CC BY
2
УДК 629.424.3
Паламарчук Н.В., Крутоус Н.С., Тимохина В.Ю.
ПОВЫШЕНИЕ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ВОДЯНЫХ НАСОСОВ КОМПАКТНЫХ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЕПЛОВОЗНЫХ
ДИЗЕЛЕЙ
PalamarchukN.V., KrutousN.S., Timokhina V.Y.
IMPROVING THE ENERGY EFFICIENCY OF CENTRIFUGAL WATER PUMPS AND COMPACT DIESEL LOCOMOTIVE COOLING SYSTEMS
Введение
Значительная часть перевозок в нашей стране осуществляется с помощью железнодорожного
транспорта, а именно - тепловозов. На фоне возрастания цен на нефтяные виды топлива в Российской Федерации, как и во всем мире, остро возникает потребность увеличить общий КПД тепловозов и их экономичность.
Одно из главных направлений повышения КПД тепловозов -усовершенствование системы
охлаждения дизеля, которая является наиболее уязвимым звеном (с технико-экономической точки зрения) после самого двигателя.
Существующие системы
охлаждения дизелей не только рассеивают теплоту сгорания топлива во внешнюю среду, а еще тратят часть полученной полезной энергии на свое функционирование. На современных тепловозах потери мощности на собственные нужды составляют около 10... 12% от номинальной мощности дизеля, из которых до 8% расходуется на функционирование системы охлаждения дизеля тепловоза. [1, 2]. Эта мощность обеспечивает циркуляцию
теплоносителей в системе охлаждения и
работу вентиляторов холодильной камеры тепловоза.
В отечественном
тепловозостроении особенно важным является разработка и постоянное внедрение мероприятий, направленных на повышение энергетической эффективности и надежности
тепловозов. По мере создания новых и совершенствования выпускаемых
тепловозов, с ростом их секционной мощности повышаются и требования, предъявляемые к системе охлаждения тепловозов (СО). Система должна обеспечивать увеличенный теплоотвод практически в тех же массогабаритных показателях, что и у существующих, не допускать снижения температуры теплоносителей до критических значений и перегрева деталей цилиндропоршневой группы дизеля. Удельные затраты мощности на функционирование СО при этом должны снижаться по сравнению с существующими аналогами.
Одним из путей повышения эффективности СО тепловоза является создание более совершенных водяных насосов и осевых вентиляторов с расширенным диапазоном рациональных режимных параметров (напора, подачи,
частоты вращения, КПД), сниженными гидро- и аэродинамическими потерями в проточной части турбомашин. Также важным является разработка системы адаптация тепловыделения дизеля к теплопередающей способности секций холодильника с использованием многопоточных взаимосвязанных
систем, индивидуального управляемого привода водяных насосов и осевых мотор-вентиляторов
Реализация энергосберегающих мероприятий предопределяет
необходимость разработки
принципиально новых подходов повышения эксплуатационных качеств этих машин. При этом, наряду с разработкой и созданием новых, более совершенных центробежных насосов и вентиляторов актуальность приобретает направление, связанное с их модернизацией. Причем модернизация может реализовываться как заменой элементов или узлов насоса, так и на основе придания новых свойств элементам насосных агрегатов.
Основой повышения
энергетической эффективности
центробежных насосов и осевых вентиляторов охлаждающих устройств является расширение диапазона их рациональных режимов,
совершенствование гидро- и
аэродинамических качеств проточной части, направленное на существенное снижение гидравлических и объемных потерь при передаче механической энергии рабочему потоку.
В данной статье предлагается для повышения надежности и
эффективности СО рассмотреть возможность использования ряда инновационных технических решений, обеспечивающих повышение
надежности и энергоэффективности насосного оборудования для вновь
проектируемых, модернизируемых и серийных СО тепловоза.
Анализ последних исследований и публикаций
Для повышения надежности и энергоэффективности машин и оборудования СО тепловозов могут быть использованы различные способы:
1) повышение эффективности теплорассеивающей способности секций водовоздушных радиаторов и снижение их гидро- и аэродинамического сопротивления;
2) совершенствование гидродинамических качеств проточной части центробежного водяного насоса с механическим приводом, направленное на снижение гидравлических, объемных и механических потерь в нагнетательной турбомашине, повышение напора, подачи, КПД, антикавитационных характеристик и уменьшение массогабаритных показателей;
3) реализация способа по позиции 2 - также для центробежных водяных насосов с частотным регулируемым автономным приводом;
4) применение принципиально новой конструкции водяного насоса СО тепловозных дизелей с оппозитным расположением двух спаренных рабочих с полностью уравновешенным ротором и кавитационным коэффициентом быстроходности Скр > 1280;
5) разработка и внедрение унифицированного ряда центробежных водяных насосов блочно-модульной конструкции для существующих и перспективных СО с расширенным диапазоном экономичной и бескавитационной работы;
6) совершенствование проточной части осевых вентиляторных установок охлаждающих устройств в направлении
повышения напора, производительности, КПД и одновременным улучшением массогабаритных характеристик
вентиляторных установок с
асинхронным нерегулируемым
приводом;
7) снижение аэродинамических потерь при течении воздуха в шахтах холодильника;
8) реализация способа по поз. 6 -также для вентиляторных установок, оборудованных частотным регулируемым приводом;
9) специальная обработка охлаждающей воды (например, намагничивание) или добавление различных присадок, снижающих накипь в трубопроводах;
10) использование управляемого перепуска теплоносителей между контурами СО тепловоза.
Среди исследований, посвященных повышению эффективности
теплообмена в каналах аппаратов СО тепловозов в эксплуатации, следует выделить работы, направленные на исследования и разработку технических решений, обеспечивающих
интенсификацию теплоотдачи
непосредственно в каналах
теплообменного оборудования [3-8] и на поиск и обоснование наиболее перспективных способов передачи тепла в охладителях [9-13]. Отмечается, что ещё имеются значительные резервы в создании компактных устройств СО с высокой теплорассеивающей
способностью.
В статьях, посвященных вопросам создания одноступенчатых
центробежных насосов средней быстроходности, к которым относятся и водяные насосы СО тепловозных дизелей, отмечается, что на сегодняшний день существуют различные подходы к их совершенствованию. Ряд из них
направлены преимущественно на повышение надежности и увеличение ресурса при обеспечении
работоспособности насоса в
экстремальных или специфичных условиях. [14-17]. Такие решения требуют конструктивных и
технологических изменений:
применения эрозионностойких металлов и сплавов, разнообразных покрытий, использования усиленных элементов конструкции (динамических и контактных уплотнений).
Другие подходы направлены на повышение энергетических показателей насосов и реализуются путем модификации или оптимизации отдельных элементов и
совершенствования гидродинамических качеств проточной части, направленное на снижение гидравлических, объемных и механических потерь в нагнетательной турбомашине, повышение напора, подачи, КПД, антикавитационных характеристик и уменьшение
массогабаритных показателей.
