Многоступенчатый центробежный насос

Полезная модель может быть использована для поддержания пластового давления в нефтяных скважинах, а также для транспортировки нефти и позволяет повысить экономичность насоса за счет уменьшения гидравлических потерь в рабочем колесе. Многоступенчатый центробежный насос содержит входную и напорную крышки, корпус в виде пакета секций с направляющими аппаратами и установленными на валу рабочими колесами. В рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней отношение радиуса округления покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n/D₀ выполнено в интервале от 0,07 до 0,17, а геометрические размеры покрывающего диска и втулки основного диска связаны с режимными параметрами оптимальной подачи насоса и частоты вращения вала соотношением: , где D₀ - внутренний диаметр покрывающего диска, м; d_вт - диаметр втулки основного диска, м; Q_гmax - оптимальная подача насоса, соответствующая режиму максимального гидравлического коэффициента полезного действия (максимальной экономичности), м³/с, n - частота вращения вала насоса, об/мин; K_вх - коэффициент входа в рабочее колесо, находящийся в интервале от 4 до 6. Угол установки ₂ лопастей на выходе из рабочего колеса промежуточных и концевой ступеней составляет от 20 до 25°.

1 з.п., 8 ил.

Полезная модель относится к отрасли гидромашиностроения, а именно к многоступенчатым центробежным насосам и может быть использована в нефтедобывающей промышленности для поддержания пластового давления в нефтяных скважинах, а также для транспортировки нефти.

Известен многоступенчатый центробежный насос типа ЦНС, содержащий входную и напорную крышки, корпус в виде пакета секций с направляющими аппаратами и установленными на валу рабочими колесами с лопастями. Разгрузка осевого усилия ротора осуществляется с помощью гидропяты.

В промежуточных и концевой ступенях насоса рабочие колеса имеют коэффициент быстроходности n_s меньше 100, при котором в общем случае выполняется следующее соотношение между геометрическими размерами покрывающего диска и втулки основного диска колеса в зависимости от режимных параметров в виде оптимальной подачи насоса и частоты вращения его вала:

,

где D₀ - внутренний диаметр покрывающего диска, м;

d_вт - диаметр втулки основного диска, м;

Q_гmax - оптимальная подача насоса, соответствующая режиму максимального гидравлического коэффициента полезного действия (максимальной экономичности), м³/с;

n - частота вращения вала насоса, об/мин;

K _вх - коэффициент входа в рабочее колесо, находящийся в интервале от 3,5 до 4,0.

Угол установки ₂ лопастей на выходе из рабочего колеса выполняется более 25°. [Михайлов А.К., Малюшенко В.В., Лопастные насосы. - М.: Машиностроение - 1977, с.28-31, 235-237].

Недостатком известной конструкции является следующее. При выполнении многоступенчатых центробежных насосов большой мощности увеличивается диаметр вала насоса, ввиду чего рабочие колеса имеют увеличенный диаметр втулки основного диска d_вх. В соответствии с вышеприведенной формулой при выполнении общеизвестных рекомендаций по коэффициенту входа K_вх в интервале от 3,5 до 4,0 увеличение d_вт для заданных режимных параметров Q_гmax и n приводит к заниженным значениям площади входной воронки рабочего колеса. При этом ввиду роста скорости перекачиваемой жидкости во входной воронке рабочего колеса возрастают гидравлические потери на поворот потока в межлопастных каналах рабочего колеса из осевого направления в радиальное направление. В результате возникает несоответствие гидравлического коэффициента полезного действия требуемым показателям экономичности, что приводит к значительному энергопотреблению на привод насоса и увеличению эксплуатационных издержек потребителей.

В основу полезной модели поставлена задача повышения экономичности многоступенчатого центробежного насоса путем уменьшения гидравлических потерь в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней.

Поставленная задача достигается тем, что в многоступенчатом центробежном насосе, содержащем входную и напорную крышки, корпус в виде пакета секций с направляющими аппаратами и установленными на валу рабочими колесами, состоящими из основного диска с втулкой и покрывающего диска с расположенными между ними лопастями, в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса геометрические размеры покрывающего диска и втулки основного диска связаны с режимными параметрами оптимальной подачи насоса и частоты вращения вала соотношением:

,

согласно полезной модели в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса отношение радиуса округления покрывающего диска к его внутреннему диаметру R_n/D ₀ выполнено в интервале от 0,07 до 0,17, а значение коэффициента входа K_вх в рабочее колесо составляет от 4 до 6, при этом угол ₂ лопасти на выходе из рабочего колеса может быть выполнен в интервале от 20 до 25°.

