Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Проблемы, возникающие в процессе проектирования отводящих устройств нефтяных магистральных насосов. Обзор работ, посвященных данной теме 9
1.1 Постановка задачи 9
1.2 Проблемы, возникающие при выполнении поставленной задачи 10
1.3 Обзор работ посвященных данной тематике 11
1.4 Классические методики построения спиральных отводящих устройств центробежных насосов 12
1.5 Обзор методов автоматизации построения моделей отводящих устройств центробежных насосов 18
1.6 Обзор методов гидродинамического моделирования и оптимизации конструкции отводящих устройств центробежных насосов 20
1.7 Нагрузки на роторе центробежных насосов 26
Глава 2. Автоматизированное построение 3D модели проточной части двухзавиткового спирального отвода нефтяного магистрального насоса 32
Глава 3. Многокритериальная оптимизация геометрических параметров отводящего устройства нефтяного магистрального насоса 43
1.1 Постановка задачи гидродинамического моделирования 43
1.2 Предварительный анализ течения в отводе 51
1.3 Оптимизация проточной части отвода насоса типа НМ 54
1.3.1 Оптимизация параметров насоса НМЗ600-230 57
1.3.2 Оптимизация параметров насоса НМ7000-210 63
1.3.3 Оптимизация параметров насоса НМ10000-210 68
1.3.4 Численное моделирование отводящего устройства насоса НМ3600-230 при отличных от номинальной подачах насоса 75
1.3.5 Выводы по результатам оптимизации отводящих устройств насосов типа НМ трех типоразмеров 80
Глава 4. Описание экспериментального стенда 81
Глава 5. Проведение испытаний макета и их результаты 107
5.1 Методика проведения испытаний 107
5.2 Определение величин погрешностей экспериментальных данных. 112
5.2.1 Погрешность измерения частоты вращения вала насоса 112
5.2.2 Погрешность измерения подачи насоса 113
5.2.3 Погрешность измерения давления на всасывании и нагнетании. 113
5.2.4 Погрешность измерения напора насоса 113
5.2.5 Погрешность определения момента на валу насоса 115
5.2.6 Погрешность измерения давления в точках проточной части насоса 115
5.3 Испытания макета насоса НМ2500-230 116
5.4 Испытания макета насоса НМ5000-210 124
5.5 Испытания макета насоса НМ3600-230 129
5.6 Испытания макета насоса НМ7000-210 134
Глава 6. Численное моделирование проточных частей макетов насосов и верификация результатов моделирования путем сравнения, экспериментально полученных величин с расчетными 137
6.1. Сравнение интегральных характеристик, полученных при испытании макетов насосов НМ2500-230, НМ3600-230 и НМ5000-210 с результатами численной модели 137
6.1.1 Постановка задачи численного моделирования 137
6.1.2 Сравнение расчетных интегральных характеристик насоса МНМ2500-230с экспериментальными 140
6.1.З Сравнение расчетных интегральных характеристик насоса МНМ3600-230 с экспериментальными 149
6.1 .4 Сравнение расчетных интегральных характеристик насоса МНМ5000-210 с экспериментальными 153
6.1.5 Сравнение расчетных и измеренных значений давлений в различных точках проточной части насоса МНМ7000-210 159
6.1 .6 Выводы по результатам верификации численной модели 164
Основные результаты и выводы 165
Заключение 167
Список литературы 168
- Обзор методов гидродинамического моделирования и оптимизации конструкции отводящих устройств центробежных насосов
- Постановка задачи гидродинамического моделирования
- Испытания макета насоса НМ2500-230
- Сравнение расчетных и измеренных значений давлений в различных точках проточной части насоса МНМ7000-210
Введение к работе
Актуальность темы. Многоступенчатые центробежные насосы (ЦП), в т.ч. питательные, низкой и средне» быстроходности широко применяются на атомных и тепловых электростанциях и в промышленности. Такие насосы являются крупными потребителями электроэнергии. При мощностях энергоблоков 500, 800, 1000 МВт и более увеличение КПД питательного насоса только на один процент означает экономию сотен киловатт электроэнергии. Повышение их экономичности представляет собой важную проблему. Сокращение сроков и повышение качества проектирования насосов возможно с применением систем автоматизированного проектирования (СЛПР), в основе которых лежат математические модели (ММ) для расчета течения, потерь и прогнозирования характеристик ЦП. Применение математических моделей дает возможность вести процесс многовариантного проектирования с оценкой качеств насоса и выбором оптимального варианта на стадии проектирования, что позволяет сократить объем работ по доводке насосов на экспериментальных стендах. В настоящее время для оценки течения и потерь в лопастных системах насосов хорошо зарекомендовали себя квазитрехмерные методы, которые требуют небольшого времени на их реализацию по сравнению с трехмерными методами, и которые дают удовлетворяющие практику результаты. Требуется развитие существующих методов для рабочего колеса и их распространение на другие элементы проточной части - отвод канального типа, для которых такие методы отсутствуют.