Наиболее перспективными
направлениями гидравлического
совершенствования центробежных
насосов является:
совершенствование методов профилирования проточных частей насосов с целью получения пологой напорной характеристики [18-25];
- использование скрытых возможностей гетерогенной лопастной системы (дополнение лопастной решетки многоярусными лопатками, корректирование профиля лопасти на выходе, изменение диффузорности межлопастных каналов и повышение напорности РК) [26, 27];
- согласование работы отвода и колеса с целью минимизации совокупных потерь в насосе;
- изменением конструктивной схемы насоса [28] (например, замена разгрузочных отверстий на дисковые импеллеры или профильные канавки ведущего диска РК, переход на оппозитное расположение спаренных РК в едином лопаточном или спиральном отводе).
Для уменьшение объемных потерь используются следующие принципы конструирования:
- снижение утечек в дисковых пазухах ступени с использованием устройств динамических гидросопротивлений;
- использование решений, направленных на минимизацию утечек в щелевых уплотнениях, разгрузочных каналах (например, применение плавающих и сотовых уплотнений) [22, 29, 30];
- применение насосов со встречным расположением рабочих колес, при работе которых обеспечивается полное уравновешивание ротора и разгрузочные отверстия (или импеллеры) на диске не требуются [31-34].
Отмеченные способы и
технические решения по снижению гидравлических и объемных потерь в центробежных насосах могут также быть реализованы при переходе водяных центробежных насосов с механического на автономный электрический привод [35, 36].
С учетом накопленного опыта и полученных результатов [1-37] предлагается в настоящей статье дать оценку возможному потенциалу повышения энергетической
эффективности насосного оборудования
СО с учетом новых инновационных решений, в том числе разработанных авторами лично.
Цель работы
Рассмотреть конструктивные
особенности применяемых водяных насосов систем охлаждения тепловозов, дать сравнительную оценку показателей их эффективности по функциональным и эксплуатационным критериям, выбрать наиболее перспективные направления их совершенствования.
Основная часть
Циркуляцию воды в основном и вспомогательном контурах охлаждения дизелей тепловозов осуществляется водяными центробежными насосами, получающими привод от коленчатого вала. Насосы имеют типовую конструктивную схему с различными диапазонами подач, напоров и отличаются размерами рабочих колес и отводов. Поле рабочих параметров Q - Н применяемых водяных насосов в номинальном режиме представлено на рис 1.
На рис. 2 показана конструкция насоса 4ВЦ50 дизеля 1А-5Д49, которыми оснащены тепловозы ТЭМ7, 2ТЭ116. Аналогичную конструкцию имеют водяные насосы дизелей 1А-5Д, 2А-5Д49, 3А-6Д49 (тепловозы 2ТЭ25К, ТЭМ18ДМ, ТГМ6, спроектированные под расчетные (номинальные) подачи от 45 м3/ч (0,0125 м3/с) до 110 м3/ч (0,0305 м3 /с) и напоры от 0,16 до 0,29 МПа.
Н, м 35
30
25
20
15
8 зс
ю_^ 2 4_^ 7
12 ь 6
20 40 60 80 100 120 140 О, м3/ч
Рис. 1. Параметры водяных насосов СО тепловозных дизелей:
1 - ПД1М (ТЭМ1); 2 - 1А-5Д49 (2ТЭ116); 3 - 2А-5Д49 (ТЭ121); 4 - K6S310DR (ЧМЭ3); 5 - 11Д45 (ТЭП60); 6 - 12Д70 (ТЭМ7); 7 - 10Д100 (2ТЭ10М); 8 - 14Д40 (М62); 9 - Д211 (ТГМ4А); 10 - 3А-6Д49 (ТГМ6А); 11 - 2Д70 (ТЭ3); 12 - М756В (ТГ16); 13 - 6Д49 (ТЭМ2)
Рис. 2. Насос центробежный 4ВЦ50 дизеля 1А-5Д49:
1 - уплотнение переднее; 2 - крышка всасывающая; 3 - колесо рабочее, 4 - отвод спиральный; 5 - корпус подшипников; 6 - уплотнение торцовое;
7 - вал; 8 - уплотнение заднее
На ряде дизелей ТЭ10В, ТЭМ2, 10Д100, 14Д40 применяются водяные насосы, имеющие определенные конструктивные особенности: ротор содержит открытое рабочее колесо (без покрывного диска); в качестве концевого уплотнения используется сальник, собранный из 5-6 колец плетеной набивки и фиксируемый нажимной втулкой; ведущие диски некоторых исполнений насосов оснащены лопаточными импеллерами; рабочее колесо имеют симметрично
расположенные на дисках щелевые уплотнения, что позволяет
уравновешивать значительную часть осевой нагрузки ротора.
Для оценки эксплуатационных и энергетических качеств применяемых водяных насосов СО необходимо использовать следующие критерии:
- коэффициент быстроходности насоса
ns =
3,65 • nH4QH ( Hн )0
\ 0,75
(1)
критический
кавитационныи
коэффициент быстроходности
п Ж
_ ну лС-Н
кр _ ^М '
кр
V ^ У
(2)
- коэффициент деИствия
1н = ЛгЛоПм =
полезного
H н Q pg 1000•N..
(3)
В формулах (1-3) обозначены параметры насоса: напор Нн (м), подача Qн (м3/с), кавитационный запас (м),
соответствующий начальному этапу срыва кавитационной характеристики, частота вращения (мин-1).
Эти критерии далее используем для сравнения уровня энергетических показателей находящихся в
эксплуатации центробежных водяных насосов с достигнутыми показателями для лучших промышленных образцов насосов того же типа, применяемых в других отраслях.
Рассматривая баланс энергии (рис. 3, а) и схему одноступенчатого лопастного насоса (рис 3, б), выделим потери мощности в элементах: механические Nм, объемные Nо и гидравлические № механические, объемные и гидравлические.
Механические потери. Для разгрузки ротора от осевой силы рабочее колесо снабжено двумя щелевыми уплотнениями. Расход утечки через переднее (п) и заднее (з) уплотнения рабочего колеса цу = цу.п + цу.з . Потери мощности условно делят на механические, объемные и
гидравлические.
Затраты мощности механических потерь уходят на преодоление трения в концевых уплотнениях вала и подшипниках. Кроме того, расходуется мощность NТ.Д на преодоление жидкостного трения обоих дисков, цилиндрических поверхностей на наружном диаметре и колец щелевых уплотнений рабочих колёс.