Выполнение отношения радиуса скругления покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n/D₀ в интервале от 0,07 до 0,17 обеспечивает минимальное значение гидравлических потерь в рабочем колесе, представляющих потери на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на трение по длине межлопастных каналов и, значит, максимальный гидравлический коэффициент полезного действия, что является результатом повышения экономичности насоса.

Обеспечение взаимосвязи геометрических размеров покрывающего диска и втулки основного диска с режимными параметрами оптимальной подачи насоса и частоты вращения его вала в виде соотношения:

,

где K_вх находится в интервале от 4 до 6 при выполнении отношения R_n/D₀ в интервале от 0,07 до 0,17, обеспечивает минимальное значение гидравлических потерь в рабочем колесе, состоящих из потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на удар на входных кромках лопастей, а значит максимальный гидравлический коэффициент полезного действия, и, как следствие, повышение экономичности насоса.

Выполнение угла ₂ лопасти на выходе из рабочего колеса в интервале от 20 до 25° обеспечивает сохранение высокой экономичности при стабильной форме напорной характеристики ступени насоса.

Заявляемая полезная модель поясняется рисунками, на которых представлены:

фиг.1 - многоступенчатый центробежный насос, продольный разрез;

фиг.2 - рабочее колесо, поперечный разрез;

фиг.3 - рабочее колесо, продольный разрез;

фиг.4 - графики, показывающие зависимости отношений гидравлических потерь в рабочем колесе на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L₁/L _1гmax и гидравлических потерь на трение по длине межлопастных каналов к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L₂/L_2гmax от отношения радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n/D₀;

фиг.5 - график, показывающий зависимость отношения суммы гидравлических потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на трение по длине межлопастных каналов к сумме гидравлических потерь при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L₁₂/L_12гmax от отношения радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n/D₀;

фиг.6 - графики, показывающие зависимости отношений гидравлических потерь в рабочем колесе на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L₁/L_1гmax и гидравлических потерь на удар на входных кромках лопастей к гидравлическим потерям при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L₃/L_3гmax от коэффициента входа в рабочее колесо K _вх при отношении радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n/D₀ в интервале от 0,07 до 0,17;

фиг.7 - график, показывающий зависимость отношения суммы гидравлических потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на удар на входных кромках лопастей к сумме гидравлических потерь при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия L₁₃/L_13гmax от коэффициента входа в рабочее колесо K _вх при отношении радиуса покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n/D₀ в интервале от 0,07 до 0,17;

фиг.8 - графики, показывающие влияние угла ₂ лопасти на выходе рабочего колеса на характеристики ступени: на безразмерный коэффициент напора , где g - ускорение свободного падения, м/с² ; H - напор ступени, м; n - частота вращения вала насоса, с ^-1; D₂ - наружный диаметр рабочего колеса, м) и на относительную экономичность _г/_гmax ступени от относительной подачи Q/Q_гmax, где Q - текущая подача, м³/с, Q_гmax - подача при максимальном гидравлическом коэффициенте полезного действия (максимальной экономичности), м³ /с.

Многоступенчатый центробежный насос содержит входную крышку 1 (фиг.1), напорную крышку 2, корпус в виде пакета секций 3 с направляющими аппаратами 4 и установленными на валу 5 рабочими колесами 6 с лопастями 7 (фиг.2), которые в промежуточных и концевой ступенях насоса установлены под углом ₂ на выходе из рабочего колеса 6. Рабочие колеса 6 имеют основной диск 8 (фиг.3) с втулкой 9 и покрывающий диск 10. При этом отношение радиуса округления покрывающего диска 10 к внутреннему диаметру покрывающего диска 10 R_n /D₀ выполнено в интервале от 0,07 до 0,17, а коэффициент входа K_вх в рабочее колесо 6 составляет 4-6.

Выбранные значения R_n/D₀ и K_вх подтверждаются результатами обобщения расчетных и экспериментальных исследований, выполненных в ОАО «ВНИИАЭН». Представленные на фиг.4 в виде двух кривых L₁/L_1гmax и L₂/L_2гmax зависимость относительных гидравлических потерь от отношения R_n/D₀ и на фиг.5 зависимость суммы относительных гидравлических потерь L₁₂/L_12гmax от отношения R_n/D₀ совместно иллюстрируют, что выполнение отношения радиуса округления покрывающего диска к внутреннему диаметру покрывающего диска R_n /D₀ в интервале от 0,07 до 0,17 обеспечивает минимальное значение суммы относительных гидравлических потерь на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное и на трение по длине межлопастных каналов L₁₂/L_12гmax, что обеспечивает максимальный коэффициент гидравлического действия и, соответственно, максимальный общий коэффициент полезного действия. Значение отношения R_n/D₀ менее 0,07 приводит к резкому увеличению относительных гидравлических потерь L₁/L_1гmax на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление ввиду роста скорости перекачиваемой жидкости в зоне поворота при незначительном снижении относительных гидравлических потерь L₂/L_2гmax на трение по длине межлопастных каналов. Значение отношения R_n/D₀ более 0,17 также приводит к резкому увеличению относительных гидравлических потерь L ₂/L_2гmax на трение по длине межлопастных каналов ввиду увеличения протяженности межлопастных каналов при незначительном уменьшении относительных гидравлических потерь L₁/L _1гmax на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление.

