Кавитационный клапан для вакуумного насоса (5 видео)

Видео:КавитацияСкачать

Применение противоударных и антикавитационных клапанов в гидроприводе.

Применение противоударных и антикавитационных клапанов в гидроприводе.

Классический способ подбора параметров гидромотора (ГМ) для приведения полезной нагрузки во вращательное движение основан на расчёте необходимой мощности ГМ, определения необходимого момента, который должен развивать ГМ при различных режимах его работы и подбора его рабочего объёма с целью обеспечения заданной скорости вращения его выходного вала. Конечно эти расчёты осуществляются с учётом коэффициентов полезного действия ГМ.

Гидравлическая схема управления ГМ обычно предусматривает применение в ней предохранительных клапанов и других устройств (гидро- аккумуляторов, ввёртных антикавитационных и противоударных (против гидравлического удара) клапанов, установленных в блоках распределителей управления ГМ. Расположение этих устройств вне ГМ не может обеспечить гашение первого импульса гидравлического удара. Гидравлический удар, как известно, имеет характер колебательного процесса с затухающей во времени амплитудой. Но именно первый импульс повышения давления, вызванный гидравлическим ударом, является самым сильным (в нём давление может повышаться в 6-10 раз выше номинального давления в гидросистеме).

Именно поэтому, гидравлические двигатели, работающие с нагрузками, имеющими большую инерционность, оснащаются антикавитационными и противоударными клапанами, встроенными непосредственно в крышку ГМ. В качестве примера на рис.1 представлен ГМ поворота кабины экскаватора с гидравлическим приводом.

Рис.1 ГМ поворота платформы экскаватора HITACHI

Гидравлическая схема такого мотора имеет вид рис.2.

Рис.2 Фрагмент гидравлической схемы ГМ поворота платформы экскаватора HITACHI

Как мы видим в этой схеме предусмотрены как противоударные, так и антикавитационные клапаны. Встроены они непосредственно в распределительный блок ГМ.

Специалисты ООО «Современные технологии гидравликов» были приглашены для выяснения причин массового выхода из строя героторных моторов привода мембранного поливочного насоса комбинированной дорожной машины КДМ.

Выявленные наиболее распространенные механические повреждения узла ГМ – редуктор – водяной мембранный насос приведены ниже:

— разрушение шлицевого вала гидромотора приводящего в действие водяной мембранный насос;

— закусывание узла соединения гидромотора и водяного мембранного насоса;

— деформация мембран водяного насоса.

На основании этих фактов был проведен анализ возможных причин возникновения указанных повреждений.

В результате анализа всей гидравлической системы питания ГМ, было выявлено, что при включении гидромотора, собранного согласно схемы рис.3, возникает избыточное давление на входе (линия 1) в ГМ, как следствие гидравлического удара, возникающего из-за того, что ГМ нагружен большой инерционной нагрузкой и при переключении управляющего распределителя в начальный момент времени гидравлическая линия, питающая ГМ оказывается запертой. ГМ не может мгновенно раскрутить большую массу.

Рис.3 схема включения ГМ привода водяного насоса КДМ.

При торможении (распределитель переключается в среднее положение) наблюдается следующая ситуация. В линии 1 возникает разряжение, а в линии 2 – избыточное давление. Как уже отмечалось эти явления обусловлены большой инерционностью мембранного насоса.

Для решения описанных выше проблем было предложено использовать клапаны производства итальянской компании O.M.F.B. S.p.A– антикавитационные, предохранительные (в функции противоударных) в различных одиночных и комбинированных исполнениях.

Применение этого оборудования позволяет исключить условия для возникновения гидравлических ударов и кавитации в рассматриваемой гидравлической схеме. Производитель предлагает различные модификации конструкции клапанов как для реверсивных ГМ, так и для ГМ правого и левого вращения.

Следует отметить, что ООО «Современный технологии гидравликов» предлагает для систем мобильной гидравлики различные модификации гидравлических распределительных блоков, отличающихся высокой надёжностью, компактностью и хорошим соотношением цены и качества. На рис 4. показан внешний вид 4-х золотникового распределительного блока производства O.R.T.A .

