1. Принципы создания и балансировки осевой силы

Осевые силы в многоступенчатом  вертикальные турбинные насосы  в основном состоят из двух компонентов:

● Центробежная составляющая силы:Радиальный поток жидкости под действием центробежной силы создает перепад давления между передней и задней крышками рабочего колеса, что приводит к возникновению осевой силы (обычно направленной в сторону всасывающего отверстия).

● Эффект перепада давления:Суммарная разница давлений на каждой ступени дополнительно увеличивает осевое усилие.

Методы балансировки:

● Симметричное расположение рабочего колеса:Использование рабочих колес двойного всасывания (жидкость поступает с обеих сторон) снижает однонаправленный перепад давления, снижая осевое усилие до приемлемого уровня (10–30%).

● Конструкция балансировочного отверстия:Радиальные или наклонные отверстия в задней крышке рабочего колеса перенаправляют жидкость под высоким давлением обратно к входу, уравновешивая разницу давлений. Размер отверстия должен быть оптимизирован с помощью расчетов динамики жидкости, чтобы избежать потери эффективности.

● Конструкция обратного лезвия:Добавление обратных лопаток (противоположных основным лопаткам) на последней ступени создает противоцентробежную силу для компенсации осевых нагрузок. Обычно используется в насосах с высоким напором (например, многоступенчатые вертикальные турбинные насосы).

2. Создание радиальной нагрузки и балансировка

Радиальные нагрузки возникают из-за сил инерции во время вращения, неравномерного распределения динамического давления жидкости и остаточного дисбаланса массы ротора. Накопленные радиальные нагрузки в многоступенчатых насосах могут вызвать перегрев подшипников, вибрацию или перекос ротора.

Стратегии балансировки:

● Оптимизация симметрии рабочего колеса:

o Сочетание четных и нечетных лопастей (например, 5 лопастей + 7 лопастей) равномерно распределяет радиальные силы.

o Динамическая балансировка обеспечивает совмещение центра тяжести каждого рабочего колеса с осью вращения, сводя к минимуму остаточный дисбаланс.

● Конструкционное усиление:

o Жесткие промежуточные корпуса подшипников ограничивают радиальное смещение.

o Комбинированные подшипники (например, двухрядные упорные шарикоподшипники + цилиндрические роликоподшипники) воспринимают осевые и радиальные нагрузки по отдельности.

● Гидравлическая компенсация:

o Направляющие лопатки или возвратные камеры в зазорах рабочего колеса оптимизируют пути потока, уменьшая локальные вихри и колебания радиальной силы.

3. Передача нагрузки в многоступенчатых рабочих колесах

Осевые силы накапливаются поэтапно и должны контролироваться для предотвращения концентрации напряжений:

● Поэтапная балансировка:Установка балансировочного диска (например, в многоступенчатых центробежных насосах) использует разницу давления в осевом зазоре для автоматической регулировки осевых сил.

● Оптимизация жесткости:Валы насосов изготавливаются из высокопрочных сплавов (например, 42CrMo) и проверяются с помощью конечно-элементного анализа (FEA) на предмет предельных отклонений (обычно ≤ 0.1 мм/м).

4. Инженерное исследование и проверка расчетов

Пример:Химический многоступенчатый вертикальный турбинный насос (6 ступеней, полный напор 300 м, расход 200 м³/ч):

● Расчет осевой силы:

o Первоначальная конструкция (рабочее колесо одинарного всасывания): F=K⋅ρ⋅g⋅Q2⋅H (K=1.2−1.5), что дает 1.8×106Н.

o После перехода на рабочее колесо с двойным всасыванием и добавления балансировочных отверстий: осевое усилие снижено до 5×105 Н, что соответствует стандартам API 610 (≤1.5× номинального крутящего момента мощности).

● Моделирование радиальной нагрузки:

o ANSYS Fluent CFD выявил локальные пики давления (до 12 кН/м²) в неоптимизированных рабочих колесах. Внедрение направляющих лопаток снизило пики на 40% и повышение температуры подшипников на 15°C.

5. Основные критерии и соображения по проектированию

● Пределы осевого усилия: обычно ≤ 30% от предела прочности вала насоса при температуре упорного подшипника ≤ 70°C.

● Контроль зазора рабочего колеса: поддерживается в пределах 0.2–0.5 мм (слишком маленький зазор вызывает трение, слишком большой — утечку).

● Динамические испытания: испытания балансировки на полной скорости (класс G2.5) гарантируют стабильность системы перед вводом в эксплуатацию.

Заключение

Балансировка осевых и радиальных нагрузок в многоступенчатых вертикальных турбинных насосах — сложная системная инженерная задача, включающая гидродинамику, механическое проектирование и материаловедение. Оптимизация геометрии рабочего колеса, интеграция балансировочных устройств и точные производственные процессы значительно повышают надежность и срок службы насоса. Будущие достижения в численном моделировании на основе ИИ и аддитивном производстве еще больше позволят персонализировать проектирование рабочего колеса и оптимизировать динамическую нагрузку.

Примечание: Индивидуальная конструкция для конкретных применений (например, свойства жидкости, скорость, температура) должна соответствовать международным стандартам, таким как API и ISO.