РАБОЧЕЕ КОЛЕСО ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА, ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ НАСОС, А ТАКЖЕ ЕГО ИСПОЛЬЗОВАНИЕ

ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ

Настоящее изобретение относится к рабочему колесу для центробежного насоса, центробежному насосу и его использованию. Настоящее изобретение в особенности относится к новой конструкции закрытого рабочего колеса для центробежного насоса. Центробежный насос, в котором используется рабочее колесо по настоящему изобретению, пригоден для перекачивания как чистых жидкостей, так и жидкостей, содержащих твердую фазу, таких как волокнистые суспензии пульпы и бумажной массы, либо при производстве древесных плит.

ИЗВЕСТНЫЙ УРОВЕНЬ ТЕХНИКИ

Энергосбережение, иначе говоря, эффективность, в настоящее время становится все более и более важным фактором при разработке и конструировании всех видов машин и элементов машин, в том числе центробежных насосов и их рабочих колес. Известно, что работа, совершаемая центробежным насосом над текучей средой, которую он перекачивает, не полностью преобразуется в кинетическую и/или потенциальную энергию, но часть ее теряется в связи с явлениями, происходящими между текучей средой, а также вращающимся рабочим колесом и неподвижной улиткой насоса или спиральным кожухом. В число таких явлений, помимо прочего, входят поверхностное трение между текучей средой и поверхностями рабочего колеса и улитки насоса, а также различные потоки утечек между рабочим колесом и спиральным кожухом.

Энергетические аспекты насосной подачи также были приняты во внимание Европейским союзом несколько лет назад, когда формулировалась концепция для задания требований экодизайна по энергопотребляющей продукции. В 2012 году Европейская комиссия ввела меры во исполнение требований, предъявляемых к продукции, используемой в электродвигательных системах, таких как водяные насосы. Согласно положениям ЕС водяные насосы, образующие части электродвигательных систем, играют важную роль в различных процессах насосной подачи, при этом имеется возможность повышения энергетической эффективности этих насосных систем приблизительно на 20%-30%. Хотя основная экономия может достигаться за счет двигателей, одним из факторов, способствующих таким усовершенствованиям, является использование энергосберегающих насосов. Следовательно, водяные насосы - приоритетные изделия, для которых должны быть установлены требования экодизайна.

Таким образом, ЕС поставил перед производителями насосов цель изготавливать насосы, имеющие определенный КПД в зависимости от быстроходности насоса. На фиг. 1 схематично показаны две кривые КПД в зависимости от быстроходности, а на фиг. 2 - связь быстроходности с базовой конструкцией насоса. Из фиг. 2 следует, что чем выше производительность насоса, тем выше его быстроходность. Другими словами, малогабаритные насосы имеют низкую быстроходность.

Быстроходность (n_s) представляет размерную величину, характеризующую геометрию рабочего колеса насоса напором (H), производительностью (Q) и скоростью (n). Быстроходность рассчитывается по следующей формуле:

n_s=n×Q_BEP^1/2/H_BEP^3/4 (min-1),

где

напор (H) - прирост гидравлической энергии воды в метрах (м), создаваемый насосом в определенной рабочей точке,

скорость вращения (n) - число оборотов в минуту (об/мин) вала,

производительность (Q) - объемный расход (м³/с) текучей среды через насос,

точка оптимального КПД (BEP) - рабочая точка насоса, в которой максимальна его гидравлическая эффективность, измеренная при испытаниях в чистой холодной воде.

Существует еще одна переменная, которую требуется определить, а именно гидравлическая эффективность или просто КПД (η), представляющая собой отношение между механической мощностью, сообщаемой жидкости в процессе ее прохождения через насос, и механической входной мощностью на валу насоса.

