Методика проектирования и оптимизации сменных направляющих аппаратов магистральных нефтяных насосов тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Оболонская Елена Михайловна

• Оболонская Елена Михайловна
• кандидат наук
• 2026

Оглавление диссертации кандидат наук Оболонская Елена Михайловна

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЙ ИНФОРМАЦИИ

1.1 Особенности проектирования магистральных насосов

1.2 Методы расчета лопаточного отводящего устройства насоса

1.3 Численные методы исследования гидродинамики проточной части центробежных насосов

1.4 Программы автоматизированного проектирования

1.5 Обзор методов оптимизации проточной части насоса

1.6 Выводы по главе

ГЛАВА 2. РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ОПТИМИЗАЦИИ ЛОПАТОЧНОГО НАПРАВЛЯЮЩЕГО

АППАРАТА

2.1 Верификация и валидация ОБВ-методов моделирования течения жидкости в магистральном насосе

2.1.1 Исследование сеточной сходимости при моделировании течения в рабочем колесе

2.1.2 Влияние нестационарных эффектов в зоне интерфейса ротор-статор на интегральные характеристики насоса

2.1.2.1 Методика планирования вычислительных экспериментов, основанная на анализе влияния углового шага дискретизации на точность определения КПД

2.1.2.2 Определение положения рабочего колеса относительно отвода

2.1.3 Исследование сеточной сходимости для полной проточной части насоса

2.1.4 Сравнительный анализ влияния моделей турбулентности

на результаты расчета

2.2 Методика параметрического моделирования лопаточного направляющего аппарата и двухзаходного спирального отвода

2.2.1 Формализация геометрии отвода в параметрической модели

2.2.2 Метод параметрического моделирования лопаточного отвода магистрального насоса

2.2.3 Виртуальная модель проточной части магистрального насоса

2.2.4 Подготовка геометрии импортированного рабочего колеса для сеточного моделирования

2.3 Методика оптимизации направляющего аппарата сменного ротора магистрального насоса

2.4 Выводы по главе

ГЛАВА 3. ПРИМЕНЕНИЕ РАЗРАБОТАННОЙ МЕТОДИКИ И

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ПРОВЕРКА РЕЗУЛЬТАТОВ

3.1. Оптимизация направляющего аппарата сменного ротора

насоса МНН7000

3.2 Описание стенда

3.3 Результаты оптимизации сменных направляющих аппаратов

3.4 Аналитическая зависимость для коэффициента скорости

на входе ЛНА

3.5 Верификация предложенной зависимости

3.6 Выводы по главе

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Методика проектирования и оптимизации сменных направляющих аппаратов магистральных нефтяных насосов»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность исследования обусловлена задачами,

сформулированными в Федеральном законе № 261-ФЗ «Об энергосбережении и о повышении энергетической эффективности» [1], в рамках которого ключевым направлением является рационализация потребления энергоресурсов. Особое значение в данном контексте приобретает повышение энергоэффективности насосных агрегатов, являющихся крупными потребителями электроэнергии в масштабах страны. Так, согласно данным [2], магистральные и подпорные насосы ежегодно потребляют около 14,18 млрд кВтч, что в денежном выражении эквивалентно почти 56,7 млрд рублей и составляет 89% от общего энергопотребления ПАО «Транснефть». Эти цифры наглядно демонстрируют значительный потенциал энергосбережения в данной области.

Одним из мероприятий Программы энергосбережения ПАО «Транснефть», ведущим к решению задачи энергосбережения, является оптимизация процесса перекачки нефти, в том числе и за счет повышения КПД насосов [3].

Особенности функционирования магистральных нефтепроводов, связанные с поэтапным вводом мощностей, предъявляют специфические требования к насосным агрегатам, а именно — возможность работы с переменной производительностью при сохранении номинального напора. Техническим решением является использование сменных рабочих колес (роторов) на 0,5; 0,7 и 1,25 номинального расхода в сочетании со сменными направляющими аппаратами (НА). Необходимость использования сменных НА обусловлена тем, что установка в базовый корпус насоса рабочего колеса, оптимизированного для режима частичной нагрузки, приводит к возникновению дополнительных гидродинамических потерь. Эти потери

являются следствием нерасчетного обтекания жидкостью элементов проточной части и их неоптимального взаимодействия. Таким образом, для достижения максимальной энергоэффективности насосного агрегата на каждом из эксплуатационных режимов требуется установка сменного направляющего аппарата, геометрия которого адаптирована под конкретные параметры потока [4, 5].