Мощность механических потерь:
N =У N +У N
lyM ¿^ T.подш^ ¿ У Т.Д. ,
(4)
Оставшаяся мощность № передается рабочими колесами проходящей через них жидкости и
Рис 3. Баланс энергии (а) и схема (б) ступени насоса:
1, 4 - переднее и заднее щелевые уплотнения; 2 - спиральный отвод; 3 - рабочее колесо; 5 - вал
Если объемный расход через рабочее колесо QK, а теоретический напор ступени Нт, то гидравлическая мощность рассматриваемого насоса
N = pgQкHт = pg{<2и + qy + qподш)Hт (5) Механический КПД насоса
где № мощность
л
N
N„
(6)
потребляемая насосом
Каждое слагаемое в скобках представляет собой отношение потерянной мощности к мощности на валу насоса. Ее численное значение позволяет судить о влиянии соответствующей величины на механический КПД насоса.
Для дальнейшей оценки механического КПД водяных насосов, воспользуемся выражением [37]:
__1_
Лм = ' 820 Л
1 + —г-
n
(9)
s У
Так
NH = N + N
T ' M
Лм = (Nh -Nm)/Nh = 1 -Nm /Nh
(7)
как
то
Лм = 1 - (Z NT.nodm + Z NT. Д) (8)
Зависимость (9) в виде кривой Пм - Пц (рис. 3) получена на основе статистического анализа параметров энергоэффективных одноступенчатых насосов консольного типа [14] и характеризует возможный уровень механического КПД для проектируемого насоса.
Объемные потери.
Объемный расход жидкости Чу = Чуп + Чу.з из области высокого давления на выходе из рабочего колеса через щелевые уплотнения на диске колеса возвращается на его вход и уносит энергию Р§ЧуНТ. Поэтому объемная потеря мощности составляет
N = pgqyНт. Если вычесть эту
мощности из гидравлической, получим мощность, сообщаемую полезному расходу жидкости:
N' = pgQHHT
(10)
Рис 4. Зависимость объемного, механического и гидравлического КПД от коэффициента быстроходности насоса
(характеристики по - ш и по.р - ш даны соответственно для рабочих колес без разгрузочных отверстий и с отверстиями; характеристики пГ. 1 - ш , пГ.2 - ш , пГ.3 - ш выделены соответственно для значений конструктивного параметра насоса)
Q
n
Q
•107 = 180 - 200, — •Ю1 = 100-140, ^-107 = 60-80
Q
n
n
Объемные потери учитываются объемным КПД насоса, который равен отношению мощности, сообщаемой полезному расходу жидкости, к гидравлической:
Л = N' / . (11)
Для оценки объемного КПД сравниваемого ряда водяных насосов используем хорошо проверенную на практике эмпирическую зависимость [37].
_ 1 1о" 1+0,68 • «;0'66 (12)
На рис 4. даны две характеристики ожидаемого объемного КПД водяных насосов от коэффициента
быстроходности: Цо и Цо.р,
соответственно, без разгрузочных отверстий и с отверстиями на ведущем диске. При этом, полученные высокие значения объемного КПД в области режимов, близких к номинальному (По = 90-95%, По.р = 93-97%), не всегда
правильно отображают реальную картину течения в щелевых уплотнениях насоса.
Как показали наши исследования с подкачивающим насосом АРМЗ и работы других авторов [17], влияние утечек qу.l и ду.2 на работу насоса гораздо шире, чем снижение КПД насоса за счет объемных потерь. Вредное влияние утечки, наряду со снижением КПД, проявляется в том, что выход в область всасывания с большой скоростью ухудшает условия работы насоса. Эта скорость имеет две составляющие: радиальную Уя и тангенциальную Уц. Меридианная составляющая скорости входит в поток на всасывании рабочего колеса поперек основного потока и отжимает его. При этом сужение потока приводит к увеличению скорости на входе в рабочее колесо, увеличивая потери и ухудшая всасывающую способность. Особенно это заметно при низких коэффициентах быстроходности. Тангенциальная (окружная)
составляющая скорости вносит вращение в основной поток на всасывании, что приводит к снижению напора и мощности. Особенно это заметно при подачах меньше оптимальных.
Гидравлические потери. При движении жидкости в проточной полости насоса затрачивается мощность на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочих колес и отвода. Эти потери следует оценивать гидравлическим КПД насоса, который представляет собой отношение полезной мощности к мощности, сообщаемой насосом полезному расходу жидкости:
1Г = Nн / N'
Гидравлический КПД удобно оценивать по формуле [37]
Лг = 1 -0,42/(/^ -0,172)2, (13)
с учетом приведенного диаметра входа в рабочее колесо (мм) и номинальной подачи насоса Q (м3/с):
DP = 4,5 •Ю3
iQ>\ 0,33
V П у
(14)
Авторами обработаны данные уровня ожидаемого гидравлического КПД по всем типам применяемых насосов тепловозных дизелей. Представленные на рис. 3
характеристики цга - пз, Щг.2 - пз, цг.з - п получены для конструктивного параметра насоса
^-•107 = 180 - 200, n
Q 407 = 100 -140, n
(15)
Л7
^-•10' = 60 - 80 п
Как следует из полученных результатов, при уменьшении
коэффициента быстроходности в диапазоне п = 60...120 отмечается значительное снижение
энергоэффективности насосов:
гидравлические потери могут возрастать до 15-18%, механические - до 20% и объемные - до 8 %.
На основании приведенных выше уравнений полный КПД насоса можно представить как произведение:
Лн =
N N N' N
Nh NH N Г N
- = ЛиПаПг (16)
Представляет значительный
интерес сопоставление
эксплуатационных показателей
энергоэффективности применяемых на тепловозах водяных насосов и наивысших максимальных значений полного КПД насосов, близких по конструкции и по рабочим параметрам.
На рис. 5 в координатах Q - п показаны для примера характеристики 1 и 2 эксплуатационного КПД серийных водяных насосов, соответственно, для
дизелей КбБЗЮБК (тепловоз ЧМЭ3) и 14Д40 (тепловоз М62). На этом же рисунке представлены зависимости максимально возможного КПД 1мах и 2мах, полученных на основе статистического анализа лучших зарубежных и отечественных образцов с близкими режимными параметрами Q и Н, коэффициентом быстроходности П и Q'
параметром — [38, 39]. п
0.9
0,8
0,7
0.6
2 мах
Тмах
\ \
60
80
100
120 140 Q, мУч
Рис. 5. Характеристики КПД серийных водяных насосов
Сравнение характеристик 1, 1мах и 2, 2мах свидетельствует о том, что у разработчика насосного оборудования СО имеются существенные резервы в улучшении показателей
энергоэффективности водяных
центробежных насосов. За счет уменьшения гидравлических, объемных и механических потерь, например, в насосе дизеля 14Д40, возможно увеличение КПД насоса с 0,68 (номинал) до 0,82, в насосе дизеля Кб8310БЯ - с 0,71 (номинал) до 0,87.
Располагая собственным опытом проектирования новых образцов центробежных насосов серии ЦНС, ЦНС, НСШ, АЦНС, ЦНСА, ЦНСИ, ЦНСН с подачами от 60 до 550 м3/ч, напорами от 44 до 1000 м, авторы
оценивают потенциальные резервы повышения эксплуатационного значения КПД водяных насосов от 4 до 12%.