Вернемся к фиг. 1, где сплошная кривая A показывает КПД согласно требованиям ЕС, а пунктирная кривая B - КПД серийного ряда современных насосов с полуоткрытым рабочим колесом. Под серийным рядом насосов понимаются насосы, имеющие одинаковую базовую конструкцию, но разную производительность/величину расхода, выполненные с возможностью в той или иной степени удовлетворить потребности потребителей в насосной подаче (с точки зрения величины расхода). Следует отметить, что для большей части рабочего диапазона (быстроходности) серийного ряда насосов полуоткрытые рабочие колеса имеют КПД, существенно превышающий затребованный ЕС. Однако на нижнем конце диапазона быстроходности кривая КПД B опускается ниже ЕС - кривой A.

Таким образом, оказывается, что для выполнения требований ЕС КПД насосов низкой быстроходности требуется повысить. Поскольку уже говорилось о том, что поверхностное трение и поток утечек, несомненно, являются причинами снижения КПД насоса, их следует рассмотреть подробнее.

Стало также обычной практикой использовать для перекачивания чистой воды центробежные насосы, имеющие закрытые рабочие колеса, диски с гладкими поверхностями, противоположными рабочим лопаткам, а также компенсационные кольца. Однако поскольку быстроходность центробежного насоса коррелирует с КПД, при изучении насосов малой быстроходности в настоящее время стало понятно, что их низкий КПД вызван двумя факторами, связанными с рабочим колесом, относительно сильно влияющими на КПД. Первый фактор - поток утечек, оцениваемый по отношению к полному расходу, через компенсационные кольца. Второй фактор - потери энергии на гладких поверхностях дисков в зависимости от полной мощности насоса.

Потоки утечек в случае открытых рабочих колес появляются на противоположных боковых кромках лопаток рабочего колеса, поскольку должен существовать определенный рабочий зазор между боковыми кромками лопаток и стенками спирального кожуха, благодаря чему часть перекачиваемой текучей среды может проходить через такой зазор из предыдущей межлопаточной полости в последующую межлопаточную полость.

В случае полуоткрытых рабочих колес вышеупомянутый поток утечек появляется только на одной стороне рабочего колеса, поскольку на другой стороне, обычно задней стороне рабочего колеса, рабочие лопатки крепятся к заднему диску, который также называют ступицей, рабочего колеса. Однако в полуоткрытых рабочих колесах можно обнаружить поток утечек другого типа, поскольку перекачиваемая текучая среда имеет столь высокое давление на радиально наружной кромке заднего диска рабочего колеса, что текучая среда может вытесняться по периферии рабочего колеса к задней стороне рабочего колеса между задним диском и задней стенкой спирального кожуха.

В случае закрытых рабочих колес, т. е. рабочих колес, имеющих как задний, так и передний диски, прикрепленные к задним и передним боковым кромкам рабочих лопаток, поток утечек по боковым кромкам рабочих лопаток, естественно, не допускается, однако поток утечек по радиально наружным кромкам или периферии дисков имеет место.

Дальнейшее рассмотрение, основанное, с одной стороны, на требованиях ЕС, а с другой стороны, на характеристиках и конструкционных особенностях насосов малой быстроходности, приводит к выводу о том, что КПД малоразмерного полуоткрытого рабочего колеса весьма трудно, если вообще возможно, повысить настолько, чтобы кривая КПД проходила выше ЕС-кривой A на фиг. 1. Таким образом, при работе на нижнем конце диапазона быстроходности следует использовать закрытое рабочее колесо.