Цель и задачи работы. Целью настоящей работы является разработка методики оценки гидравлических качеств и проектирования ступеней питательных насосов на основе квазитрехмерных методов. Для выполнения поставленной цели в работе сформулированы следующие задачи:
-
Уточнить метод расчета течения и потерь в рабочем колесе с учетом изменения параметров пограничного слоя поперек межлопастного канала и учетом стеснения потока в ядре толщинами вытеснения пограничного слоя и низкоэнергетического следа.
-
Разработать методику приближенного расчета параметров пограничного слоя, низкоэнергетического следа и потерь в малоканальном отводе.
3. Разработать методику прогнозирования энергетических характеристик ступени
многоступенчатого насоса.
4. Выполнить на основе разработанных математических моделей расчетное исследо
вание влияния параметров проточной части на ее гидравлические качества для ступени пита
тельного насоса с коэффициентом быстроходности ns=66. Выработать рекомендации по вы
бору параметров проточной части.
Методы исследования. Поставленные задачи были решены на основе анализа экспериментальных данных по структуре потока в ЦН, методов вычислительной гидродинамики, статистической обработки экспериментальных данных.
Научная новизна. Разработана уточненная методика расчета течения в рабочем колесе с учетом стеснения ядра потока и изменения параметров пространственного пограничного слоя поперек каналов колеса. Разработана методика расчета пограничного слоя и низкоэнергетического следа в малоканальном отводе и потерь в нем. Разработана уточненная методика прогнозирования энергетических характеристик H-Q, r)-Q с использованием разработанных математических моделей.
Практическая значимость работы. Разработанные методы расчета течения и потерь в проточной части ступени питательного насоса и прогнозирования его характеристик используются в комплексе программ «САПР центробежных насосов» кафедры гидромашиностроения СПбГПУ. Даны рекомендации ОАО ЦКБМ по созданию более эффективной проточной части ступени питательного насоса ПЭ 380-185А, который эксплуатируется на Бело-ярской АЭС (БН-600) в составе энергоблока мощностью бООМВт. Результаты работы могут быть использованы при разработке центробежных многоступенчатых насосов различного назначения низкой и средней быстроходности.
Достоверность результатов. Достоверность результатов теоретических исследований с использованием двух- и трехмерных методов подтверждена сравнением с результатами экспериментов.
Личный вклад соискателя. В научных публикациях, которые раскрывают основные результаты работы, автору принадлежат:
уточненная методика расчета параметров пограничного слоя с учетом их изменения поперек межлопастного канала рабочего колеса;
упрощенная методика расчета пограничного слоя и низкоэнергетического следа в малоканальном отводе и расчета потерь в нем;
уточненная методика прогнозирования энергетических характеристик H-Q, r|-Q, с использованием разработанных математических моделей;
результаты исследований потерь в проточной части ступени питательного насоса с коэффициентом быстроходности ns=66 от основных гидродинамических и геометрических параметров и рекомендации для создания более эффективной ступени насоса.
Апробация работы. Основные материалы работы докладывались и обсуждались на конференциях: III МНТК "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика". СПб, СПбГПУ, 2005; IV МНТК "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития". СПб, СПбГПУ, 2006;
MI1TK "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития". СПб, СПбГПУ, 2008; XII МНТК «Герметичность, вибронадежность и экологическая безопасность насосного и компрессорного оборудования» -«ГЕРВИКОН-2008» Пшемысль, Польша 2008; МНТК "ECOPUMP.RIP2009. Эффективность и экологичность насосного оборудования". М, 2009; 6-ая МНТК "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития". СПб, СПбГПУ, 2010;
Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 6 научных работ (в т.ч. 2 работы в журналах, рекомендованных ВАК).
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, 6 глав, заключения, списка литературы из 66 наименований. Основное содержание работы изложено на 143 страницах (включает 119 рисунков и 14 таблиц).
Обзор методов гидродинамического моделирования и оптимизации конструкции отводящих устройств центробежных насосов
С появлением вычислительных машин с достаточным для проведения гидродинамического моделирования быстродействием этот метод расчета гидравлических машин стал бурно развиваться. Численный эксперимент позволяет значительно сократить затраты на проведение большого количества натурных испытаний.