Следовательно, разработка комплексной методики проектирования сменных направляющих аппаратов, интегрирующей методы гидродинамического моделирования и оптимизационные алгоритмы, представляет собой актуальную научно-практическую задачу. Реализация такой методики позволит существенно сократить сроки и повысить эффективность работ по созданию и модернизации проточных частей магистральных насосов для улучшения их энергетических характеристик. Перспективным направлением исследований в данной области является внедрение методов параметризации геометрической формы проточной части в методы расчета трехмерного течения жидкости.

Объект исследования - проточная часть магистральных центробежных насосов, в частности, сменные лопаточные направляющие аппараты.

Предмет исследования — гидродинамические процессы в проточной части насоса и методы оптимизации его геометрии для достижения максимального энергетического КПД.

Целью диссертационной работы является повышение энергетической эффективности магистральных нефтяных насосов за счет разработки методики проектирования и оптимизации сменных лопаточных направляющих аппаратов на основе комплексного применения параметрического моделирования, методов вычислительной гидродинамики (CFD) и математической оптимизации. Для достижения указанной цели поставлены следующие задачи:

1. Анализ влияния углового шага дискретизации на точность определения КПД насоса и разработка на его основе методики планирования

вычислительных экспериментов, позволяющей оптимизировать вычислительные затраты при сохранении требуемой точности моделирования.

2. Разработка методики трехмерного параметрического моделирования лопаточного направляющего аппарата и двухзаходного спирального отвода.

3. Верификация и валидация численного моделирования течения жидкости в проточной части магистрального насоса.

4. Формулировка задачи оптимизации геометрических параметров проточной части магистрального насоса с лопаточным направляющим аппаратом.

5. Экспериментальная проверка адекватности разработанной методики.

6. Разработка практических рекомендаций по выбору геометрических параметров лопаточного направляющего аппарата для повышения энергетической эффективности магистральных насосов.

Методы исследования. Для решения поставленных задач в работе применяется комплексный подход, интегрирующий методы параметризации трехмерной геометрии, вычислительной гидродинамики (СЕБ), математической оптимизации, с последующим подтверждением адекватности разработанной методики путем экспериментальной верификации.

Методические основы диссертационной работы базируются на:

- фундаментальных положениях теории центробежных машин;

- современных подходах к моделированию турбулентных течений жидкости;

- технологии автоматизированного проектирования;

- математических методах решения оптимизационных задач.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Получена аналитическая зависимость оптимального коэффициента скорости на входе лопаточного направляющего аппарата от коэффициента быстроходности насоса в диапазоне иб =130.. .185.

2. Разработана и теоретически обоснована методика планирования вычислительных экспериментов, основанная на анализе влияния углового шага дискретизации на точность определения КПД.

3. Разработана методика трехмерного параметрического моделирования двухзаходного отвода и лопаточного направляющего аппарата магистрального насоса, обеспечивающая интеграцию процессов геометрического моделирования и гидродинамического анализа.

4. Разработана и апробирована методика оптимизации проточной части магистрального насоса, получены оптимальные диапазоны изменения геометрических параметров лопаточных направляющих аппаратов магистрального насоса, обеспечивающие достижение максимального КПД агрегата.

Теоретическая и практическая значимость. Теоретическая значимость работы выражается в развитии и дополнении существующих теоретических представлений по современным методам проектирования магистральных насосов.

Практическая ценность работы подтверждена ее применением в процессе разработки и оптимизации проточных частей магистральных насосов. Внедрение полученных результатов позволяет создавать агрегаты с повышенными энергетическими характеристиками при одновременном сокращении сроков проектирования.

Реализация результатов. Предложенная методика применялась при проектировании сменных лопаточных направляющих аппаратов насосов типа МНН на предприятии АО «Турбонасос» (г. Воронеж).

На защиту выносятся следующие научные положения и результаты:

- аналитическая зависимость для расчета оптимального коэффициента скорости на входе в сменный лопаточный аппарат магистрального насоса, минимизирующая гидравлические потери;

- методика планирования вычислительных экспериментов, основанная на анализе влияния углового шага дискретизации на точность определения КПД. Методика позволяет оптимизировать вычислительные затраты при сохранении требуемой точности и формирует основу для достоверного определения характеристик центробежных насосов методами стационарного моделирования;

- методика параметрического моделирования трехмерной геометрии двухзаходных отводов и лопаточных направляющих аппаратов, обеспечивающая автоматизацию их проектирования;

- методика оптимизации проточной части, адаптированная для сменных лопаточных направляющих аппаратов магистральных нефтяных насосов и направленная на достижение максимального гидравлического КПД.

