Насосы С11АЭ,11МТ,11ТС / 11-МТ / 2.Ксерокопии книг / 03.Книга.ГЦН_АЭС

При этом предполагается постоянство меридиональных скоростей на входе и выходе из колеса, отсутствие потерь в рабочем колесе и полная круговая симметрия потока на выходе и входе. Практически все исследователи исходят из того, что статическое давление но ведущему и покрывному дискам колеса одинаково и, кроме того, отсутствует неравномерность по углу. Однако опыт экспериментальных исследований показывает, что у насосов окружная неравномерность на выходе отсутствует лишь на оптимальном режиме, и при отклонении режима от оптимального неравномерность давлений по окружности выхода колеса может достигать значительной величины. Уже поэтому нельзя считать расчет осевых усилий по любому из известных методов точным и необходимо в конструкции ГЦН предусмотреть определенные способы воздействия на осевые усилия.

Сложность действительной картины течения жидкости в боковых пазухах при практически произвольных граничных условиях не позволяет применять точные методы гидродинамики, в связи с чем используются упрощенные модели течения. Наибольшее распространение в инженерной практике нашел способ расчета давления в пазухах насоса, основанный на предположении о том, что жидкость в пазухах вращается как твердое тело с некоторой скоростью ωж, которая, как показали теоретические и экспериментальные исследования, является функцией многих параметров:

S = S / R2 ; R = R / R2 ; W = Qпр /(R2U 2 ); Cu = Cu /U 2 ,

где S — осевой зазор; Qпр — объемные утечки.

В тех случаях, когда ωж = const, распределение давлений может быть получено аналитически из решения дифференциального уравнения равновесия элементарного слоя жидкости без учета сил трения по поверхности колеса и корпуса:

интегрирование которого дает

Осевая сила с одной стороны колеса от наружного радиуса до радиуса лабиринтного уплотнения после интегрирования по поверхности колеса будет

251

(рис. 6.13), используя которые можно определить HR, проводя численное интегрирование уравнения (6.17), а затем численным интегрированием определить F.

Рис. 6.13. Зависимость относительной скорости вращения жидкости ω1/ω от относительного зазора R/R2

На величину ωж оказывают влияние шероховатость диска и корпуса, наличие радиального течения, Re и ряд других факторов.

Для ГЦН характерно то, что их рабочие колеса имеют достаточно большие размеры и относительно большие зазоры в лабиринтных уплотнениях. Учитывая сложный характер течения в зазорах между колесом и неподвижным корпусом, аналитические методы следует применять лишь для ориентировочной оценки осевых сил, а уточнение их и доведение до приемлемых значений следует проводить при отработке модельных насосов и головных образцов штатных насосов. При испытаниях модельного насоса ГЦН для РБМК была определена зависимость осевой силы от подачи, приведенная на рис. 6.14. Это позволило найти зависимость осевой силы для натурного ГЦН от подачи и давления на всасывании. Осевая сила для натурного насоса описывается соотношением

Fп = Fн + P - 452Pвс,

252

где Fн — осевая сила на рабочем колесе натурного насоса; λ — коэффициент моделирования; nн, ρн, nм, ρм — частота вращения и плотность перекачиваемой среды натуры и модели соответственно; Fм — осевая сила на рабочем колесе модели. Используя данную зависимость, можно построить график зависимости осевой силы от подачи для натурного насоса (рис. 6.15).

Рис. 6.14. Зависимость осевой силы Fм на рабочем колесе модельного насоса ГЦН реактора РБМК-1000 от подачи Q

Рис. 6.15 Зависимость осевой силы Fп на осевом подшипнике ГЦН реактора РБМК-1000 от подачи при различном давлении с выключенной (а) и включенной (б) разгрузкой

Значение осевой силы в ГЦН для РБМК при низком давлении на всасывании в допускаемом диапазоне подач (4500—12 000 м3/ч) без принятии специальных мер могло бы достигнуть 750 кН. Чтобы обеспечить надежную работу осевого подшипника, рассчитанного на нагрузку не более 250 кН, введена система разгрузки, сообщающая заколесную полость со всасыванием ГЦН и снижающая тем самым осевую силу до приемлемой Для простоты обслуживания насоса задвижка в системе разгрузки имеет два положения: открыто до давления на всасывании 6,5 МПа и закрыто — при превышении указанного давления. Из-зa увеличения зазора в верхнем лабиринте возрастают утечки и давление в заколесной полости и увеличивается осевая сила (вниз). Результаты оценки осевой силы при увеличении зазора в верхнем лабиринте в 1,5 раза по сравнению с номинальным приведены на рис. 6.16.

