В работе представлены результаты численных и экспериментальных исследований модельного образца питательного насоса, разработанного Лабораторией гидромашиностроения СПбПУ для АО «Силовые машины» в рамках проекта «Разработка РКД на высокоэффективные насосные агрегаты большой мощности для ТЭС и организация их производства». Проект выполнен при финансовой поддержке Минобрнауки России в рамках соглашения №075-11-2021-044 от 25.06.2021.

Насос предназначен для работы в составе агрегата АПЭ-290-115 для подачи питательной воды к стационарным котлам-утилизаторам теплоэнергетических установок ПГУ-230 и ПГУ-460. Объектом исследования является модельный образец питательного насоса ПЭН-290-115, состоящий из трех ступеней, идентичных натурному насосу, и испытываемый на пониженных частотах вращения ротора. Приведено описание постановки гидродинамической задачи, граничные условия которой аналогичны условиям проведения эксперимента.

Питательные насосы выполняют одну из основных функций в технологическом процессе тепловых электростанций, потребляя значительную часть производимой станцией энергии. Поскольку насосы работают от 6000 до 8000 часов в год [1], затраты на обеспечение их жизненного цикла главным образом зависят от двух факторов: КПД и надежности. Основной задачей данного исследования является разработка и испытание ступеней, обеспечивающих технические параметры уникальных насосов при поддержании высокой экономичности и стабильной непрерывно падающей напорной характеристики с крутизной, удовлетворяющей техническим условиям эксплуатации.

Рис. 1. Питательный насос ПЭН-290-115

Проект по разработке ПЭН-290-115 выполнен в результате победы в конкурсе, организованном Правительством Российской Федерации (Постановление №218 от 09.04.2010), и направлен на развитие научно-промышленной кооперации между предприятиями реального сектора экономики и высшими учебными заведениями. В Лаборатории гидромашиностроения СПбПУ была разработана проточная часть питательного насоса ПЭН-290-115 (рис. 1) и оптимизирована геометрия рабочих колес и направляющих аппаратов по разработанным методикам [2, 3] с использованием методов вычислительной гидродинамики (CFD), построены прогнозные характеристики насоса. Насос предназначен для работы в составе электронасосного агрегата АПЭ-290-115 для подачи питательной воды к стационарным котлам-утилизаторам теплоэнергетических установок ПГУ-230 и ПГУ-460.

Рис. 2. Постановка гидродинамической задачи

По условиям эксплуатации и конструктивного исполнения быстроходность ступеней питательных насосов мощных турбоблоков выбирается в пределах коэффициента быстроходности n_s = 90…120. В данном диапазоне n s ступени центробежных насосов, как правило, имеют западающую форму напорной характеристики, и ее стабилизация представляет значительные трудности [4]. Рекомендации по получению стабильной формы напорной характеристики можно разделить на необходимые и достаточные. Необходимым является оптимальный выбор основных геометрических параметров рабочего колеса, достаточным — обеспечение специальных условий подвода потока к рабочему колесу.

Теоретические и экспериментальные исследования, проведенные в Лаборатории гидромашиностроения СПбПУ, показывают, что основным условием обеспечения стабильной напорной характеристики является максимальное уменьшение гидравлических потерь в ступени на режимах недогрузки. С этой целью геометрические параметры колеса должны быть выбраны таким образом, чтобы минимизировать отрывные течения жидкости в межлопастных каналах при возможно минимальных подачах. Это способствует расширению области безотрывного движения жидкости в рабочем колесе, более равномерному движению жидкости на входном участке отвода, снижению потерь в отводе, а следовательно, и во всей ступени на режимах недогрузки и позволяет выправить западающую часть напорной характеристики. В результате оптимизации и анализа распределения скоростей в проточной части удалось добиться требуемой формы характеристики при сохранении достаточно высокого значения КПД.

Материалы и методы

В связи с отсутствием универсальных, применимых в инженерной практике математических моделей, которые описывают с высокой точностью явления турбулентности в широком диапазоне подач, существует необходимость валидации/верификации полученных данных при выполнении CFD-расчетов с экспериментальными значениями, полученными при испытаниях [5, 6].