В зависимости от конкретной задачи и наличия вычислительных ресурсов течение в насосах считают различными методами. Моделирование в двухмерной постановке позволяет сделать расчет с минимальными затратами вычислительных ресурсов и времени, но к сожалению приводит к существенной погрешности расчетов 15-20% (13). Квазитрехмерные методы, рассмотренные в работах (14), (15), (16) позволяют снизить ошибку расчетом, а требований к вычислительным ресурсам предъявляют не намного больше. Самыми трудоемким, касательно вычислительных ресурсов, являются трехмерные методы расчета.
На начальных этапах проектирования проточных частей часто используются одномерные и квазиодномерные методы расчета, описанные в работе (17). Такие методы позволяют провести первоначальный анализ вариантов проточных частей.
Существенный рост вычислительных возможностей в последнее время привел практически к полному вытеснению двухмерных и квазитрехмерных задач, в связи с тем, что полученные при такой постановки задачи результаты имеют большую погрешность, по сравнению с решениями в трехмерной постановке, и могут быть использованы только в качестве предварительных расчетов (Рисунок 8).
Гидродинамические моделирование течения в элементах проточной части насоса в трехмерной постановке описывается как в отечественных, так и в зарубежных публикациях. В работах (18) и (19) исследовалось течение в центробежном насосе в программном комплексе STAR-CD. В работе указано, что в такой постановке результаты расчетов хорошо совпадают с экспериментальными данными.
В РГУ нефти и газа им. Н.И.Губкина с помощью методов гидродинамического моделирования также ведутся работы по модернизации существующих конструкций насосов, однако пока выработаны лишь общие концепции (20).
В УГАТУ также проводились численные расчеты проточных частей насосов в пакете FLUENT (21). Результаты расчетов приведены на рисунке. (Рисунок 9). Видно, что расчеты в полной трехмерной постановке с использованием стандартной k-є модели позволяют с малой погрешностью рассчитать напор насоса на расчетных режимах, но дают большую пофешность при малых значениях подачи.
Исследования течения в отводящем устройстве центробежного насоса описаны в зарубежной работе (22). В работе сделаны выводы, что окончательный численный эксперимент при исследовании течения в отводе насоса следует проводить только в нестационарной постановке, т.к. все квазистационарные методы приводят к существенной пофешности при моделировании плохообтекаемых тел. При работе насоса в неоптимальном режиме лопатки рабочего колеса и элементы проточной части отвода обтекаются с большими углами атаки, что приводит к нестационарности течения.
На рисунках ниже приведены результаты моделирования течения (Рисунок 10, Рисунок 11). Видно, что давление в сечении отвода распределено неравномерно по углу, а движение колеса приводит к изменению этого распределения, что невозможно получить в стационарной постановке. Также приведены результаты сравнения численного эксперимента с натурным. Видно, что в режиме недогрузки стационарное решение дает непредсказуемую погрешность.
Наибольший вклад в исследование течения в отечественных нефтяных магистральных насосах внесли исследователи компании "ГМС", являющейся производителем насосов такого типа. Работы проводились в программном комплексе CFX и представлены в различных работах (23), (24), (25), (26), (27), (28).
В этих работах приведены данные по верификации результатов численного эксперимента и натурных испытаний для различных задач течения жидкости. Ниже приведены некоторые рисунки из указанных публикаций.
Указанные исследования позволяют сделать вывод о том, что численный эксперимент позволяет получить погрешность в сравнении с натурным в диапазоне 3-5% как при расчете напорной характеристики, так и при расчете силовых факторов, таких как момент на роторе и радиальные и осевые нагрузки. Это позволяет использовать данные численного эксперимента на этапе проектирования насоса.
На основе численного эксперимента в настоящее время активно разрабатываются методы оптимизации того или иного элемента проточной части насосов. В работе (11) приводится перечень наиболее часто используемых оптимизационных методов и общие подходы по автоматизации проектирования гидромашин. В частности описаны однокритериальные и многокритериальные методы оптимизации, такие как один решающий критерий, линейная свертка, метод последовательных уступок и ЛПтау последовательности.
Зарубежные научные центры также занимаются многокритериальной оптимизацией проточных частей насосов. Такие работы ведутся преимущественно в США, Германии, Японии и Китае. Например, в работе (29) приведены результаты оптимизации рабочего колеса насоса с использованием численного гидродинамического моделирования (29), (30), (31). За критерии оптимизации были взяты КПД рабочего колеса и требуемый кавитационный запас.
Все перечисленные труды подготавливают научную платформу для разработки методов оптимального проектирования, позволяющих в сжатые сроки выполнять получать оптимизированные по многим критериям проточные части центробежных насосов с минимальными затратами ресурсов, так как численный эксперимент позволяет значительно сократить объем натурных испытаний. В данной работе за такой элемент проточной части был взят двухзаходный отвод нефтяного магистрального насоса типа НМ.
