011149564/06A patent/RU2491448C2/ru active
Patent Citations (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
SU620672A1 (ru) * | 1976-07-08 | 1978-08-25 | Специальное Конструкторско-Технологическое Бюро Герметических И Скважинных Насосов | Рабочее колесо центробежного насоса |
SU1508012A1 (ru) * | 1987-10-14 | 1989-09-15 | Особое конструкторское бюро по конструированию, исследованию и внедрению глубинных бесштанговых насосов | Лопастное рабочее колесо центробежного насоса |
US5192193A (en) * | 1991-06-21 | 1993-03-09 | Ingersoll-Dresser Pump Company | Impeller for centrifugal pumps |
US6062819A (en) * | 1995-12-07 | 2000-05-16 | Ebara Corporation | Turbomachinery and method of manufacturing the same |
RU2161737C1 (ru) * | 2000-03-02 | 2001-01-10 | Открытое акционерное общество "Альметьевский насосный завод" | Многоступенчатый центробежный насос |
Non-Patent Citations (1)
Title |
---|
КАРЕЛИН В.Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах. - М.: Машиностроение, 1975, с.119-125. * |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
RU2731465C1 (ru) * | 2019-11-07 | 2020-09-03 | Акционерное общество "Гидрогаз" (АО "Гидрогаз") | Рабочее колесо центробежного насоса (варианты) |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
RU2011149564A (ru) | 2013-06-20 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
CN104613003B (zh) | 一种低比转数无过载离心泵叶轮水力设计方法 | |
RU2004129596A (ru) | Рабочее колесо погружного насоса, предназначенного для подъема газовых флюидов | |
CN103994105B (zh) | 一种低汽蚀无过载离心泵的叶轮水力设计方法 | |
RU2013146836A (ru) | Рабочее колесо для центробежных насосов | |
CN103994100B (zh) | 一种螺旋形单流道无堵塞离心泵叶轮设计方法 | |
CN103994099B (zh) | 一种复合式变曲率低比转速离心泵叶轮设计方法 | |
CN104895832A (zh) | 一种高粘度离心泵叶轮的水力设计方法 | |
RU2491448C2 (ru) | Рабочее колесо центробежного насоса | |
CN105756991A (zh) | 一种双吸多流道叶轮及其设计方法 | |
US20180209447A1 (en) | Centrifugal Pump Blade Profile | |
CN103016396A (zh) | 一种靠汽蚀控制最大流量的离心泵水力设计方法 | |
CN106837855A (zh) | 一种双吸双层双流道叶轮及其设计方法 | |
CN107461362A (zh) | 一种开式侧流道泵水力设计方法 | |
CN105156336A (zh) | 一种固液两相流泵环形压水室的水力设计方法 | |
CN103671237A (zh) | 一种分层式高效离心泵叶片水力设计方法 | |
CN103982468B (zh) | 一种离心泵蜗壳 | |
US8221067B2 (en) | Compact multiphase pump | |
CN105864099A (zh) | 一种中高比转速离心泵叶轮出口端折边叶片结构的设计方法 | |
CN105221476A (zh) | 一种非设计工况离心泵水力设计方法 | |
WO2011117801A2 (en) | Single-entry radial pump | |
CN103557181B (zh) | 一种带长短叶片旋流泵的水力设计方法 | |
Huang et al. | Research on rotational driving torque of rotary energy recovery device in seawater reverse osmosis system | |
RU126387U1 (ru) | Рабочее колесо центробежного компрессора | |
CN105508292A (zh) | 一种半开式旋流泵叶轮结构设计方法 | |
CN203308780U (zh) | 离心式叶轮以及泵装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
QB4A | Licence on use of patent |
Free format text: LICENCE Effective date: 20170313 |