Закрытие боковых кромок рабочих лопаток в закрытых рабочих колесах не только создает поток утечек по радиально наружной окружной кромке/радиально наружных окружных кромках диска/дисков, но также подвергает поверхность/поверхности диска/дисков, противоположные рабочим лопаткам, воздействию давления перекачиваемой текучей среды. Распределение давления на задней стороне диска описывается параболой, т.е. давление имеет свое максимальное значение на наружной периферии рабочего колеса, откуда оно постепенно снижается в направлении вала рабочего колеса. Это давление приводит, как в случае полуоткрытого, так и закрытого рабочих колес, к возникновению осевого усилия, проталкивающего рабочее колесо к входному каналу насоса, поскольку полная площадь заднего диска испытывает давление текучей среды. Осевое усилие, разумеется, больше в полуоткрытых рабочих колесах, чем в закрытых рабочих колесах, т. к. в полуоткрытых рабочих колесах отсутствует передний диск, на переднюю сторону которого может воздействовать давление, как в закрытых рабочих колесах. И все же рабочее колесо обоих типов требует балансировки, чтобы подшипники вала насоса не испытывали слишком больших осевых нагрузок. Кроме того, давление неизбежно воздействует на уплотнение вала и должно быть ограничено, чтобы не допустить его ухудшения. Осевое усилие уравновешивается путем расположения на задней поверхности диска откачивающих лопаток, задача которых заключается в увеличении скорости текучей среды, поступающей на заднюю сторону диска, так чтобы ее давление снижалось. Таким образом, задние откачивающие лопатки действуют в некоторой степени схоже с рабочими лопатками рабочего колеса. Однако поскольку они обычно значительно меньше, давление, которое они создают, не может преодолеть давление, создаваемое рабочими лопатками. Вместо этого задние откачивающие лопатки просто работают на ослабление этого давления на выходе до некоторой промежуточной величины между давлением всасывания и давлением на выходе. Другим средством воздействия на давление на задней стороне заднего диска является оснащение диска вблизи вала отверстиями, продолжающимися через диск, через которые давление может уравновешиваться.

На передней стороне закрытого рабочего колеса ситуация иная. Нет необходимости «бороться» с давлением, что является одной из основных задач для задних откачивающих лопаток, поскольку нет смысла пытаться снизить давление, т.к. площадь поверхности переднего диска, противоположной рабочим лопаткам, значительно меньше площади поверхности заднего диска, противоположной рабочим лопаткам. Передняя поверхность диска должна быть оборудована средством для минимизации потока утечек по периферии рабочего колеса на переднюю сторону переднего диска. В худшем случае имеется значительный рециркулирующий поток утечек со стороны нагнетания рабочего колеса обратно на сторону всасывания рабочего колеса через зазор между передним диском рабочего колеса и спиральным кожухом. Такой поток утечек потребляет значительное количество энергии, используемой для перекачивания, в результате чего КПД рабочего колеса заметно снижается. Существует два способа регулирования потока утечек, а именно либо путем установки уплотнения, чаще всего называемого компенсационным кольцом, между рабочим колесом и спиральным кожухом, либо путем установки передних откачивающих лопаток на передней поверхности переднего диска, т.е. на поверхности, противоположной рабочим лопаткам.

Компенсационные кольца, которые функционируют главным образом в качестве уплотнительного кольца, эффективно ограничивают количество вытесненной текучей среды, которая пытается вернуться на сторону всасывания рабочего колеса. Компенсационные кольца позволяют найти соответствующее решение как в случае чистой воды, так и в случае незначительного содержания твердой фазы. Однако поскольку компенсационное кольцо имеет определенный рабочий зазор, компенсационное кольцо должно заменяться, когда зазор становится чрезмерным. Ограничение потока, создаваемое узким зазором между неподвижной и вращающейся поверхностями компенсационного кольца, порождает весьма высокие локальные скорости, а значит, высокую скорость износа. Если перекачиваемая текучая среда содержит абразивные частицы, компенсационные кольца, поскольку они подвержены воздействию очень высоких скоростей потока, будут иметь неприемлемо короткий срок службы, даже будучи изготовленными из твердых материалов или когда их поверхности специально обработаны для уменьшения износа. Таким образом, использование компенсационного кольца нежелательно при перекачивании жидкостей, содержащих твердую фазу.