Основное направление
совершенствования насосной установки должно состоять не столько в снижении гидравлических потерь в элементах проточной части, сколько в уменьшении объёмных потерь в уплотнительных узлах с учетом сужения и торможения основного потока на всасывании рабочего колеса.
На примере водяного насоса дизеля Кб8310ВЯ была выполнена оценка величины гидравлических, объемных и механических потерь по элементам, в которых при протекании жидкости отмечаются наибольшие потери энергии (рис. б): А - разгрузочные отверстия в
ведущем диске рабочего колеса; Б -импеллеры на покрывном диске; В -щелевое уплотнение горловины рабочего колеса, Г - щелевое уплотнение ведущего диска рабочего колеса.
Исходные конструктивные данные и рабочие (номинальные) параметры насоса: подача Q - 133,2 м3/ч (0,037 м3/с); напор - 26 м; частота вращения п = 1935 мин-1; коэффициент быстроходности ns = 115; наружный
диаметр рабочего колеса Б = 200 мм; диметр входной горловины Бс = 150 мм; диметр щелевого уплотнения
покрывного диска Бу.1 = 166 мм; зазор щелевого уплотнения покрывного диска ёу.1 = 0,25 мм; диаметр щелевого уплотнения ведущего диска Пу.2 = 160 мм; зазор щелевого уплотнения ведущего диска ёу.2 = 0,3 мм; диаметр разгрузочных отверстий ёо = 7,1 мм; количество отверстий - г = 3.
Рис. 6. Источники потерь энергии в центробежном лопастном насосе:
А - разгрузочные отверстия в ведущем диске рабочего колеса; Б - импеллеры на ведущем и покрывном дисках; В - щелевое уплотнение горловины рабочего колеса, Г - щелевое уплотнение ведущего диска. Детали насоса: 1 - вал; 2 - отвод спиральный; 3 - колесо рабочее; 4 - крышка входная
На рис. 7 представлены следующие исполнения насосной ступени: Б -типовое колесо с цилиндрическими лопастями, с разгрузочными
отверстиями и импеллерными лопатками
на заднем диске; Г - колесо с разгрузочной камерой, импеллерными лопатками, но без разгрузочных отверстий, функции которых выполняет отводящий канал; G - колесо,
изготовленное с наружным отводящим каналом и без импеллерных лопаток; Я -рабочее колесо с плавающим щелевым уплотнением в корпусе [30] и с наружным отводящим каналом; £ -рабочее колесо с разгрузочным каналом [32, 33] и коническим отсекателем.
Не приводя методики и промежуточные результаты расчета, в работе дана оценка общих потерь мощности по элементам насоса (табл. 1) и ожидаемые значения КПД ступени для номинального режима.
R S
Рис. 7. Исполнения насосной ступени
Таблица 1
Оценка общих потерь мощности_
Параметры Схема конструкции насоса
(для режима номинальных подачи и напора насоса) D F G R S
1 2 3 4 5 6
Потери, расходуемые на объемные утечки в разгрузочных отверстиях* и в отводных трубках** Nо.р, кВт 1,33* 0,93** 0,63** 0,59** 0,71*
Потери мощности, затрачиваемой на
торможение основного потока истекающими струями из отверстий и отводных трубок N0.р тор, кВт 0,65 0,37 0,35 0,37 0,31
Потери на трение обратного тока
жидкости, эжектируемого между лопатками импеллера и стенкой корпуса NM.i1, кВт 0,23 0,22 - - -
Потери на трение, затрачиваемые на
перемещение жидкости в межлопаточных 0,42 0,41
каналах импеллера ведущего диска N^.12, кВт
Дисковые потери на трение (для основного и покрывного диска) Nм.д, кВт 0,39 0,40 0,39 0,39 0,39
Объемные потери в переднем щелевом уплотнении ведомого диска No.у, кВт 1,38 1,04 0,82 0,23 0,76
Потери на трение жидкости в переднем уплотнении рабочего колеса у 0,09
Объемные потери в переднем уплотнении
ведомого диска (с плавающим кольцом в - - - 0,30 -
корпусе) No.у.п, кВт
Объемные потери в заднем уплотнении ^.з, кВт - - - 0,33
Потери мощности при торможении на
входе основного потока утечками через переднее щелевое уплотнение No.у.тор , кВт 1,35 1,06 0,77 0,57 0,6
Суммарные потери N2, кВт 5,84 4,52 3,05 2,87 2,86
Полезная мощность, потребляемая
ступенью (без учета потерь в подшипниках и в торцовом уплотнении) кВт 8,25 8,77 9,39 9,59 9,49
Общая мощность насоса N кВт 14,1 13,3 12,4 12,0 12,2
КПД ступени Пс, % 0,67 0,71 0,76 0,78 0,77
Результаты анализа показали, что применение конструктивных решений G, Я, £ не требует значительных конструктивных изменений по сравнению с выпускаемыми образцами и позволяет за счет снижения гидравлических и объемных потерь в насосе увеличить его КПД по сравнению с серийным исполнением (цс = 0,67) до значений 0,76-0,78.
Другим направлением работ были исследования возможности повышения напорности рабочего колеса и отводящего устройства при
одновременном уменьшении их габаритов и сохранении экономичности водяного насоса. Наибольший интерес представляет изучение режимов течения жидкости в рабочих колесах с двухъярусными лопастями и
повторяющими их профиль
двухъярусными канавками на основном диске колеса.
Практическая реализации этой идеи была осуществлена на ГП «Петровский завод угольного машиностроения» (г. Донецк, 20112013 гг.) при создании высоконапорных насосов серии ЦНС 300-140...800УН с напором ступени 70 м. Натурные испытания опытных образцов машины на заводском стенде подтвердили улучшенные показатели - по сравнению с серийным насосом ЦНС 300-300 напор рабочего колеса ступени увеличился на 6-8%, КПД возрос (в номинальном режиме) с 69 до 77%.
Отмечено, что двухъярусное колесо создаёт малое стеснение потока лопастями на выходе и при увеличении числа лопастей наблюдается рост напора, а также уменьшается нагрузка на отдельную лопасть. Кроме того, при рациональном расположении коротких и длинных лопастей течение внутри РК приобретает большую равномерность и
появляется возможность регулировать распределение скоростей вдоль поверхности лопасти. Это позволит обеспечить повышение напора без заметного снижения энергетических и кавитационных качеств насоса
Выводы
1. Сравнение характеристик 1, 1мах и 2, 2мах свидетельствует о том, что у разработчика насосного оборудования СО имеются существенные резервы в улучшении показателей энергоэффективности водяных центробежных насосов. За счет уменьшения гидравлических, объемных и механических потерь в серийном исполнении насоса дизеля 14Д40 возможно увеличение КПД насоса с 68 до 82%, в насосе дизеля K6S310DR - с 71 до 86%.