При увеличении зазора в нижнем лабиринте появляется дополнительная разность давлений между верхней и нижней заколесными полостями что приводит к возрастанию осевой силы (вниз). Результаты этой оценки для различных зазоров показаны на рис 6.17, из которого видно, что износ нижнего лабиринта вызывает существенное увеличение осевой силы.

В насосах для АЭС применяется несколько способов воздействия на величину и направление осевой силы.

253

Разгрузка осевых усилий с помощью разгрузочного лабиринта и разгрузочных отверстий. В консольных ГЦН разгрузка от осевых сил гидравлического происхождения очень часто осуществляется с помощью лабиринта на ведущем диске и разгрузочных отверстий. Суть идеи состоит в том, что полость от ступицы колеса до лабиринтного уплотнения соединяется разгрузочными отверстиями в колесе или корпусе ГЦН со всасыванием. Обычно разгрузочные отверстия выполняются такими, чтобы их сопротивление было мало. Если условно принять положение лабиринта на ведущем и ведомом дисках колеса на одном радиусе, а боковые пазухи симметричными, то силы, действующие на покрывной и ведущий диски колеса, будут практически равны. Обычно площадь разгрузочных отверстий в 4—5 раз больше площади проходного сечения лабиринта. Если поле давления в пазухе насоса в настоящее время не может быть рассчитано с достаточной точностью, то наличие в пазухах разгрузочных отверстий еще более усложняет задачу. Поэтому необходимо ориентироваться на экспериментальную проверку. Аналогичное утверждение относится и к расчету разгрузки лабиринтными уплотнениями. Коэффициент сопротивления вращающихся щелей однощелевого лабиринта можно оценить из соотношения

коэффициент сопротивления неподвижного лабиринта.

Импеллерная разгрузка. Во многих случаях изменение осевой силы в ГЦН осуществляется за счет изменения вращения жидкости в пазухах рабочего колеса за счет вращающихся вместе с колесом или неподвижных ребер. Для вращающихся ребер [1] рекомендуется следующая зависимость для определения средней скорости вращения жидкости в зазоре между вращающимися ребрами (при числе ребер больше шести) и корпусом при отсутствии радиального течения:

254

В некоторых насосах осевую силу, действующую на рабочие колеса, изменяют, выполняя неподвижные ребра в пазухах со стороны ведомого диска или за разгрузочным лабиринтом со стороны ведущего диска. В том случае, если надо увеличить силу в сторону всасывания, неподвижные ребра устанавливают со стороны ведущего диска

(рис. 6.18).

Если условно считать пазуху разделенной ребрами на две полости — полость А, где угловая скорость вращения жидкости в ребрах ωА=0, и полость Б, где угловая скорость вращения жидкости ωБ = 0,5ωд, то среднюю скорость вращения жидкости в пазухе с неподвижными ребрами можно определить (в первом приближении) как средневзвешенную по зазору:

где ωд — угловая скорость вращения диска колеса.

Тогда осевая сила, обусловленная неравномерностью поля давления на дисках колеса, может быть определена по формуле

Механизм действия неподвижных ребер в зоне разгрузочных отверстий за разгрузочным лабиринтом объясняется следующим образом. Когда в зоне разгрузочных отверстий камера корпуса — гладкая, то вследствие вращения диска колеса давление в полости А повышается с ростом радиуса, когда же в полости А есть неподвижные ребра, то давление в ней почти постоянно, а среднее давление меньше, чем при отсутствии ребер. Это, с одной стороны, уменьшает осевую силу, а с другой — увеличивает протечки через лабиринт и давление в зоне разгрузочных отверстий.

255

ребер

Опыт отработки ГЦН показал, что на осевую силу оказывает влияние не только количество ребер, но их форма и размеры. В частности, известен случай, когда наименьшая осевая сила имела место при наличии в зоне разгрузочных отверстий шести болтов диаметром 18 мм, в то время как ожидали получить наименьшую силу при установке радиальных ребер.

Особенности расчета осевых сил герметичных насосов. В герметичных ГЦН осевые и радиальные подшипниковые опоры работают в перекачиваемой среде.