Статью подготовил инженер «Группа Гидравликовъ»

Видео:Доработка клапана вакуумного насоса ValueСкачать

Кавитационные проблемы насосов в нефтепереработке

Швиндин А.И., заместитель директора по научной работе, к.т.н.,

Берестовский В.А., ведущий инженер-конструктор,

ООО «Сумский машиностроительный завод» (ООО «СМЗ»)

Особое внимание в этих работах уделялось топливным насосам для авиации и космоса, где вопросы кавитации были очень злободневными. Было установлено, что характер кавитации зависит от многих факторов, которые зачастую трудно установить. Определилось несколько концепций зарождения и развития кавитации, например, гидродинамическая, термодинамическая, ядерная. И каждая из них как-то обосновывалась и выражалась соответствующими критериями. К концу ХХ века сформировалось общее утверждение, что кавитация является гидродинамическим явлением и зависит как от гидродинамических качеств гидромашины, так и физических свойств жидкости. Кавитация начинается при падении давления до значения, равного или меньшего давления насыщенных паров (упругости паров), сопровождается нарушением сплошности потока и образованием пузырьков-каверн, наполненных парами жидкости, выделившимися в ней газами или их смесью. При попадании каверны в зону повышенных давлений пар конденсируется в капельки жидкости, причем, конденсация происходит мгновенно. При подобном устремлении массы жидкости с огромным ускорением в смыкающиеся пустоты и образованием при этом ударов происходит местное повышение давления в этих точках, достигающее 300 кгс/см 2 . На рис. 1 схематично показано деформация пузырьков-каверн и направление движения жидкости при их схлопывании в различных частях проточной части – внутри потока и вблизи стенок. Эти удары повторяются десятки тысяч раз в секунду. В насосе явление кавитации сопровождается шумом, повышенной низкочастотной вибрацией, следствием которой является преждевременный выход из строя торцовых уплотнений и подшипников. Также проявляется снижение параметров работы насоса – подачи, напора, мощности и КПД. При длительной работе в кавитационном режиме возможны разрушения поверхностей лопастей рабочего колеса, входного трубопровода, а иногда и стенок отвода.

Читайте также: Предохранительный клапан itap 368

Рис. 1. Процесс схлопывания пузырьков

В результате многих экспериментальных исследований появились объяснения многих кавитационных явлений и процессов, выработаны некоторые рекомендации для практических расчетов и эксплуатации гидромашин. В частности, оценку кавитационных качеств рабочих колес центробежных насосов в 30-х годах ХХ века проф. Руднев С. С. (НПО «ВНИИГидромаш», г. Москва) предложил критерием кавитации, названным кавитационным коэффициентом быстроходности С_кр, который для практических расчетов приведен к виду:

где: n – частота вращения, об/мин;

Q_p = Q_н + q_разгр – расчетная подача рабочего колеса, м3/ч;

q_разгр – утечка через разгрузочное устройство насоса;

Δh_кр – критический (3-процентный срывной) кавитационный запас рабочего колеса по ГОСТ 6134, м;

Трактовка кавитационного запаса в действующих нормативных документах различная. Например, в соответствии с п. 3.1.24 ГОСТ 6134 это «…полный абсолютный напор на всасывании за вычетом потерь напора, соответствующему давлению пара перекачиваемой жидкости, отнесенной к базовой плоскости NPSH». В соответствии с п. 3.28 международного стандарта ISO 13709, это «…полное абсолютное давление всасывания, характеризующее превышение значения давления на всасывании над значением давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости. Выражается в метрах столба жидкости».

Примечание: полный абсолютный напор (давление) на всасывании берется без учета технологического давления в приемной емкости.

Для обеспечения бескавитационной работы насоса значение допускаемого кавитационного запаса Δh_доп (требуемого NPSHr по ISO 13709) принимается в пределах (1,05-1,25)Δh_кр. Кроме того, кавитационный запас системы Δh_с (имеющийся NPSHа по ISO 13709) должен быть Δh_с ³ Δh_кр + 0,5 м.