Представленные на фиг.6 в виде двух кривых L₁/L _1гmax и L₃/L_3гmax зависимость относительных гидравлических потерь от коэффициента входа K_вх в рабочее колесо при отношении R_n/D₀ в интервале от 0,07 до 0,17 и на фиг.7 зависимость суммы относительных гидравлических потерь L₁₃/L_13гmax от K_вх при выполнении R_n /D₀ интервале от 0,07 до 0,17 совместно иллюстрируют, что коэффициент входа K_вх в рабочее колесо в интервале от 4 до 6 обеспечивает минимальное значение суммы относительных гидравлических потерь в рабочем колесе на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление и на удар на входных кромках лопастей L₁₃/L_13гmax что, в свою очередь, обеспечивает максимальный гидравлический коэффициент полезного действия и, как следствие, повышение экономичности насоса. При значениях K_вх менее 4 наблюдается резкое увеличение относительных гидравлических потерь L₁/L_1гmax на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление ввиду роста скорости перекачиваемой жидкости в зоне поворота при незначительном снижении относительных гидравлических потерь L₃/L_3гmax на удар на входных кромках лопастей. Значение K_вх более 6 также приводит к существенному росту относительных гидравлических потерь L₃/L_3гmax на удар на входных кромках лопастей ввиду увеличения угла атаки при незначительном снижении относительных гидравлических потерь L₁/L_1гmax на поворот потока в межлопастных каналах из осевого направления в радиальное направление.

Влияние значения угла ₂ лопасти 7 на выходе из рабочего колеса 6 на характеристики ступени насоса подтверждено кривыми 1-6, представленными на фиг.8 и показывающими зависимости безразмерного коэффициента напора K_н ступени насоса и относительной экономичности _г/_гmax ступени насоса от относительной подачи Q/Q_гmax ступени насоса при определенных значениях угла ₂. Выполнение угла ₂ в интервале от 20 до 25° обеспечивает получение стабильной формы напорной характеристики ступени насоса без западающего участка на режимах малых подач при сохранении высокой экономичности (кривые 1 и 2). Значение угла ₂ менее 20° приводит к падению экономичности (кривая 3) вследствие увеличения гидравлических потерь на трение по длине межлопастных каналов рабочего колеса 6 при сохранении стабильной формы напорной характеристики ступени насоса (кривая 4). При значении угла ₂ более 25° нарушается стабильность формы напорной характеристики (кривая 5) на режимах малых подач из-за возникновения интенсивных вторичных токов в рабочем колесе 6 при сохранении высокой экономичности (кривая 6).

Полезная модель позволяет повысить экономичность многоступенчатого центробежного насоса путем уменьшения гидравлических потерь в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса.

1. Многоступенчатый центробежный насос, содержащий входную и напорную крышки, корпус в виде пакета секций с направляющими аппаратами и установленными на валу рабочими колесами, состоящими из основного диска с втулкой и покрывающего диска с расположенными между ними лопастями, при этом в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса геометрические размеры покрывающего диска и втулки основного диска связаны с режимными параметрами оптимальной подачи насоса и частоты вращения вала следующим соотношением:

, где

D₀ - внутренний диаметр покрывающего диска, м;

d_вт - диаметр втулки основного диска, м;

Q_гmax - оптимальная подача насоса, соответствующая режиму максимального гидравлического коэффициента полезного действия (максимальной экономичности), м³/с;

n - частота вращения вала насоса, об/мин;

K_вх - коэффициент входа в рабочее колесо,

отличающийся тем, что в рабочих колесах промежуточных и концевой ступеней насоса отношение радиуса скругления покрывающего диска к его внутреннему диаметру R _n/D₀ выполнено в интервале от 0,07 до 0,17, а значение коэффициента входа K_вх в рабочее колесо составляет от 4 до 6.

2. Насос по п.1, отличающийся тем, что угол установки в₂ лопастей на выходе из рабочих колес промежуточных и концевой ступеней составляет от 20 до 25°.