В них можно выделить контур основного колеса и контур охлаждения электродвигателя (рис. 6.19). Поскольку осевые силы, действующие на рабочее колесо при одной и той же подаче, меняются пропорционально изменению плотности перекачиваемой среды, то происходит изменение осевой силы, действующей на подшипники насоса при изменении температуры рабочей среды. Осевая сила, действующая на осевой подшипник герметичного насоса, определяется но формуле

где Fр.к. — осевая сила, действующая на основное рабочее колесо и вал; Fр — осевая сила,

действующая на элементы ротора и вал от перепада давления между напором и всасыванием вспомогательного колеса; Fв.к. — осевая сила, действующая на вспомогательное колесо.

Осевая сила на рабочем колесе может определяться с использованием формулы (6.20). Осевая сила, действующая на вал в сечении, отделяющем основной контур от контура охлаждения, находится по зависимости

256

где На — статическое давление в сечении относительно всасывания основного колеса; rа — радиус вала в сечении а — а.

Осевая сила на ротор определяется интегрированием сил давления по поверхностям ротора вследствие движения жидкости в зазорах между ротором и статором. Сила, действующая на вал в сечении а — а, определяется по зависимости

6 . 6 . КА ВИ Т АЦИЯ

Явление кавитации в движущейся жидкости возникает в тех случаях, когда статическое давление в какой-либо области потока падает ниже давления насыщенного пара жидкости. Реальная жидкость, как правило, не может воспринимать растягивающих усилий, которые возникают при падении давления в ней ниже давления насыщенного пара, поэтому в указанных областях происходит ее вскипание и нарушается сплошность потока с образованием многочисленных паровых пузырьков и устойчивых каверн, примыкающих к стенкам.

Как только паровые пузырьки, движущиеся вместе с потоком жидкости, попадают в область, где статическое давление выше давления насыщенного пара, пар конденсируется и пузырьки исчезают.

Образование пара в потоке сопровождается затратой тепла, отбираемого от жидкости, расположенной вблизи паровых пузырьков и каверн. В результате температура жидкости в этих областях несколько понижается, давление становится ниже первоначального давления насыщенного пара и вскипание жидкости происходит с запаздыванием при достижении определенной степени ее перегрева. Процесс конденсации пара в области потока с повышенным давлением происходит также с некоторым запаздыванием при достижении определенной степени его переохлаждения. Это обстоятельство способствует тому, что конденсация пара в пузырьках совершается с большой скоростью, а частицы жидкости, движущиеся к центру пузырька, также достигают большой скорости. В районе исчезновения пузырька происходит сильный гидравлический удар, в результате которого мгновенное местное давление может достигать нескольких десятков мегапаскалей. Если жидкость содержит растворенный газ, то в пузырьках и кавернах вместе с паром присутствует и выделившийся газ. Быстрое сжатие газа в области исчезновения пузырь-

257

ка не дает ему полностью раствориться в жидкости вновь и приводит к повышению его температуры в конце сжатия.

Наличие многочисленных гидравлических ударов приводит к периодическому колебанию размеров вновь возникающих пузырьков при их движении в потоке жидкости. Весь процесс кавитации обычно сопровождается шумом и вибрациями.

Если исчезновение пузырьков происходит вблизи стенки, то следующие с большой частотой местные гидравлические удары через некоторое время начинают разрушать поверхностный слой стенки, образуя гидравлические клинья в результате проникновения частиц жидкости в мельчайшие поры материала стенки. При этом в поверхности стенки могут происходить как химические, так тепловые и электрические процессы, усугубляющие разрушительное действие кавитации. Поверхность стенки приобретает характерный «изъязвленный» вид. Такой тип разрушения материала получил название

«кавитационная эрозия» .

Опыты показали, что чем больше химически стоек материал и чем чище обработана его поверхность, тем в меньшей степени он подвергается разрушению в результате воздействия кавитации.

Исходя из описанных физических явлений, можно полагать, что характер процесса кавитации в текущей жидкости зависит от скорости потока, давления насыщенного пара и абсолютных уровней статических давлений в потоке до зоны кавитации и после нее. Однако более глубокие исследования показали, что во многих конкретных случаях возникновение и развитие кавитации, а также последствия могут в сильной степени зависеть и от других факторов: времени пребывания частиц жидкости в зоне с пониженным давлением, температуры жидкости, ее плотности, поверхностного натяжения, вязкости, количества растворенного в ней газа, ее термодинамических свойств, режима течения потока (ламинарного или турбулентною) и т. д.