Откачивающие лопатки - более предпочтительный вариант обращения с абразивными твердыми частицами. Применение таких откачивающих лопаток известно на примере шламовых насосов, таких как те, что рассмотрены в документе US-A1-20090226317. Откачивающие лопатки ограничивают утечку посредством насосного действия, создающего напор для предотвращения или, по меньшей мере, противодействия утечке или рециркуляции из наружного периферийного выхода на стороне высокого давления рабочего колеса радиально внутрь между рабочим колесом и спиральным кожухом. Откачивающие лопатки обычно являются радиальными или расположены под углом 10-30 градусов от радиального направления.

Недостаток известных откачивающих лопаток заключается в том, что они потребляют значительное количество мощности по мере ограничения утечки. Только что изготовленное рабочее колесо насоса, оборудованное откачивающими лопатками, вероятно, будет иметь меньший КПД, чем его аналог, оснащенный компенсационным кольцом. Однако он будет сохраняться близким к КПД по состоянию на момент монтажа на протяжении всего срока службы. КПД рабочего колеса с компенсационным кольцом быстро снижается по мере износа кольца. Нередки случаи остановки работы для замены компенсационных колец за время срока службы одного рабочего колеса, когда компенсационные кольца используются в агрессивных средах с твердыми включениями. В силу этого принято использовать откачивающие лопатки на передней поверхности переднего диска, в частности, для насосов, спроектированных для перекачивания шламов или других абразивных жидкостей, несмотря на энергетические затраты, поскольку КПД использования энергии - не главная проблема для шламовых насосов.

Дополнительным недостатком закрытых рабочих колес является то, что гладкие передний и задний диски (не имеющие откачивающих лопаток), совершая вращение в непосредственной близости от стенок кожуха, генерируют трение диска, снижающее КПД насоса по сравнению с тем, который обеспечивается в конструкциях с открытым рабочим колесом.

Еще один недостаток заключается в том, что закрытое рабочее колесо легче «забивается». Крупные твердые частицы, которые могли бы разрушаться благодаря измельчающему действию, создаваемому вращающимся открытым рабочим колесом и неподвижной стенкой кожуха, могут легко осаждаться во входном отверстии закрытого рабочего колеса. Это может создавать механический или гидравлический дисбаланс, способный привести к повреждению насоса или, по меньшей мере, преждевременной остановке работы для устранения засора. Иными словами, существует два отдельных способа ограничения внутренней рециркуляции, которая может снизить КПД насоса и создать множество нежелательных проблем при перекачивании текучей среды.

СУЩНОСТЬ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Таким образом, задача настоящего изобретения заключается в том, чтобы найти возможность усовершенствовать конструкцию центробежных насосов, по меньшей мере, на нижнем конце диапазона быстроходности серийного ряда насосов так, чтобы КПД для всей серии насосов лежал выше кривой КПД ЕС.

Другая задача настоящего изобретения заключается в изменении конструкции рабочего колеса так, чтобы КПД рабочего колеса можно было повысить.

Еще одна задача настоящего изобретения заключается в разработке рабочего колеса таким образом, чтобы его откачивающие лопатки не допускали потока утечек и одновременно функционировали, сберегая энергию, т. е. откачивающие лопатки должны быть сконструированы так, чтобы не допускать потока утечек оптимальным образом с точки зрения общего КПД рабочего колеса.

Дополнительная задача настоящего изобретения заключается в разработке нового рабочего колеса, способного не допустить рециркулирующего потока утечек жидкостей, содержащих твердую фазу, не используя компенсационные кольца.

По меньшей мере, одна из перечисленных задач настоящего изобретения, среди прочего, решается с помощь рабочего колеса для центробежного насоса, при этом рабочее колесо имеет передний диск, задний диск, а также одну или более рабочих лопаток между ними, при этом передний диск имеет переднюю поверхность, противоположную поверхности, имеющей рабочие лопатки, задний диск имеет заднюю поверхность, противоположную поверхности, имеющей рабочие лопатки, при этом передний диск имеет наружную периферию и множество передних откачивающих лопаток, закрепленных на передней поверхности диска, задний диск имеет множество задних откачивающих лопаток, закрепленных на задней поверхности диска, при этом передние откачивающие лопатки имеют размеры согласно соотношению:

/D>8, где

Z - число передних откачивающих лопаток,

l - длина лопатки, измеренная вдоль передней поверхности каждой передней откачивающей лопатки, а

D - наружный диаметр переднего диска.

