НОВОЕ ПОКОЛЕНИЕ ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ НАСОСОВ

В этом материале рассматривается в сравнении две конструктивные схемы центробежных насосов – с консольно расположенным колесом и с колесом между опорами (двух опорная).

Зачем? Чтобы убедиться, что замена консольных насосов на двух опорные, очевидно более сложные и дороже стоящие, всё же имеет техническое основание.

Почему существуют обе конструктивные схемы? Есть ещё одна - с вертикально подвесным консольно расположенным ротором, но все определяет, прежде всего, назначение насоса и условия эксплуатации.

К рассмотрению принимаются следующие условия эксплуатации и основные параметры:

Назначение и условия эксплуатации:

● Насосы (агрегаты) предназначены для принудительной циркуляции перегретой воды по замкнутому контуру в паровых котлах-утилизаторах

● Температура на входе в насос,ºС, не более– 260ºС

● Давление на входе в насос, кгс/см², не более – 51

● Максимальная объемная концентрация твердых частиц, мг/л– 5

Преобладающее большинство потребителей насосного оборудования:

Металлургические комбинаты

Не стоит скрывать очевидные факты, которые сразу бросаются в глаза, после просмотра картинок вверху. Первый – это чем проще машина, тем она надежней. Второй – уплотнений вала в два раза больше – значит в любом случае для обслуживания их ровно в два раза больше времени и расходных материалов. И это справедливо записываем в сравнительную таблицу для заключительного анализа со знаком «+» в пользу консольных насосов.

И это только начало. Потом возникает много вопросов:

? Зачем вообще нужна замена одного оборудования на совершенно другое

? Какие нагрузки, с технической точки зрения, будут испытывать детали насосов вышеупомянутых конструктивных схем

? Какой насос удобнее обслуживать

? Каков минимальный ремонтный интервал для восстановления работоспособности в аварийных ситуациях…

На эти и другие вопросы, последовательно, с точки зрения разработчика насосного оборудования, ниже изложены иллюстрированные ответы.

? Зачем вообще нужна замена одного оборудования на совершенно другое

Ответ на этот вопрос принимается руководителем предприятия, индивидуально и коллективно специалистами по эксплуатации, ремонту и снабжению, рассмотрев этот материал.

? Какие нагрузки, с технической точки зрения, будут испытывать детали насосов вышеупомянутых конструктивных схем

1. Корпусные детали (корпус и крышка) по своей сути воспринимают одинаковые напряжения от внутреннего давления, одинаковые нагрузки на патрубки со стороны трубопроводов и рассчитываются по одинаковой методике.

2. Ротора обоих насосов имеют принципиальное различие, особенно в плане радиальных и осевых усилий. Конструктивные приемы снижения остаточных усилий на подшипниковые опоры насоса со стороны ротора – так же.

Основной конструктивной особенностью консольных роторов является так называемый поршневой эффект в зоне уплотнения вала, возникающий в результате того, что один конец вала находится под давлением, а другой в атмосфере. Возникающее осевое Fo2 усилие на подшипники компенсируют на рабочем колесе на площади от переднего уплотнения до ступицы давлением, развиваемым тем же колесом Fo1

Основной конструктивной особенностью двух опорных роторов является отсутствие поршневого эффекта в зоне одинаковых по диаметру уплотнения вала. Поэтому осевое усилие на колесе уравновешивают на заднем уплотнении, того же диаметра, что и переднее.

Казалось бы, что все хорошо и все решено, на первый взгляд. Но есть одна точная наука – математика, которая говорит о том, что всё таки не во всех случаях удается полностью разгрузить ротор консольного насоса. Да не только разгрузить, хотя бы снизить до приемлемой величины. А раз так, то вся разница достанется подшипниковой опоре В. Посмотрим простые формулы и цифры:

Диаметр уплотнения вала – 100мм

Диаметр переднего уплотнения колеса – 270мм

Диаметр ступицы колеса – 120мм

Давление на входе P – 51 кгс/см² или 5003100 Н/м²

Давление развиваемое колесом Pн – 8кгс/см² или 80 м или 784800 Н/м²

Усилие F на поверхность площадью S при давлении P по формуле F= S●P, гдеS=πD²/4

Fo2=0,007854м²● (5003100 Н/м² + 784800 Н/м²) =45458,1 Н или это грубо 4,5 тонны

Fo1=(0,05725м² - 0,04594м²)● 784800 Н/м² =36058,3 Н или это грубо 3,6 тонны

Что достанется подшипниковой опоре В? 4,5-3,6=0,9 тонны для консольного насоса. А для двух опорных роторов этого усилия просто не возникает.

Интересный аспект текущего вопроса – а если насос эксплуатируется в других условиях, скажем давление на входе не 51 кгс/см², а к примеру, около 2 кгс/см². Готовьте денежки на подшипники, господа, так как составляющая Fo2 приближается к нулю, а Fo1 (3,6 тонны) остается. Не эксплуатируйте так консольные насосы не без консультации с разработчиком оборудования, если у Вас конечно не двухопорный…! Вопрос решается доработкой рабочего колеса путем установкой заднего уплотнения, как и у двухопорных, но это конкретно под каждый случай, и естественно не обычный серийный консольный насос. А двух опорных насосов это не касается, поэтому предлагаю записать первый плюс в сравнительную таблицу в их пользу +

Идем дальше и рассмотрим радиальные усилия на роторы, это – Fr (усилие от не симметричности эпюры давления в спиральном отводе) и Fm усилие от массы рабочего колеса, деталей ротора и прилегающих участков вала, которое составляет упрощенно для обоих типов роторов около 70 кгс .