2. Экономичность насосов с увеличением коэффициента быстроходности ns заметно возрастает: суммарные потери энергии для конструкции с ns = 60 в примерно в 1,2 раза выше, чем у машины с ns = 120.
3. Основное направление совершенствования насосной техники для СО должно состоять не столько в снижении гидравлических потерь в элементах проточной части, сколько в уменьшении объёмных потерь в уплотнительных узлах и устройствах гидравлической разгрузки ротора. Уменьшения протечек через уплотнения и разгрузочные отверстия можно достигнуть путем уменьшения до минимальных значений величины зазора между уплотняющими элементами корпуса и рабочего колеса (плавающие и сотовые уплотнения) и применения, например, направляющих устройств (отсекателей), изменяющих
турбулентное струйное течение из разгрузочных отверстий со встречного направления скорости струи в спутное направление движения основного потока.
4. Перспективными являются работы по увеличению напорности рабочего колеса и отводящего
Список литературы
1. Горин, В.И. Охлаждающее устройство для современных тепловозов: каким ему быть? / В.И. Горин // Локомотив. - 2014. - № 7. - С. 27-29.
2. Куликов, Ю.А. Системы охлаждения силовых установок тепловозов / Ю.А. Куликов. - М.: Машиностроение, 1988. - 280 с. ISBN: 5217-00094-5.
3. Гортышов, Ю.Ф. Теплогидравлическая эффективность перспективных способов интенсификации теплоотдачи в каналах теплообменного оборудования. Интенсификация теплообмена: монография / Ю.Ф. Гортышов, И.А. Попов, В.В. Олимпиев, А.В. Щелчков, С.И. Каськов - Казань: Центр инновационных технологий, 2009. - 531 с. - ISBN: 978-5-93962-332-2.
4. Попов, И. А. Промышленное применение интенсификации теплообмена - современное состояние проблемы (обзор) / И.А. Попов. Ю. Ф. Гортышов, В. В. Олимпиев // Теплоэнергетика. - 2012. - № 1. - С. 311.
5. Слободенюк, А.С. Повышение эффективности охлаждающих устройств тепловозов: дис. канд. техн. наук: 05.22.07 / Слободенюк А.С. - Хабаровск, - 2010. - 114 с.
6. Калинин, Э.К. Интенсификация теплообмена в каналах. 3-е изд., перераб. и доп. / Э.К. Калинин, Г.А. Дрейцер,
устройства при одновременном уменьшении их габаритов и сохранении экономичности. Использование
двухъярусного рабочего колеса позволяет дополнительно увеличить напор ступени на 5-10% и уменьшить массогабаритные характеристики
насосного оборудования СО тепловозов.
References
1. Gorin, V.I. Cooling device for modern locomotives: what should it be? / V. I. Gorin // Locomotive. - 2014. - No. 7.
- pp. 27-29.
2. Kulikov, Yu.A. Cooling systems for diesel locomotives power plants / Yu.A. Kulikov. - M.: Mashinostroenie, 1988. - 280 p. ISBN: 5-217-00094-5.
3. Gortyshov, Yu.F.,
Thermohydraulic efficiency of promising methods of heat transfer intensification in channels of heat exchange equipment. Intensification of heat transfer: monograph / Yu.F. Gortyshov, I.A. Popov, V.V. Olympiev, A.V. Shchelchkov, S.I. Kaskov
- Kazan: Center for Innovative Technologies, 2009. - 531 p. - ISBN: 9785-93962-332-2.
4. Popov, I.A. Industrial application of heat transfer intensification - the current state of the problem (review) / I.A. Popov. Yu.F. Gortyshov, V.V. Olympiev // Thermal power engineering. - 2012. - No. 1. - pp. 3-11.
5. Slobodenyuk, A.S. Improving the efficiency of diesel locomotive cooling devices: dis. candidate of Technical Sciences: 05.22.07 / Slobodenyuk A.S. -Khabarovsk, - 2010. - 114 p.
6. Kalinin, E.K. Intensification of heat transfer in channels. 3rd ed., reprint. and additional / E.K. Kalinin,
С.А. Ярхо - Москва: Машиностроение, -1990. - 208 с. - ISBN: 5-217-00812-1.
7. Бродов, Ю.М. Повышение эффективности теплообменных аппаратов паротурбинных установок за счет применения профильных витых трубок / Ю.М. Бродов, К.Э. Аронсон, А.Ю. Рябчиков и др. // Проблемы энергетики. - 2016. - № 7-8. С. 3-13.
8. Паламарчук, Н.В. Анализ снижения гидродинамических параметров и теплорассеивающей способности оборудования систем охлаждения тепловозов при загрязнении поверхности / Н.В. Паламарчук, А.П. Соломин, Н.С. Крутоус // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. - № 71. -2023. - С. 73-90. - ISSN: 1993-5579.
9. Балагин, О.В. Исследование гидравлических характеристик системы охлаждения тепловоза / О.В. Балагин, Д.В. Балагин, Д.Е. Родина // Современные научные исследования и инновации. - 2021. - № 4. -URL: https://web. snauka.ru/issues/2021/04/ 95182 (дата обращения: 04.07.2024).
10. Склифус, Я.К. Сокращение энергопотребления системы охлаждения дизеля тепловоза изменением функциональной схемы и способа передачи тепла: дис. канд. техн. наук: специальность 05.22.07 / Я.К. Склифус. ФГБОУ ВО РГУПС - Ростов-на Дону, 2015. - 159 с.
11. Горин, А.В. Методы контроля теплотехнического состояния охлаждающих устройств тепловозов в эксплуатации: дис. канд. техн. наук: специальность 05.22.07 / А.В. Горин // АО «ВНИИЖТ» - Москва, 2016. - 240 с.
12. Балабин, В.Н.
Управление расходом теплоносителя в системах охлаждения тепловоза /
G.A. Dreitzer, S.A. Yarkho - Moscow: Mashinostroenie, - 1990. - 208 p. -ISBN: 5-217-00812-1.
7. Brodov, Yu.M. Improving the efficiency of heat exchangers of steam turbine installations through the use of profile twisted tubes / Yu.M. Brodov, K.E. Aronson, A.Yu. Ryabchikov et al. // Problems of energy. - 2016. - No. 7-8. -pp.3-13.
8. Palamarchuk, N.V. Analysis of the decrease in hydrodynamic parameters and heat dissipation capacity of equipment for diesel locomotive cooling systems in case of surface contamination / N.V. Palamarchuk, A.P. Solomin, N.S. Krutous // Collection of scientific papers of the Donetsk Institute of Railway Transport. - No. 71. - 2023 - pp. 73-90. -ISSN: 1993-5579.