Другие отличительные признаки рабочего колеса по настоящему изобретению станут очевидны из зависимых пунктов прилагаемой формулы изобретения.

Рабочее колесо центробежного насоса по настоящему изобретению создает ряд преимуществ по сравнению с центробежными насосами предшествующего уровня техники. Могут быть созданы, по меньшей мере, следующие преимущества:

предотвращение утечки, типичной для закрытого рабочего колеса,

возможность использования закрытого рабочего колеса или прохода между лопатками для перекачивания суспензий, содержащих твердую фазу, а также

снижение мощности, необходимой для преодоления трения между диском и спиральным кожухом. Это осуществляется путем оптимизации потока жидкости в объеме между диском и спиральным кожухом, придав ему окружную составляющую скорости, что приводит к минимальным потерям мощности.

КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ

Рабочее колесо по настоящему изобретению подробнее описано ниже со ссылкой на сопроводительные чертежи, где

на фиг. 1 схематично показано сравнение между кривыми КПД согласно требованиям ЕС и существующего серийного ряда центробежных насосов,

на фиг. 2 схематично показана корреляция между типом рабочего колеса и быстроходностью,

на фиг. 3 схематично показан вид в частичном разрезе по оси центробежного насоса предшествующего уровня техники,

на фиг. 4 схематично показан вид в частичном разрезе по оси другого центробежного насоса предшествующего уровня техники,

на фиг. 5 схематично показаны основные функциональные различия между откачивающими лопатками рабочего колеса по настоящему изобретению в осях «полный напор - расход» с рабочими лопатками и откачивающими лопатками переднего диска рабочего колеса предшествующего уровня техники,

На фиг. 6 показано рабочее колесо согласно предпочтительному варианту осуществления настоящего изобретения,

На фиг. 7 схематично показано сравнение между кривыми КПД согласно требованиям ЕС и центробежных насосов, в которых применяется рабочее колесо по настоящему изобретению.

ПОДРОБНОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ

На фиг. 3 схематично показано сечение центробежного насоса предшествующего уровня техники, имеющего закрытое рабочее колесо. Насос, представленный на фиг. 3, содержит спиральный кожух 2, заднюю стенку 4, вал 6 и рабочее колесо 8, закрепленное на конце вала 6. Спиральный кожух 2 содержит входной или всасывающий канал 10, а также выходной или нагнетательный канал 12. Задняя стенка 4, которая крепится к спиральному кожуху 2, содержит некоторое уплотнительное средство 14 для аксиального уплотнения вала 6. Здесь показано уплотнение сальникового типа. Рабочее колесо 8, как уже упомянуто выше, является закрытым, а это означает, что рабочие лопатки 16 рабочего колеса 8 с обеих своих сторон накрыты диском, задним диском 18 и передним диском 20. На сторонах дисков 18, 20, противоположных рабочим лопаткам 16, установлены т. н. откачивающие лопатки 22, 24 соответственно. Лопатки 22, 24 обычно являются радиальными, хотя иногда также используются наклонные откачивающие лопатки (отклоненные на величину порядка 10-30 градусов от радиального направления). Рабочее колесо может быть также оборудовано рядом балансировочных отверстий (не показано), выполненных с возможностью прохождения через задний диск 18 вблизи вала 6. Рабочее колесо 8 выполнено с возможностью движения в спиральном кожухе 2 с малым зазором, т. е. так, чтобы зазор между задними откачивающими лопатками 22 и задней стенкой 4 был настолько мал, насколько это практически возможно, т. е. порядка 0,4-1,0 мм. Передняя сторона рабочего колеса 8 уплотнена посредством т. н. компенсационного кольца 26 в отношении спирального кожуха 2. Обычно компенсационное кольцо 26 представляет собой цилиндрическую втулку, расположенную на конце входного канала 12 напротив рабочего колеса 8. Рабочее колесо 8 оснащено цилиндрическим выступом 28, посаженным в компенсационное кольцо 26 с малым зазором. Цилиндрический выступ 28 может также иметь специально обработанную поверхность или специальное кольцо, обращенное к компенсационному кольцу 26 спирального кожуха.