Рис. 3. Модельный насос в процессе проведения испытаний

На текущий момент математический аппарат с достаточной точностью применяется в прогнозировании параметров насосов в точках, близких к оптимуму [7]. Но с ростом нестационарных явлений в точках, удаленных от оптимума, точность прогнозирования характеристик насоса снижается пропорционально удалению от оптимального режима. Данное явление проявляется при отступлении от оптимальной точки в обе стороны по характеристике. Для уточнения формы напорных характеристик в широком диапазоне подач, а также исследования кавитационных качеств новых насосов проводятся экспериментальные исследования проточных частей.

Расчетная область исследуемого насоса включала всю проточную часть, состоящую из подводящего устройства, трех рабочих ступеней, отводящего устройства и областей между подвижными частями насоса и корпусом. Поперечное сечение расчетной области изображено на рис. 2.

Расчетная сетка состояла из 47,7 млн ячеек. Для моделирования движения жидкости в насосе была выбрана SST модель турбулентности, замыкающая систему уравнений Навье-Стокса, осредненной по Рейнольдсу. Среднее значение y+ для рабочих колес при номинальной подаче было равным 2.

На рис. 2 представлена расчетная модель проточной части насоса, состоящая из доменов подвода, трех рабочих ступеней и отвода. В качестве граничных условий на входе в проточную часть задавалось статическое давление, на выходе — подача. Расчет характеристик выполнялся в нестационарной постановке, с шагом по времени 0,0002 с, что соответствует повороту колеса на 1,2º .

Рис. 4. Малый кавитационный стенд Лаборатории водяных турбин, ЛМЗ: 1 – напорный бак; 2 – всасывающий турбопровод; 3 – модель ПЭН; 4 – электродвигатель; 5 – напорный турбопровод; 6 – сужающее устройство; 7 – задвижка; 8 – вакуумный бак

Расчеты проводились в условиях модельных испытаний: номинальная подача при испытаниях составляла Q _ном = 100 м3 /ч, давление на входе — 0,12 МПа. Температура воды T = 15º C. Для построения расходнонапорной характеристики, полученной численным путем, было рассчитано 6 режимов в диапазоне подач от 0,2*Q _ном до 1,2 * Q_ном с равным шагом.

Для подтверждения прогнозных параметров, полученных при проектировании проточной части, были проведены модельные испытания по программе и методике, которые разработаны в Лаборатории гидромашиностроения СПбПУ. В качестве объекта исследования использовался модельный образец, состоящий из трех ступеней натурного насоса, корпусных элементов подвода и отвода, стянутых между собой шпильками (рис. 3). Частота вращения ротора модельного образца составляла 1000…1400 об/мин вместо 2890 у натурного насоса. Испытания модельного насоса проводились на малом кавитационном стенде Центра исследований и испытаний Ленинградского металлического завода (АО «Силовые машины») (рис. 4).

Экспериментальные исследования проводились согласно ГОСТ 6134-2007 «Насосы динамические. Методы испытаний» [8]. В эксперименте определялись следующие показатели: подача насоса, давление на входе и на выходе из насоса, пульсации давления на входе и на выходе, частота вращения вала, температура воды на входе в насос, крутящий момент на валу насоса. На всасывающем и напорном патрубках для измерения давления были установлены отборы, соединенные с цифровыми датчиками давления, расход измерялся с помощью диафрагмы. Погрешность измерения подачи составляет не более 1,7%, измерения напора — 2,6%, измерения крутящего момента — 0,2%; погрешность определения частоты вращения — 0,1%, определения КПД насоса — 3,1%.

Результаты и их анализ

На рис. 5 изображены поля векторов скоростей в системе координат, движущейся вместе с рабочим колесом, при номинальной подаче в разных сечениях: у основного диска, по средней линии и у покрывающего диска. Как видно из рисунка, при обтекании лопастей рабочего колеса отсутствуют зоны отрыва потока, течение равномерное.

На рис. 6 представлены результаты сравнения напорных характеристик, полученных в результате CFD-расчета и экспериментальных исследований. Отклонение расчетного напора от напора, полученного при испытаниях, не превышает 4%.

Рис. 5. Обтекание лопастей рабочего колеса при различных сечениях: а) у основного диска; б) по средней линии тока; в) у покрывающего диска

На рис. 7 представлены результаты сравнения расчетного и экспериментального КПД насоса. Все потери энергии в насосе были учтены в гидродинамическом расчете, за исключением трения в подшипниках. Таким образом, расчетный КПД насоса был получен умножением КПД насоса, оцененного с помощью CFD-расчетов, на механический КПД, полученный по эмпирической формуле согласно [9], где N_мех = 0,005*N _полезн .