9. Balagin, O.V. Investigation of the hydraulic characteristics of the locomotive cooling system / O.V. Balagin, D.V. Balagin, D.E. Rodina // Modern scientific research and innovation. - 2021. - № 4. -URL: https://web.snauka.ru/issues/2021Z0 4/95182 (date of access: 07.04.2024).
10.Sklifus, Ya.K. Reduction of energy consumption of the diesel locomotive cooling system by changing the functional scheme and method of heat transfer: dis. candidate of Technical Sciences: specialty 05.22.07 / Ya.K. Sklifus. FGBOU VO RGUPS - Rostov-on-Don, 2015. - 159 p.
11.Gorin, A.V. Methods of monitoring the thermal engineering condition of diesel locomotive cooling devices in operation: dis. candidate of Technical Sciences: specialty 05.22.07 / A.V. Gorin // JSC "VNIIZHT" - Moscow, 2016. - 240 p.
12.Balabin, V.N. Control of coolant flow in locomotive cooling systems / V.N. Balabin, G.I. Nekrasov //
В.Н. Балабин, Г.И. Некрасов // Сборник трудов VI международной научно-технической конференции Локомотивы XXI век. -2018. - С. 225-231. ISSN: 18185509
13. Паламарчук, Н.В. Анализ методов контроля технического состояния систем охлаждения тепловозов в процессе их эксплуатации / Н.В. Паламарчук, А.П. Соломин, Н.С. Крутоус // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. - 2024. - № 1(72). - С. 94104. - ISSN: 1993-5579.
14. Холопова, Р.М. Центробежные консольные насосы общего назначения типов К и КМ для воды / Р.М. Холопова. - Москва: ЦИНТИхимнефтемаш, 1986. -20 с.
15. Вихлянцев, А.А. Повышение эксплуатационных характеристик насосного оборудования, работающего в системах тепло- и водоснабжения /
A.А. Вихлянцев // Молодежный научно-технический вестник. МГТУ им. Баумана. Электрон. Журн. - 2016. - № 9. URL: http://sntbul.bmstu.ru/doc/848976.ht ml (Дата обращения 24.08.2024)/ -eISSN: 2307-0609.
16. Боровский. Б.И.
Энергетические параметры и
характеристики высокооборотных
лопастных насосов / Б.И. Боровский -Москва: Машиностроение, 1989. - 184 с.
17. Михайлов, А.К. Лопастные насосы / А.К. Михайлов,
B.В. Малюшенко - Москва: Машиностроение, 1977. - 288 с.
18. Бородай, М.В. Повышение экономичности насосов путем оптимального проектирования их проточных частей. Безопасность эксплуатации компрессорного и насосного оборудования / М.В. Бородай, Н.К. Ржебаева, В.В. Шендрик //
Proceedings of the VI International scientific and technical conference Locomotives of the XXI century. -2018. -pp. 225-231. ISSN: 1818-5509.
13.Palamarchuk, N.V. Analysis of methods for monitoring the technical condition of diesel locomotive cooling systems during their operation / N.V. Palamarchuk, A.P. Solomin, N.S. Krutous // Collection of scientific papers of the Donetsk Institute of Railway Transport. - 2024. - № 1(72). - Pp. 94104. - ISSN: 1993-5579.
14.Kholopova, R.M. Centrifugal cantilever pumps of general purpose types K and KM for water / R.M. Kholopova. -Moscow: Tsintikhimneftemash, 1986. -20 p.
15.Vikhlyantsev, A.A. Improving the operational characteristics of pumping equipment operating in heat and water supply systems / A.A. Vikhlyantsev // Youth scientific and technical Bulletin. Bauman Moscow State Technical University. The electron. Journal. - 2016. - No. 9. -URL: http://sntbul.bmstu.ru/doc/848976.ht ml (date of access: 08.24.2024)/ -eISSN: 2307-0609.
16.Borovsky. B.I. Energy parameters and characteristics of highspeed vane pumps / B.I. Borovsky -Moscow: Mashinostroenie, 1989. - 184 p.
17.Mikhailov, A.K. Paddle pumps / A.K. Mikhailov, V.V. Malyushenko -Moscow: Mashinostroenie, 1977. - 288 p.
18.Borodai, M.V. Improving the efficiency of pumps by optimally designing their flow parts. Safety of operation of compressor and pumping equipment / M.V. Borodai, N.K. Rzhebaeva, V.V. Shendrik // Materials of the scientific and technical seminar. Sumy:
Материалы научно-технического
семинара. - Сумы: Изд-во «Джерело», 2001. - С. 98-102.
19. Петров, А.И. Пути повышения энергоэффективности динамических насосов на основе современных компьютерных технологий. / А.И. Петров, В.О. Ломакин, С.Е. Семенов // Инженерный журнал: наука и инновации. - 2013. - №4 (16). -URL: https://cyberleninka.ru/article/n/puti-povysheniya-energoeffektivnosti-dinamicheskih-nasosov-na-osnove-sovremennyh-kompyuternyh-tehnologiy (дата обращения: 15.08.2024).
20. Ржебаева, Н.К. Математическое моделирование и минимизация потерь вихревого обмена в насосах с полуоткрытыми и открытыми рабочими колесами на оптимальном режиме / Н.К. Ржебаева, В.В. Шендрик // Вестник НТУ «ХПИ»: Технологии в машиностроении. - Харьков. - 2001. -Вып. 129, т.2. - С. 364-371.
21. Григорьев, С.А. Обоснование возможностей повышения энергетических характеристик центробежных насосов / С.А. Григорьев, Л.А. Савин, Р.М. Шахбанов. // Известия ТулГУ. Технические науки. - 2015. -Вып. 7. Ч. 2 - С. 122-127. - ISSN: 20716168
22. Байбиков, А.С. Перспективы совершенствования центробежных насосов / А.С. Байбиков // Известия высших учебных заведений. Машиностроение: энергетическое, металлургическое и химическое машиностроение. - 2022. - № 6 (747). -С. 45-51. - ISSN: 0536-1044.
23. Бобков, А.В. Сравнительный анализ методик расчёта центробежных насосов в приложении к малоразмерным конструкциям авиакосмического назначения / А.В. Бобков, И.Н. Каталажнова // Известия
Publishing house "Dzherelo", 2001. - pp. 98-102.
19.Petrov, A.I., Ways to improve the energy efficiency of dynamic pumps based on modern computer technologies. / A.I. Petrov, V.O. Lomakin, S.E. Semenov // Engineering Journal: Science and Innovation. - 2013. - №4 (16). -URL: https://cyberleninka.ru/article/n/puti-povysheniya-energoeffektivnosti-dinamicheskih-nasosov-na-osnove-sovremennyh-kompyuternyh-tehnologiy (date of access: 08.15.2024).