Постановка задачи гидродинамического моделирования
Для гидродинамического моделирования течения жидкости в отводящем устройстве насоса НМ, а также в насосном агрегате в целом при проведении верификации численной модели использовался программный пакет STARCCM+.
При численном моделировании использовался метод контрольного объема (40). Суть метода состоит в следующем.
Расчетная область разбивается на множество мелких ячеек. Размеры ячеек колеблются от 0,5 мм до 10 мм в зависимости от решаемой задачи и геометрического расположения в проточной части (например, внутри рабочего колеса расчётные ячейки измельчаются). Каждая ячейка представляет собой замкнутую область течения жидкости или газа (Рисунок 30), для которой производится поиск полей макроскопических величин (например, скорости, давления), описывающих состояние среды во времени и удовлетворяющих определенным законам, сформулированным математически. Наиболее используемыми являются законы сохранения в Эйлеровых переменных.
Для любой величины ф, в каждой точке 0(x,y,z,t) пространства, окруженной некоторым замкнутым конечным объемом, в момент времени t существует следующая зависимость: общее количество величины ф в объеме может изменяться за счет следующих факторов:
транспорт количества этой величины через поверхность, ограничивающую контрольный объем — поток;
генерация (уничтожение) некоторого количества величины ф внутри контрольного объема — источники (стоки).
Они появляются в уравнениях в результате формальной процедуры осреднения и делают систему уравнений незамкнутой. В результате возникает необходимость вводить дополнительные допущения и взаимосвязи в исходную систему уравнений.
Одним из основных допущений является принятие гиппотезы Буссинекса.
Совокупность новых взаимосвязей и допущений образует модель турбулентности. В данной работе использовалась k-co SST модель турбулентности. Данная модель сочетает в себе преимущества как к-со, так и к-є модели. В пристенной области используется к-со модель, а в ядре потока к-є модель.
Модель дополняется двумя дополнительными уравнениями переноса кинетической энергии турбулентности и относительной скорости диссипации этой энергии (42).
Моделирование отводящих устройств проводилось в стационарной постановке. Т.е. все члены уравнений с производными по времени обнулялись. Спиральные отводы моделировались с равномерными граничными условиями на входе в спиральную часть. Значения скорости и ее направление рассчитывалось из треугольника скоростей на выходе рабочего колеса. Выходное сечение удлинялось на 1 м для выравнивания эпюр скоростей и давлений. Расчетная сетка показана на рисунке (Рисунок 31).
2) Стенка. Граничное условие стенка означает равенство нулю скорости потока, на границе расчетной ячейки примыкающей к стенке.
3) Плоскость симметрии. Введение условия симметричности сокращает объем расчетной сетки вдвое, что существенно ускоряет затраты машинного времени при расчете. Граничное условие симметрии означает равенство нулю всех производных величин.
4) Давление на выходе. Так как при расчете несжимаемой жидкости имеет смысл лишь перепад давления, а не его абсолютное значение, давление на выходе отвода принималось равным нулю, а потери оценивались как разность полных напоров между входом и выходом из отвода.
Радиальная сила рассчитывалась как геометрическая сумма суммарных сил F4 и FN, действующих на границу 1.
Испытания макета насоса НМ2500-230
Для макета насоса НМ2500-230 проводились испытания по снятию интегральных характеристик агрегата. Замеры давления в различных точках проточной части не проводились.
После проведения обкатки макета насоса были последовательно проведены нормальные испытания при частотах вращения 700, 1000, 1500, 2000 об/мин. Для более точного определения частоты вращения вала насоса был установлен внешний датчик оборотов (в дополнение к имеющемуся в составе мотор-весов).
В дальнейшем в качестве базовой частоты вращения использовалась частота 2000 об/мин, а испытания при других частотах вращения проводились для уточнения влияния частоты вращения на КПД насоса и накопления общей статистики параметров и характеристик макета.
В таблице представлены результаты испытаний (Таблица 22).
На рисунке (Рисунок 72 - Характеристика макета насоса НМ2500-230 при номинальной частоте вращения 2000 об/мин) представлена характеристика макета насоса, полученная при частоте вращения вала около 2000 об/мин (насколько позволяла удерживать постоянную частоту вращения схема регулирования мотор-весов).
Для определения величины объемных и механических потерь в макете насосного агрегата были изготовлены заглушки на входной и выходной патрубки макета насоса с присоединенными к ним штуцерами.