Рис. 6. Напорно-расходные характеристики модельного насоса

Из сравнения результатов CFD-расчета проточной части модельного образца насоса с результатами экспериментальных исследований в условиях модельных испытаний сделаны следующие выводы:

• отклонение максимального расчетного КПД от модельного составило 1%;
• максимальное отклонение расчетного напора от напора, полученного при испытаниях, составило 3,8%;
• форма расчетной характеристики подтверждена экспериментом;
• расчетная подача насоса с максимальным КПД совпадает с экспериментальной подачей, соответствующей оптимальному режиму работы насоса.

Заключение

Разработанная в Лаборатории гидромашиностроения СПбПУ и изготовленная в АО «Силовые машины» проточная часть насоса ПЭН-290-115 соответствует требованиям технического задания, что подтверждается результатами модельных испытаний:

• обеспечены технические требования, предъявляемые к ПЭН 290-115, полученные в результате численного расчета;
• обеспечена непрерывно падающая форма напорно-расходной характеристики в рабочем диапазоне подач;
• обеспечен прогнозируемый коэффициент полезного действия ПЭН-290-115 путем его корректирования для воды с меньшей вязкостью и пересчета для натурной частоты вращения.

Экспериментальные исследования показали совпадение результатов численного моделирования разработанной по методикам Лаборатории гидромашиностроения СПбПУ проточной части с результатами, полученными на экспериментальном стенде АО «Силовые машины».

Рис. 7. Характеристики КПД модельного насоса

Список использованных источников

1. Шиль Ю. Тенденции развития питательных насосов / Ю. Шиль // Вестник ЮжноУральского государственного университета. Серия: Машиностроение, 2005. — №1(41). — С. 32-46. — EDN KYSTIF.

2. Клюев А. С. Распределение потерь энергии в проточной части многоступенчатого центробежного насоса с отводящим устройством канального типа с непрерывной зоной перевода потока / А. С. Клюев, С.П. Федоров, Е. А. Иванов [и др.] //Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития: сборник статей XII Всероссийской научно-технической конференции, Санкт-Петербург, 01 июля 2022 года. — Санкт-Петербург: Политех-Пресс, 2022. — С. 178-186. — DOI 10.18720/ SPBPU/2/id22176. — EDN KAQFUR.

3. Клюев А. С. Выбор типа отводящего устройства и оптимизация проточной части многоступенчатого центробежного насоса низкой быстроходности / А. С. Клюев, С.П. Федоров, Е.А. Иванов [и др.] // Вестник Московского государственного технического университета им. Н. Э. Баумана. Серия Машиностроение. — 2023. — №2(145). — С. 98-113. — DOI 10.18698/0236-3941-20232-98-113. — EDN TMONKW.

4. Иванов О.А. Численное исследование оптимального положения входной кромки лопасти рабочего колеса ступени питательного насоса / О.А. Иванов, А.А. Жарковский, С.Ю. Щуцкий // Известия МГТУ МАМИ. — 2024. — Т.18, №2. — С. 111-118. — DOI 10.17816/2074-0530-632452. — EDN LDZQSY.

5. Иванов Е.А. Применение открытого CFD пакета openfoam для расчета рабочих характеристик центробежного насоса типа ВНГ / Е.А. Иванов, Я.И. Чернышев, А. С. Клюев, А.А. Захаров // Современные технологии и экономика в энергетике: Материалы Международной научно-практической конференции, С.-Петербург, 27 апреля 2022 года. — СПб.: ПОЛИТЕХ-ПРЕСС, 2022. — С. 302-305. — EDN NOJBOH.

6. Проценко А.А. Верификация CFD расчета кавитации с экспериментом / А.А. Проценко, В. Д. Фоменко, А. С. Надточий // Хлебопечение России. — 2024. — Т.68, №2. — С. 18-22. — EDN MONKQL.

7. Акимов С.В. Сравнение программных продуктов для CFD-анализа на примере расчета центробежного консольного насоса / С. В. Акимов // Насосы. Турбины. Системы. — 2022. — №3(44). — С. 92-95. — EDN LLRWOD.

8. ГОСТ 6134-2007. Насосы динамические. Методы испытаний. Введ. 2008-06-01. М., 2008. — 94 с.

9. Gulich J. F. Centrifugal Pumps. — Villeneuve, Switzerland: Springer International Publishing, 2020. — №4. — Pp. 1-1264.