На фиг. 4 схематично показано сечение центробежного насоса предшествующего уровня техники, имеющего закрытое рабочее колесо. Центробежный насос, представленный на фиг. 4, идентичен насосу, показанному на фиг. 3, за исключением переднего конца рабочего колеса. В то время как рабочее колесо, представленное на фиг. 3, включает в себя длинный цилиндрический выступ 28, взаимодействующий с компенсационным кольцом, установленным на поверхности кожуха, поверхность кожуха насоса, представленного на фиг. 4, не оборудована каким-либо компенсационным кольцом, при этом более короткий цилиндрический выступ рабочего колеса расположен на расстоянии 30 от противоположной поверхности спирального кожуха, так что перекачиваемая жидкость может относительно свободно поступать в объем или из объема между передним диском и спиральным кожухом.

Чтобы иметь возможность повысить КПД рабочего колеса или насоса, следует еще раз обдумать вопрос о потоке утечек. При этом, поскольку центробежный насос не может быть сконструирован исключительно для перекачивания чистой воды, жидкости или суспензии, в большей или меньшей степени содержащие твердую фазу, также должны приниматься во внимание. Таким образом, использование компенсационного кольца остается вторичным средством для борьбы с потоком утечек, поскольку компенсационное кольцо подвержено значительному износу и его техническое обслуживание затруднительно, если перекачиваемая жидкость содержит твердую фазу. Таким образом, основное внимание требуется сосредоточить на создании новой конструкции откачивающих лопаток. Другими словами, задача изобретения заключается в создании такой конструкции откачивающих лопаток, при которой они воспрепятствуют потоку утечек оптимальным образом с точки зрения общего КПД рабочего колеса. Поскольку главная задача передних откачивающих лопаток заключается в недопущении потока утечек, следует согласиться с тем, что они потребляют мощность, однако их потребление мощности должно сводиться к минимуму. С учетом их КПД важно также отрегулировать перепад давлений на откачивающих лопатках, чтобы он был правильным при оптимальном расходе насоса в точке оптимального КПД (BEP) или вблизи нее. Перепад давлений считается правильным, если он создает наименьшие общие потери на роторе.

В свете вышесказанного передние откачивающие лопатки в объеме между передним диском и спиральным кожухом выполнены с возможностью повышения КПД посредством следующих трех механизмов.

1. Создаваемое ими поле скоростей такое, что трение, которому подвергается поверхность диска, является максимально низким, предпочтительно ниже, чем при использовании диска с гладкой поверхностью.

2. Давление, создаваемое откачивающими лопатками, такое, что насос не допускает протечек в своей точке BEP (точке оптимального КПД) от наружной периферии во всасывающий канал.

3. Гидравлическая энергия, передаваемая через передний объем, сохраняется на столь низком уровне, что через передний объем допускается поступление лишь минимального потока. Таким образом, даже если КПД самих передних откачивающих лопаток является низким, его влияние на общий КПД рабочего колеса пренебрежимо мало. Таким образом, по существу вся гидравлическая энергия создается рабочими лопатками, работающими в замкнутых жидкостных проходах с высоким КПД.