Кавитация возникает в той области проточной части насоса, где местное статическое давление снижается до некоторого критического давления ркр, при котором наступают нарушение сплошности потока и изменение его структуры. При этом могут иметь место различные формы кавитации как порознь, так и одновременно, в зависимости от давления перед насосом рвх.

Возникновение кавитации в насосе при подаче Q = const и частоте вращения n = const происходит в результате понижения давления рвх. Первичная кавитация в виде локальных очагов не меняет общей структуры потока. Появление очагов кавитации в проточной части насоса еще не означает нарушения его нормальной работы. Более того, даже при длительной работе насоса могут отсутствовать существенные кавитационные

258

повреждения стенок рабочих органов насоса, не говоря уже о каких-либо изменениях внешних его характеристик. Такую кавитацию в насосе называют начальной. Она обычно обнаруживается либо визуальным (при прозрачных стенках насоса), либо акустическим способом. Иногда ее можно обнаружить по весьма незначительному изменению амплитудно-частотных характеристик насоса.

Следующий этап развивающейся кавитации в насосе при понижении рвх — возникновение первого критического режима, при котором начинают изменяться внешние характеристики насоса: снижаются его напор и мощность. Однако насос способен еще подавать жидкость потребителю, хотя скорость кавитационной эрозии в насосе может значительно возрасти.

При дальнейшем понижении давления растут размеры кавитационных зон, меняется их вид, а при некотором значении р возникает так называемый второй критический режим, характеризующийся началом резкого падения напора, мощности и КПД насоса.

Может быть реализован третий критический режим, характерный тем, что насос работает при еще более низких давлениях рвх, а напор его при этом по сравнению с нормальным снижается в несколько раз. Возникновение этого режима связано с отрывом кавитационной каверны от рабочей лопасти насоса и распространением ее за пределы решетки профилей. Часто такой режим насоса называют суперкавитационным. Давления на входе в насос, при которых возникают перечисленные критические режимы, соответственно обозначаются рвх.нач, рвхI, рвхII и рвхIII.

Условия возникновения кавитации в насосах. Как указывалось выше, кавитация начинается тогда, когда в некоторой области проточной части насоса статическое давление падает до давления насыщенного пара.

Для нормальной работы насоса необходимо, чтобы минимальное значение давления на входе в рабочее колесо насоса р было больше давления насыщенного пара перекачиваемой жидкости рρ т. е.

pmin > pρ

Удельная энергия Е1 потока при входе в рабочее колесо насоса должна быть достаточной для создания скоростей и ускорений в потоке при входе в рабочее колесо и преодоления сопротивления без падения местного давления до уровня, соответствующего началу кавитации.

В связи с этим решающее значение приобретает превышение удельной энергии над энергией, соответствующей давлению насыщенного пара:

259

Величина ∆h называется кавитационным запасом. Для каждого насоса существует некоторое минимальное значение ∆h, ниже которого насос начинает кавитировать. Критическим условием начала кавитации является условие

hmin = hg ,max

т. е. минимальное значение кавитационного запаса равно максимально допустимому с точки зрения возникновения кавитации значению динамического падения давления на входе в рабочее колесо насоса.

Зависимость ∆hmin и ∆hg,max от относительной скорости Wκ и окружной скорости иκ на входе в межлопастные каналы рабочего колеса может быть представлена в виде

На основании опытных данных С. С. Руднев предложил уравнение для определения

∆hg,max:

Сравнение значений коэффициента С, полученных для различных насосов, позволяет оценить антикавитационные качества насосов, так как чем больше С, тем больше предельное всасывание насосов.

Термодинамика кавитации. На холодной воде выполняется приближенное подобие кавитационных процессов, т. е.

В режимах развитой кавитации определенному падению напора из-за кавитации соответствует некоторый объемный расход пара через кавитационные зоны в рабочих каналах насоса. С ростом давления или температуры свойства жидкостей меняются так, что увеличивается количество тепла, затрачиваемого на образование определенного объема пара. Поэтому указанному объемному расходу горячей воды через кавитационные зоны соответствует более глубокое падение давления ниже насыщения перед кавитационными зонами и, следовательно, меньший по сравнению с работой на холодной

260