В начале материала утверждалось «…Первый факт – это чем проще машина, тем она надежней». Оказывается не всегда. Берем одну лишнюю деталь, такую как направляющий аппарат (многолопаточный отвод) и добавляем в конструкцию насоса. Что это дает? Считаем:

Fr (максимальное усилие от не симметричности эпюры давления в спиральном отводе) рассчитанное по методике великих гидравликов Степанова или Богницкой, составляет при наружном диаметре колеса 518мм и ширине 50мм на выходе с учетом толщины дисков не много не мало – Fr =4048,6 Н или 405 кгс, тогда как в предлагаемом двух опорном насосе с направляющим аппаратом это усилие Fr приближается опять таки к нулю. Почему? Да потому что это те же самые спиральные отводы, только короткие, и расположенные по кругу, что позволяет полностью компенсировать возникающие усилия.

Полученные результаты вычислений позволяют определить реакции в подшипниковых опорах, по которым вычисляется эквивалентная динамическая нагрузка и долговечность подшипников. Давайте оценим входные данные для выбора подшипников, приняв расстояние между колесом и опорой А 0,588м - для консольного, 0,620м - для двух опорного и расстояние между колесом и опорой В 0,535м - для консольного, и 0,625м - для двух опорного:

	консольных	двух опорных
Остаточное осевое усилиена опору В, тонн	От +0,9 до -3,6	≈0*
Суммарная радиальная нагрузка на опору В, тонн	0,495	0,035
Суммарная радиальная нагрузка на опору А, тонн	0,970	0,035

*минимальная нагрузка для нормальной работы подшипников обеспечивается пружинным блоком.

Конечно же, подшипники двух опорного ротора будут не только более легких серий диаметров и ширин, но и при этом с огромным запасом по расчетной долговечности. К примеру, у предлагаемого двух опорного насоса она составляет 118000 часов, то есть более 13 лет.

Предлагаю записать второй плюс в сравнительную таблицу в пользу двух опорного +

? Какой насос удобнее обслуживать

Вполне реальная ситуация: изношены сальниковые гильзы и вышли из строя подшипники. Детали полежат замене. Насос выведен в ремонт.

А теперь выдуманная ситуация. Первая бригада ремонтников направляется к двух опорному насосу, а вторая бригада к консольному.

Пока первая бригада шестигранным ключем снимает проставку пластинчатой муфты, вторая вынуждена демонтировать приводной двигатель, чтобы освободить место для снятия кронштейна с ротором…

Пока первая бригада шестигранным ключем снимает проставку пластинчатой муфты, вторая вынуждена демонтировать приводной двигатель, чтобы освободить место для снятия кронштейна с ротором…

Небольшой комментарий, поясняющий ситуацию.

1. Количество гаек или болтов, которые нужно свинтить бригадам до этого момента примерно одинаково.

2. Масса проставки муфты пластинчатой 9 кг, подшипника в сборе не превышает 26 кг. Масса двигателя около 760…990 кг, масса кронштейна с ротором 352 кг.

На этом этапе обе бригады получили доступ к деталям сальникового уплотнения и готовы их заменить…

Опять комментарий, поясняющий ситуацию.

Конечно же, первой бригаде придется заменить детали двух, а не одного сальникового уплотнения. И это минус… Зато она может уже заменить подшипники, в отличии от второй бригады, которой для этого еще разбирать и разбирать.

Кроме того, учитывая упомянутый минус для двух опорных насосов, разработчиками было предложено следующее:

1. Применить сальниковое уплотнение патронного типа:

2. Укомплектовать ЗИП дополнительным уплотнением в сборе.

Таким образом, первая бригада, перед тем как выполнять ремонт, подготовит новые уплотнения еще в мастерской, в собранном виде (даже с набивкой) и заблаговременно. Да и бригада может состоять из одного слесаря, если бы техника безопасности это позволяла.

А вот Вам и ответ на вопрос о минимальном ремонтном интервале, для восстановления работоспособности в аварийных ситуациях…

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Упомянутую сравнительную таблицу для заключительного анализа с плюсами и минусами замены типов насосов автор этого материала решил не составлять, ведь она будет отражать лишь его мнение, причем заинтересованное. Окончательный то выбор за Вами, господа!

Могу лишь с уверенностью заверить Вас в высокой надежности нового оборудования, проверенное в жестких условиях эксплуатации подобного оборудования на нефтеперерабатывающих предприятиях. Там сроки на устранение неполадок по вине производителя не более двух суток, а штраф за сутки простоя установки – соизмерим со стоимостью нашего предприятия.

Материал подготовил

Шевченко Сергей Михайлович

Зам.главного конструктора

ООО « Сумский машиностроительный завод»

www.cmz.sumy.ua