Вышесказанное представляет нестандартный подход, поскольку до сих пор было принято считать, что передние откачивающие лопатки - необходимый элемент, допускающий существенное снижение КПД рабочего колеса. Теперь передние откачивающие лопатки спроектированы с учетом минимизации потерь на трение между диском и спиральным кожухом. После множества испытаний обнаружено, что потери на трение минимальны, когда окружная составляющая скорости жидкости в объеме между передним диском и спиральным кожухом составляют половину ее скорости на переднем диске.

Если рабочее колесо сконструировано согласно вышеприведенным указаниям, рабочее колесо имеет передний и задний диски, а также жидкостный проход, образованный между дисками и каждыми последующими парами рабочих лопаток. Как передний, так и задний диски оборудованы соответственно передними и задними откачивающими лопатками. Откачивающие лопатки создают поле давления. При перекачивании жидкости насосом малый или ничтожно малый поток по сравнению с потоком через жидкостный проход может направляться на полезную площадь передних откачивающих лопаток. Таким образом, потери, вызванные перемещением рабочего колеса по отношению к спиральному кожуху, приходятся на передние откачивающие лопатки, поддерживающие потенциальную энергию, в то время как основная часть или практически вся энергия насоса передается имеющими высокий КПД замкнутыми жидкостными проходами между дисками.

Благодаря присоединению компенсационного кольца, установленного между рабочим колесом и спиральным кожухом, последовательно с передними откачивающими лопатками, поддерживающими потенциальную энергию, энергия, передаваемая через передние откачивающие лопатки, может быть сведена к минимуму в отношении полного объемного расхода насоса.

Однако рабочее колесо должно быть выполнено с возможностью работы без компенсационного кольца, если перекачиваемая жидкость содержит твердую фазу.

Таким образом, в настоящем изобретении предложен способ, с помощью которого можно повысить общий КПД рабочего колеса для рабочих колес малой быстроходности.

В традиционных насосах, например, таких как был представлен ранее (US-A1-20090226317), задача передних откачивающих лопаток заключается в создании массового потока между передним диском и спиральным кожухом. Однако перекачивание массового потока происходит с очень низким или малым КПД, поскольку передние откачивающие лопатки образуют жидкостный проход с очень низкой быстроходностью (ширина лопаток мала по сравнению с их длиной, см. фиг. 2), что не позволяет даже приблизиться к максимальному КПД. Причина заключается в величине энергии, затраченной диском на преодоление высокого трения, по сравнению с гидравлической энергией, восстанавливаемой из такого рода жидкостного прохода. В насосах, например таких, как представлен выше, окружная составляющая скорости жидкости в объеме между диском и спиральным кожухом по существу равна скорости диска, в результате чего энергия, теряемая на трение, практически принимает свое максимальное значение.

На основе новой конструкции откачивающих лопаток рабочего колеса согласно настоящему изобретению мощность, необходимая для движения передних откачивающих лопаток, пренебрежимо мала по сравнению с традиционными откачивающими лопатками. Однако откачивающие лопатки по настоящему изобретению по-прежнему способны поддерживать вращение в жидкости между передним диском и спиральным кожухом и предотвращать поток утечек при минимальном потреблении мощности.

Идея, лежащая в основе новой конструкции рабочего колеса, заключается в том, чтобы сохранять потребление мощности передних откачивающих лопаток на низком уровне. На фиг. 5 схематично показано поведение передних откачивающих лопаток по изобретению (кривая C) по сравнению с рабочими лопатками (кривая D) и откачивающими лопатками традиционных шламовых насосов (кривая E) в координатах «полный напор - расход». На фиг. 5 ясно показано, что откачивающие лопатки по настоящему изобретению теряют свою способность создавать напор при увеличении расхода.