Номенклатура насосного оборудования нефтеперерабатывающих и нефтехимических производств стран СНГ состоит, в основном, из центробежных насосов: одно- и двухступенчатых консольных и многоступенчатых двухопорных с выносными опорами. В их числе есть группа насосов, которые применяются в установках первичной переработки нефти, а также в установках термических и термокаталитических процессов для откачки тяжелых остатков с низа колонны. Во всех перечисленных технологических процессах тяжелым остатком в колонне являются кипящие мазут или гудрон при температуре 360-380 °С. Причем, рекомендуемое время пребывания мазута в нижней части атмосферной колонны – 5 минут, гудрона внизу вакуумной колонны – 2 – 5 минут. Исходя из этих рекомендаций подбираются параметры специальных, так называемых «печных» насосов, которые должны отбирать эти остатки и направлять их или в печь для дальнейшей переработки, или на коксование в установки замедленного коксования (УЗК). «Печные» насосы, предназначенные для загрузки печей соляровым дистиллятом, мазутом или гудроном с температурой до 400° С и давлением до 65 кгс/см 2 , считаются самыми проблемными в нефтепереработке. Проблема конструирования горячего насоса высокого давления заключается в решении следующих основных задач:

· обеспечение полной герметичности вала и разъемов корпусных деталей;

· обеспечение необходимой прочности и жесткости применяемых конструкционных материалов в условиях высоких температур и давлений, а также их коррозионной и эрозионной стойкости, т.к. тяжелые остатки богаты сернистыми соединениями и мелкодисперсными примесями абразивного характера;

· обеспечение температурных расширений роторных и статорных деталей без расцентровки и заедания ротора в корпусе насоса;

· обеспечение высокой ремонтопригодности, т.к. для демонтажа, ремонта и последующего монтажа насоса в установке отводится от 2-х до 4-х суток;

· обеспечение требуемых нормативными документами наработок на отказ и 2–3-летнего межремонтного пробега.

Обеспечение последнего требования трудновыполнимо, т.к. насосы, отбирающие тяжелые остатки с низа колонны, работают в предкавитационном или уже в кавитационном режимах. Причиной этому является то, что эти кипящие остатки находятся под давлением собственных паров, т.е., в состоянии равновесия с давлением паров. Таким образом на входе в насос будет только геодезический подпор жидкости в колонне. Учитывая возможные потери во входном трубопроводе и для исключения возможного газообразования в насосе при этих условиях значение геодезического подпора рекомендуется держать в пределах 2,0 – 2,5 м. Другими словами, эти значения являются кавитационным запасом системы для насоса. В этом случае требуемые значения допускаемого кавитационного запаса насоса при подачах более 300 м 3 /ч трудно обеспечить центробежными насосами без специальных мероприятий, и кавитационные явления в какой-то мере всегда присутствуют.

Читайте также: Электромагнитный клапан пежо 308 2008 года

Пути и методы устранение вредного воздействия кавитации в центробежных насосах определились давно. Их можно разграничить как мероприятия по системе, в которой работает насос, и конструкторские решения в самом насосе. К первым можно отнести увеличение геодезического подпора в колонне и уменьшение гидравлических потерь во входном трубопроводе. Известными конструкторскими решениями в насосе являются:

· уменьшение частоты вращения;

· уменьшение расчетной подачи за счет применения рабочего колеса двухстороннего входа — двухпоточного;

· специальное проектирование рабочего колеса и профилирование лопасти;

· установка предвлюченного колеса (шнека) перед рабочим колесом;

· в многоступенчатых насосах – применение двухпоточного рабочего колеса первой ступени.

Все перечисленные решения имеют свои преимущества и недостатки. Например, применение шнеков существенно снижает значения критического кавитационного коэффициента быстроходности. Если для рабочего колеса с коэффициентом быстроходности n_s = 80 – 120 коэффициент С_кр = 800 – 1000, то для шнекоцентробежного колеса такой же быстроходности этот коэффициент будет в пределах С_кр = 2000 – 2200, что почти в 4 раза уменьшает значение Δh_кр. Но шнек по своей гидродинамической природе – это осевое рабочее колесо, которое рассчитывается на очень узкий диапазон подач, и поэтому нормальная работа насоса со шнекоцентробежной ступенью во всем рабочем диапазоне подач не обеспечивается. Применение шнекоценробежных ступеней оправдано, например, в энергетических насосах – конденсатных и крупных питательных, которые практически весь ресурс работают на расчетных режимах. Применение шнеков позволило сумским насосостроителям создать в 60–80-х годах большую группу питательных и конденсатных насосов с улучшенными кавитационными характеристиками. Всего насчитывается более 50-ти типоразмеров, в т. ч. конденсатных (n = 1500 об/мин) с подачей от 30 до 2200 м 3 /ч, питательных (n = 3000 об/мин) с подачами 580, 850 и 1650 м 3 /ч и потребляемой мощностью до 8000 кВт, нефтяных магистральных (n = 3000 об/мин) с подачами от 125 до 710 м 3 /ч. Насосы всех перечисленных типоразмеров успешно эксплуатируются уже более 30 лет.