Было также доработано колесо макета (установлена герметичная перегородка на выходе из рабочего колеса, предназначенная для изоляции внутреннего пространства колеса от полости насоса и, соответственно, исключения протекания потока жидкости через колесо). Классическая методика подготовки колеса к балансовым испытаниям (при которой его заливают горячим парафином) в данном случае неприемлема из-за того, что колесо, изготовленное из фотополимера, может покоробиться при заливке горячим составом, и кроме того, из него невозможно будет впоследствии выплавить парафин.
Для уточнения величины механических и объемных потерь мощности при разных частотах вращения (при которых проводились ранее нормальные испытания) замеры параметров были проведены при частотах вращения 750, 1000, 1500 и 2000 о/мин, причем для частоты вращения 2000 обмин (как основной в процессе проведения испытаний) были сняты 3 точки при разных значениях давления на нагнетании насоса, соответствующим разным режимам при снятии нормальной характеристики
Дополнительно были сняты величины перетечек при не вращающемся вале и трех значениях давления на нагнетании, для уточнения влияния скорости движения внутреннего кольца щелевого уплотнения на перетечку в нем
Внешние механические потери были определены путем испытаний насоса при частоте вращения 2000 об/мин без жидкости в нем (кроме смазки торцовых уплотнений) - т.н. «сухой ход».
Величину дополнительных дисковых потерь мощности, возникающих при вращении вала (без колеса) в жидкости, которая при этом не учитывается, можно не принимать во внимание, т.к. дисковые потери зависят от диаметра трущейся поверхности в пятой степени и для вала эти потери пренебрежимо малы. Результаты балансовых испытаний макета представлены в таблице (Таблица 23).
Действительные значения частот вращения в таблице несколько отличаются от заданных, т.к. были выставлены в процессе испытаний с точностью, которую позволяет получить в качестве задаваемого параметра пульт управления стендом.
В таблице ниже (Таблица 24) приведены результаты обработки экспериментальных данных, полученных при балансовых испытаниях.
Основным выводом по результатам балансовых испытаний макета можно считать завышенную долю механических потерь в общем балансе энергии макета насоса НМ-2500. Причиной этого, безусловно, являются очень большие потери в подшипниках и уплотнениях вала макета, обусловленные их конструкцией, приспособленной для замера осевых и радиальных сил.
В результате общий КПД макета насоса получился небольшим, хотя гидравлический КПД макета вполне отвечает требованиям к данному насосу (с учетом масштабного эффекта). Поскольку у натурного насоса потери в подшипниках и уплотнениях будут составлять значительно меньшую долю в общем балансе энергии насоса, основными для данного этапа испытаний макета являются полученные значения объемного и гидравлического КПД.
Таким образом, можно сделать вывод, что для испытаний макета насоса НМ-2500 в номинальном режиме работы при частоте вращения 2000 об/мин получены следующие значения КПД:
Объемный КПД - 0,97
Гидравлический КПД - 0,91
Механический КПД - 0,80
Эти значения КПД будут использованы для верификации данных численного эксперимента, так как в процессе численного моделирования такие факторы как механический КПД и объемные перетечки не учитываются.
Сравнение расчетных и измеренных значений давлений в различных точках проточной части насоса МНМ7000-210
Для насоса МНМ7000-210 проводилось сравнение результатов эксперимента (замер интегральных характеристик агрегата и замер локальных значений давления) с результатами численного расчета в оптимальной точке (Q= 148,2 м3/ч) при частоте вращения 1500 об/мин.
При моделировании использовалась та же расчетная модель, что и для предыдущих насосов.
Некоторые результаты моделирования в виде полей распределения скоростей и давлений приведены ниже (Рисунок 104, Рисунок 105, Рисунок 106).
Расчет интегральных характеристик при подаче 148,2 мЗ/ч (оптимальная точка по результатам испытаний) показало хорошее совпадение с данными моделирования (Таблица 44).
Было проведено сравнение локальных значений давления, полученных расчетным и экспериментальным путем.
Результаты приведены в табличном виде (Таблица 32).
Для сравнения расчетного значения нагрузки на ротор насоса с экспериментальной было проведено гидродинамическое моделирование насоса в точке с подачей 72,1 м /ч.
Для приближенного расчета радиальной нагрузки на ротор были использованы средние значения за 1 с показаний с датчиков давления номер 24, 28, 30, 36 расположенных по периферии рабочего колеса (Таблица 47).
Расчетное значение радиальной нагрузки на ротор насоса в данном режиме составляет 25 Н.
Среднее значение нагрузки, вычисленной по экспериментальному перепаду давления в оппозитных точках составляет около 20 Н.