20.Rzhebaeva, N.K. Mathematical modeling and minimization of vortex exchange losses in pumps with semi-open and open impellers in optimal mode / N.K. Rzhebaeva, V.V. Shendrik // Bulletin of NTU "KHPI": Technologies in mechanical engineering. - Kharkov. - 2001. - Issue 129, vol. 2. - pp. 364-371.
21.Grigoriev, S.A. Justification of the possibilities of increasing the energy characteristics of centrifugal pumps / S.A. Grigoriev, L.A. Savin, R.M. Shakhbanov. // News of TulSU. Technical sciences. -2015. - Issue 7. Part 2 - pp. 122-127. -ISSN: 2071-6168
22.Baibikov, A.S. Prospects for improving centrifugal pumps / A.S. Baibikov // Izvestia of higher educational institutions. Mechanical engineering: energy, metallurgical and chemical engineering. - 2022. - № 6 (747). - Pp. 45-51. - ISSN: 0536-1044.
23.Bobkov, A.V. Comparative analysis of calculation methods for centrifugal pumps in application to small-sized aerospace structures / A.V. Bobkov, I.N. Katalazhnova // Proceedings of the Samara Scientific Center of the Russian
Самарского научного центра Российской академии наук, т. 12. - №1(2). - 2010. -С. 307-309. - ISSN: 1990-5378.
24. Паламарчук, Н.В. Расчет и корректировка геометрии сменных деталей проточной части секционных центробежных насосов с использованием данных модельных образцов / Н.В. Паламарчук, Т.Н. Паламарчук // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. - Донецк: ДОНИЖТ, 2022. -№ 67. - С. 50-63. - ISSN: 1993-5579.
25. Паламарчук. Н.В. Повышение экономичности консольных насосов водяной системы охлаждения тепловозных дизелей (тезисы докладов конференции) / Н.В. Паламарчук, Н.А. Чехлатый // Материалы XIX Международной научно-практической конференции «Актуальные проблемы развития транспортно-промышленного комплекса: инфраструктурный, управленческий и образовательный аспекты» 24-25 ноября 2022 г. ДОНИЖТ, - Донецк: ДОНИЖТ, - 2022. - С. 75-76.
26. Князева, Е.Г. К вопросу о повышении напора многоступенчатого напора при уменьшении радиальных габаритов проточной части / Е.Г. Князева // Территория Нефтегаз. - 2011. - №9. -URL : https ://cyberleninka.ru/article/n/kvopr osu-o-povyshenii-
naporamnogostupenchatogo-nasosa-pri-umensheniiradialnyhgabaritov-protochnoy-chasti (дата обращения: 17.08.2024).
27. Ратушный, А.В. Повышение напорности ступени центробежного насоса путём усовершенствования лопастной решетки рабочего колеса / Диссертация на соискание научной степени кандидата технических наук // Специальность 05.05.17 - Сумы, 2015. -154 с.
Academy of Sciences, vol. 12, - №1(2). -
2010. - Pp. 307-309. - ISSN: 1990-5378.
24. Palamarchuk, N.V. Calculation and correction of the geometry of replaceable parts of the flow section of sectional centrifugal pumps using these model samples / N.V. Palamarchuk, T.N. Palamarchuk // Collection of scientific papers of the Donetsk Institute of Railway Transport. - Donetsk: DRTI, 2022. - No. 67. - pp. 50-63. - ISSN: 19935579.
25.Palamarchuk. N.V. Improving the efficiency of cantilever pumps of the water cooling system of diesel locomotives (abstracts of conference reports) / N.V. Palamarchuk, N.A. Chehlaty // Proceedings of the XIX International scientific and practical conference "Actual problems of the development of the transport and industrial complex: infrastructural, managerial and educational aspects" November 24-25 2022 DRTI, - Donetsk: DRTI, 2022 - pp. 75-76.
26.Knyazeva, E.G. On the issue of increasing the pressure of a multistage head with a decrease in the radial dimensions of the flow part / E.G. Knyazeva // Territory of Neftegaz. -
2011. - No.9. -URL: https://cyberleninka.ru/article/n/kvo prosu-o-povyshenii-naporamnogostupenchatogo-nasosa-pri-umensheniiradialnyhgabaritov-protochnoy-chasti (date of access: 08.17.2024).
27.Ratushny, A.V. Increasing the pressure of the centrifugal pump stage by improving the impeller blade grating / Dissertation for the degree of candidate of technical Sciences // Specialty 05.05.17 -Sumy, 2015 - 154 p.
28. Волков, А.В. Повышение энергоэффективности тихоходных малорасходных насосов за счет уменьшения утечек через щелевые уплотнения / А.В. Волков, А.Г. Парыгин,
A.В. Вихлянцев // Сб. научных трудов Х МНТК «Гидравлические машины, гидропневмоприводы, гидропневмоавтоматика. - 2018. - С. 5565. - DOI: 10.18720/SPBPU/2/id17-22.
29. Марцинковский В.А. Насосы атомных электростанций /
B.А. Марцинковский, П.Н. Ворона -Москва: Энергоатомиздат, 1987. - 256 с.
30. Патент № 16136975 Российская Федерация. МПК F 29/08. Уплотнение вращающихся частей насоса / Н.В. Паламарчук, Э.И. Антонов [и др.]. -Опубл. 13.01.1990, Бюл. № 46.
31. Паламарчук, Н.В. Резервы повышения экономичности и надежности центробежных секционных насосов с осевым уравновешиванием ротора/ Н.В. Паламарчук, А.П. Соломин, Н.С. Крутоус // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. - 2024. - № 69. - С. 94-104. -ISSN: 1993-5579.
32. Патент № 1383003 Российская Федерация. МПК F 29/04. Центробежный насос / Н.В. Паламарчук, Ю.В. Тимохин.
- Опубл. 23.11.86, Бюл. № 43.
33. Патент № 1272005 Российская Федерация. МПК F 29/04. Центробежный насос / Н.В. Паламарчук, Ю.В. Тимохин.
- Опубл. 13.01.1988, Бюл. № 11.34.
34. Зимницкий, В.А. Лопастные насосы: Справочник / В.А. Зимницкий, В.А. Умова - Л.: Машиностроение, -1986. - 334 с.
35. Балабин, В.Н. Перспективный привод водяных насосов / В.Н. Балабин, Г.И. Некрасов // Локомотив. - № 3 -2017. - С. 45-46. - ISSN: 0869-8147.
28.Volkov, A.V. Improving the energy efficiency of low-speed low-flow pumps by reducing leaks through slot seals / A.V. Volkov, A.G. Parygin, A.V. Vikhlyantsev // Collection of scientific papers of the ISTC "Hydraulic machines, hydropneumatic drives, hydropneumatic automation. - 2018. - pp. 55-65. -DOI: 10.18720/SPBPU/2/id17-22.