В нефтепереработке применяемые насосы подбираются на режим максимально возможной проектной нагрузке установки (гипотетической) и поэтому во многих случаях они длительное время работают на недогрузочных режимах – частичных подачах. При работе шнекоцентробежной ступени на частичных подачах в каналах шнека возникают, так называемые, обратные токи – противотоки, которые существенно изменяют картину течения в шнеке вплоть до образования локальных зон с пониженным давлением и, как следствием, местной кавитации в каналах шнека.

Исследованию кавитационных явлений в шнекоцентробежной ступени на недогрузочных режимах уделялось большое внимание при создании специальных топливных насосов для авиации и космической техники. Практически все исследования основывались на физическом эксперименте – визуализации потока в модельном насосе в стробоскопическом освещении при различных режимах работы. Обработка фото- и видеосъёмок течения в шнеке при различных режимах работы по подаче, измерение полей скоростей и давлений перед шнеком дали возможность представить физическую картину течения в шнеке и разработать математическую модель этого течения на частичных подачах. Результаты теоретических расчетов, выполненные по этой модели, показали достаточно хорошую сходимость с экспериментальными данными. В дальнейшем созданная математическая модель широко использовалась в работах других авторов при определении геометрических размеров шнека и его кавитационных качеств.

В конечном итоге, физическая картина течения в шнеке на недогрузочных режимах, представленная на рис. 2, была теоретически обоснована, экспериментально подтверждена, и по ней были сделаны следующие выводы:

· при работе шнекоцентробежного насоса на подачах Q ≤ 0,5Qопт в каналах шнека появляются обратные токи (противотоки); возникают они на периферии входа в лопасть, оттесняют основной поток к оси и закручивают его;

· поток в шнеке существенно неосесимметричен, поэтому на границах между прямым потоком и обратным течением образуются локальные зоны с пониженным давлением.

· образование кавитационной каверны происходит в локальных зонах на периферии входных кромок;

· происходит нагрев перекачиваемой жидкости;

· образуется вихревой шнур во входном патрубке, заполненный газом и паром;

Рис. 2. Структура потока в шнеке при работе с противотоками

2 – застойная зона (вихревой след);

3 – течение из вихревого следа вдоль основного потока;

Читайте также: Как снять шкив генератора дэу нексия 16 клапанов

6 – кавитационный вихрь в шнеках переменного хода.

В отличие от классических осевых рабочих колёс, режимы с противотоками для шнеков часто являются рабочими, т. е. эксплуатация шнеков практически всегда ведётся на разных стадиях кавитации и сопровождается дополнительным шумом, пульсациями потока, вибрацией корпуса и эрозионным износом. При снижении давления на входе в насос кавитация, существующая в зоне обратных токов, интенсивно развивается, в прямом потоке в каналах шнека кавитационная зона увеличивается и сопровождается уменьшением интенсивности обратных токов вплоть до их полного исчезновения; после этого происходит полный срыв. Самым опасным следствием кавитации в шнеке может быть возникновение пульсаций потока и автоколебаний, которые «раскачивают» всю систему и этот процесс становится неуправляемым.

ООО «СМЗ» в своих разработках конструкций нового поколения нефтяных насосов – консольных и двухопорных – применяет шнекоцентробежные ступени, но с ограничением рабочего диапазона подач в рамках, рекомендуемых по API 610, а именно: 0,7Q_опт ≤ Q_р ≤ 1,1Q_опт.