Массовый поток или расход сохраняется низким, так что смешивание жидкостей, имеющих разные уровни энергии (в смысле различия скорости и различия направлений скорости), сводится к минимуму. Кроме того, задача заключается в том, чтобы при встрече массовых потоков рабочих лопаток и откачивающих лопаток их динамическая и статическая энергии совпадали как можно ближе, чтобы не было необходимости в преобразовании статической энергии в динамическую или, наоборот, в области энергетического взаимодействия. Если имеет место различие значений, выравнивание энергий приводит к потерям. Если речь идет о рабочем колесе, не имеющем компенсационного кольца, окружная составляющая скорости массового потока поддерживается примерно равной половине окружной скорости самого рабочего колеса, как уже говорилось ранее в настоящем описании. А если речь идет о рабочем колесе, оборудованном компенсационным кольцом, жидкость требуется разогнать до окружной скорости, превышающей половину окружной скорости рабочего колеса.

Пример рабочего колеса 40 по настоящему изобретению показан на фиг. 6. Рабочее колесо имеет задний диск 42, передний диск 44, а также рабочие лопатки 46 между ними. Задний диск 42 имеет откачивающие лопатки 48, при этом передний диск 44 также имеет откачивающие лопатки 50. Передние откачивающие лопатки 50 имеют высоту h, составляющую не более 2%, предпочтительно 0,5-1,5% диаметра D переднего диска рабочего колеса. Передние откачивающие лопатки могут иметь равную длину, однако они могут также иметь различную длину. В качестве опции можно иметь определенное число полноразмерных по длине лопаток и такое же число укороченных лопаток либо укороченных лопаток может быть вдвое больше полноразмерных по длине лопаток. Число передних откачивающих лопаток 50 может быть больше, таким же или меньше числа рабочих лопаток 46. В данном случае, как показано на фиг. 6, число откачивающих лопаток 50 вдвое превышает число рабочих лопаток 46. На практике передние откачивающие лопатки 50 по настоящему изобретению разработаны согласно следующим рекомендациям:

число откачивающих лопаток 50 может определяться следующим соотношением

/D>8,

где

Z - число откачивающих лопаток 50,

l - длина лопатки, измеренная вдоль передней поверхности каждой передней откачивающей лопатки 50, в результате чего член представляет сумму длин передних откачивающих лопаток,

D - наружный диаметр переднего диска 44.

Кроме того, угол наклона каждой откачивающей лопатки 50 по наружной периферии лопаток β<25 градусов, при этом лопатки искривлены в обратном направлении. Обычно число лопаток Z=10, длина лопатки l=+0,9 … 1,1×D (когда лопатки имеют одинаковую длину), предпочтительно l=D, а β=22°. На фиг. 6 также показан цилиндрический выступ 52 на передней поверхности переднего диска 44 рабочего колеса 40, при этом выступ 52 пригоден для взаимодействия в работе с компенсационным кольцом, установленным на спиральном кожухе центробежного насоса.

При испытаниях передних откачивающих лопаток 50 обнаружено, что такая лопатка не должна продолжаться радиально за пределы наружной периферии переднего диска 44, поскольку, если она выступает, лопатки 50 начинают работать как лопатки открыто-вихревого насоса, который, как известно, имеет очень низкий КПД. Однако с точки зрения рабочих характеристик по настоящему изобретению передние откачивающие лопатки 50 предпочтительно, но не обязательно, вне зависимости от их длины, продолжаются радиально до наружной периферии переднего диска 44, т. е. до того же наружного диаметра, что и рабочие лопатки.

На фиг. 7 показана кривая F КПД рабочих колес по настоящему изобретению. Другими словами, рабочие колеса насосов малой быстроходности в серийном ряде насосов изготавливали по вышеописанной схеме, в результате чего полный серийный ряд насосов имеет КПД, превышающий требования экодизайна ЕС.

Как можно видеть из вышеприведенного описания, разработана новая конструкция рабочего колеса центробежного насоса. В то время как изобретение описано на примерах, связанных с вариантами осуществления, которые в настоящее время считаются предпочтительными, следует понимать, что изобретение не ограничено раскрытыми вариантами осуществления и предполагает охват различных комбинаций и/или модификаций его признаков и других практических приложений в объеме изобретения, определяемом прилагаемой формулой изобретения.