29.Marcinkovsky V.A. Pumps of nuclear power plants / V.A. Marcinkovsky, P.N. Vorona -Moscow: Energoatomizdat, 1987. - 256 p
30.Patent No. 16136975 Russian Federation. IPC F 29/08. compaction of rotating parts of the pump / N.V. Palamarchuk, E.I. Antonov [et al.]. -Published. 13.01.1990, Byul. № 46.
31. Palamarchuk, N.V. Reserves for improving the efficiency and reliability of centrifugal sectional pumps with axial rotor balancing/ N.V. Palamarchuk, A.P. Solomin, N.S. Krutous // Collection of scientific papers of the Donetsk Institute of Railway Transport. - 2024. - No. 69. -pp. 94-104. - ISSN: 1993-5579
32. Patent No. 1383003 Russian Federation. MPC F 29/04. Centrifugal pump / N.V. Palamarchuk, Yu.V. Timokhin. - Publ. 11/23/86, Bul. No.43.
33. Patent. No. 1272005 Russian Federation. MPC F 29/04. Centrifugal pump / N.V. Palamarchuk, Yu.V. Timokhin. - Publ. 13.01.1988, Bul. No. 11.34.
34.Zimnitsky, V.A. Paddle pumps: Handbook / V.A. Zimnitsky, V.A. Umova - L.: Mechanical engineering, - 1986. -334 p.
35.Balabin, V.N. Perspective drive of water pumps / V.N. Balabin, G.I. Nekrasov // Locomotive. - No. 3. -2017. - pp. 45-46. - ISSN: 0869-8147.
36. Некрасов, Г.И. Повышение эффективности системы охлаждения тепловозного дизеля с использованием индивидуального привода водяных насосов: дис. канд. техн. наук: специальность 05.22.07 / Г.И. Некрасов // ФГАОУ ВО «Российский университет транспорта (МИИТ). - Москва, 2019 -158 с.
37. Ломакин, А.А. Центробежные и осевые насосы / А.А. Ломакин. - Л.: Машиностроение, 1966. - 364 с.
38. Панаиотти, С.С. Автоматизированное проектирование одноступенчатого центробежного насоса / С.С. Панаиотти, А.И. Савельев. Учебное пособие. - МГТУ им. Н.Э. Баумана, Калужский филиал. - Калуга., 2012. -46 с.
39. Лунаци, Э.Д. О наивысшем уровне КПД и кавитационных качеств общепромышленных центробежных насосов основных конструктивных типов / Гидромашиностроение. Настоящее и будущее: Тез. докл. международной науч.-техн. конф., октябрь 2004 г. -Москва: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. - 43 с.
Аннотации:
Потенциальные резервы снижения энергетических потерь в водяных насосах можно оценивать от 12 до 14%. Показано, что экономичность насосов с увеличением коэффициента быстроходности п.^ заметно возрастает. Основное направление
совершенствования насосной техники для систем охлаждения дизелей должно состоять не столько в снижении гидравлических потерь в элементах проточной части, сколько в уменьшении объёмных потерь в уплотнительных узлах и устройствах гидравлической разгрузки ротора. Этого можно достигнуть путем уменьшения до минимальных значений величины зазора в уплотнениях (плавающие и сотовые уплотнения) и применения направляющих устройств (отсекателей), изменяющих турбулентное
36.Nekrasov, G.I. Improving the efficiency of the diesel locomotive cooling system using an individual drive of water pumps: dis. candidate of Technical Sciences: specialty 05.22.07 / G.I. Nekrasov // FGAOU VO "Russian University of Transport (MIIT). Moscow, 2019 - 158 p.
37.Lomakin, A.A. Centrifugal and axial pumps / A.A. Lomakin. - L.: Mashinostroenie, 1966. - 364 p.
38.Panaiotti, S.S. Automated design of a single-stage centrifugal pump / S.S. Panaiotti, A.I. Saveliev. A study guide. - Bauman Moscow State Technical University, Kaluga branch. - Kaluga, 2012. - 46 p.
39.Lunatsi, E.D. On the highest level of efficiency and cavitation qualities of general industrial centrifugal pumps of the main structural types / Hydraulic engineering. The present and the future: The thesis of the International Scientific and Technical Conference. conf., October 2004 - Moscow: Publishing House of the Bauman Moscow State Technical University, 2004. - 43 p.
струйное течение утечек со встречного в спутное направление движения основного потока. Перспективными являются работы по увеличению напорности рабочего колеса и отводящего устройства при одновременном уменьшении габаритов и повышении экономичности насоса.
Ключевые слова: центробежный насос, объемные потери, уплотнения ротора, импеллерные лопатки, спиральный отвод, осевой подвод, напор, подача, мощность
Potential reserves for reducing energy losses in water pumps can be estimated from 12 to 14%. It is shown that the efficiency of pumps increases markedly with an increase in the ns speed coefficient. The main direction of improving pumping technology for diesel cooling systems
should consist not so much in reducing hydraulic losses in the elements of the flow part, as in reducing volume losses in sealing assemblies and devices for hydraulic unloading of the rotor. This can be achieved by reducing the gap in the seals (floating and honeycomb seals) to minimum values and using guide devices (cut-offs) that change the turbulent jet flow of leaks from the oncoming to the opposite
Сведения об авторах
Паламарчук Николай Владимирович
Федеральное государственное
бюджетное образовательно учреждение высшего образования «Донецкий институт железнодорожного
транспорта» (ДОНИЖТ), кафедра «Подвижной состав железных дорог»,
доктор технических наук, профессор e-mail: nasos @mail.ru Крутоус Никита Сергеевич
Федеральное государственное
бюджетное образовательное
учреждение высшего образования «Донецкий институт железнодорожного транспорта» (ДОНИЖТ), кафедра «Подвижной состав железных дорог», ассистент
e-mail: [email protected] Тимохина Валентина Юрьевна
Федеральное государственное
бюджетное образовательно учреждение высшего образования «Донецкий институт железнодорожного
транспорта» (ДОНИЖТ), кафедра «Высшая математика и физика»,
старший преподаватель e-mail: [email protected]
direction of movement of the main stream. Works on increasing the pressure of the impeller and the discharge device while reducing the dimensions and increasing the efficiency of the pump are promising.
Keywords: centrifugal pump, volume losses, rotor seals, impeller blades, spiral branch, axial supply, pressure, supply, power.
Information about the authors
Palamarchuk Nikolay Vladimirovich
Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education "Donetsk Institute of Railway Transport" (DRTI), Department of Railway Rolling Stock, Doctor of Technical Sciences, Professor e-mail: nasos @mail.ru
Krutous Nikita Sergeevich
Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education "Donetsk Institute of Railway Transport" (DRTI), Department of "Rolling stock of railways", assistant
e-mail: [email protected]
Timokhina Valentina Yurievna
Federal State Budgetary Educational
Institution of Higher Education "Donetsk
Institute of Railway Transport" (DRTI),
Department of Higher Mathematics and
Physics,
senior lecturer
e-mail: [email protected]