Снижение частоты вращения является очень эффективным способом уменьшения воздействия кавитации, но этот способ не всегда оправдан, т. к. для достижения заданного напора необходимо увеличивать как число ступеней, так и наружный диаметр рабочих колес. Такое решение ведет к существенному ухудшению массогабаритных характеристик насоса, поэтому в каждом конкретном случае требует оптимизации вариантов.

Более оптимальным решением в высоконапорных многоступенчатых насосах является применение в качестве первой ступени двухпоточного рабочего колеса. Отечественным представителем такой конструкции является однокорусный нефтяной насос НТ 560/335-300 производства ОАО «Волгограднефтемаш» (рис. 3).

А самым оптимальным решением для такого случая является комбинация двух предшествующих – снижение частоты вращение и применение двухпоточной первой ступени. Такое решение реализовано, например, в двухкорпусных многоступенчатых насосах ADSL 8”х4 германской компании «RUHR PUMPEN» (рис. 4) и «Kirloskar 250/200» индийской компании «Kirloskar» (рис. 5).

Рис. 5. Насос «Kirloskar 250/200»

Указанные насосы при частоте вращения 1500 об/мин на подачах 350 м 3 /ч имеют значения допускаемого кавитационного запаса (Δh_доп) на уровне 2,0 м, что приемлемо для условий «печных» насосов. Усложнение конструкции оправдано обеспечением надежной и долговечной бескавитационной работы. Следует отметить, что такая конструктивная схема проточной части довольно распространенная у ведущих насосных компаний (рис. 6 – 9).

Рис. 6. Крупный питательный насос типа MBFP компании «FLOUSERWE»

Рис. 7. Насос типа WKTA Рис. 8. Конденсатный насос КсВ 200-130

В 70-х годах ХХ века в ОАО «ВНИИАЭН» (г. Сумы) был создан конденсатный насос КсВ 200-130, в котором реализованы вышеописанные решения и дополнительно применены предвключенные рабочие колеса (рис. 9), что позволило получить значения Δh_доп также на уровне 2,0 м.

ООО «СМЗ» для аналогичных условий предложил двухкорпусный, однопоточный, 4-ступенчатый с предвключенным колесом насос НДМг 360-350 по типу ВВ5 API 610 (рис. 10), который при частоте вращения 1500 об/мин на подачах порядка 350 м 3 /ч имеет значения допускаемого кавитационного запаса (Δh_доп) на уровне 2,5 м.

Обобщая вышеприведенную информацию для условий работы высоконапорных «печных» насосов с подачами 300 – 600 м 3 /ч, можно предложить следующие рекомендации:

· конструкция насоса должна соответствовать типам ВВ2 или ВВ5 по ISO 13709;

· более предпочтительной считается конструкция многоступенчатого насоса по типу ВВ5 с двухпоточным рабочим колесом первой ступени, несмотря на усложнение конструкции насоса;

· при применении в конструкции насоса однопоточной проточной части со шнекоцентробежной первой ступенью необходимо ограничивать длительный режим работы по подаче в пределах (0,7 – 1,1)Q_опт, где Q_опт — режим максимального КПД.

Вышеупомянутый насос НДМг 360-350 У2 и насосный агрегат АНДМг 360-350 У2 на его основе по Техническим условиям ТУ У29.1-34933255-013:2007 относятся к нефтяным насосам нового поколения, разработанным в ООО «СМЗ» по предложению Ассоциации нефтепереработчиков и нефтехимиков (г. Москва). Вся насосная продукция ООО «СМЗ» соответствует требованиями действующих нормативных документов Украины, России, Республики Беларусь, международных стандартов ISO 13709 и ISО 21049. Ниже приведена таблица поставленных насосных агрегатов по типу ВВ2 и ВВ5 на нефтеперерабатывающие объекты Украины, России и Беларуси, а на рис. 11 – насосный агрегат АНДМг 60-350 в установке замедленного коксования № 60 коксобитумного производства ООО «ЛУКОЙЛ-Волгограднефтепереработка».

Перечень насосных агрегатов

типа АНДг, АНДМг по ТУ У 29.1-34933255-013:2007

и АНМсг по ТУ У 29.1-34933255-014:2007,

поставленных на НПЗ и ГПЗ стран СНГ с 2006 по 2017 гг