Личный вклад автора заключается в непосредственном выполнении численного моделирования, в разработке, алгоритмизации и успешной практической реализации комплексной методики параметрического моделирования, верифицированного CFD-анализа и симплексной оптимизации сменных направляющих аппаратов для ряда магистральных нефтяных насосов, что позволило получить новые геометрические конфигурации, повышающие их гидравлический КПД, и вывести обоснованную эмпирическую зависимость для проектирования.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертации были представлены и получили положительную оценку в ходе следующих научных мероприятий:

- VII Международная научно-техническая конференция СИНТ13;

- VIII Международная научно-техническая конференция СИНТ15;

- IX Международная научно-техническая конференция СИНТ17;

- X Международная научно-техническая конференция СИНТ19;

- XI Международная научно-техническая конференция СИНТ21;

- Научно-практический семинар «Методы расчета и проектирования центробежных насосов - 2022» (МГТУ им. Н.Э. Баумана).

Публикации. Основные результаты научно-квалификационной работы опубликованы в 1 0 печатных работах, в том числе в 7 журналах, рекомендованных ВАК и в 1 патенте на изобретение.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, трех глав, заключения, списка литературы и приложения. Общий объем — 133 страницы, включая 68 рисунков и 21 таблицу. Список литературы содержит 92 наименования.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЙ ИНФОРМАЦИИ

1.1 Особенности проектирования магистральных насосов

Центробежные насосы составляют основной вид нагнетательного оборудования при перекачке нефти по магистральным трубопроводам.

Общие технические условия на магистральные насосы определяются ГОСТ 12124-87 [6]. В нем определены типы и основные параметры этих насосов.

В Таблице 1 приведены основные параметры насосов на номинальных режимах [6].

Таблица 1.

Параметры базовых роторов насосов типа НМ

Обозначение типоразмера Подача, Q м3/ч Напор, H м КПД, % Не менее Частота вращения, об/мин

НМ 1250-260 1250 260 81 3000

НМ 2500-230 2500 230 86

НМ 3600-230 3600 230 87

НМ 7000-210 7000 210 89

НМ 10000-210 10000 210 89

Как видно из таблицы, в настоящее время достигнуты достаточно высокие значения КПД магистральных насосов для номинальных режимов.

Одной из особенностей проектирования и эксплуатации магистральных нефтепроводов является их поэтапный запуск, что формирует необходимость

в использовании насосов, способных функционировать в режиме постоянного напора при изменяемой подаче. В качестве основного технического решения, обеспечивающего рентабельность работы насосной станции в таких условиях, применяется оснащение агрегатов набором сменных рабочих колес, геометрия которых оптимизирована для значений подачи, составляющих 0,5, 0,7 и 1,25 от номинала [6].

В Таблице 2 приведены параметры сменных роторов в соответствии с [6]. Напор, КПД указаны для воды с кинематической вязкостью 0,01 •Ю-4 м2/с.

Таблица 2.

Параметры сменных роторов насосов типа НМ

Обозначение типоразмера Подача насосов со сменными роторами Напор, H м КПД, % Не менее Частота вращения, об/мин

%, от Qном м3/ч

1 2 3 4 5 6

НМ 1250-260 70 900 255 79 3000

125 1565 260 78

НМ 2500-230 50 1250 220 81

70 1800 225 83

125 3150 220 83

НМ 3600-230 50 1800 220 81

70 2500 225 84

125 4500 220 83

НМ 7000-210 50 3500 200 81

70 5000 210 85

125 8750 210 85

Таблица 2 (продолжение)

1 2 3 4 5 6

НМ 10000-210 50 5000 205 80 3000

70 7000 210 84

125 12500 210 87

Как видно, КПД насосов со сменными роторами ниже, а для подачи 0^ном насосов НМ10000-210 и НМ7000-210 значительно ниже, чем КПД насосов с базовыми роторами.

Рассмотрим, как меняется значение гидравлических потерь в насосе в зависимости от изменения подачи насоса (Рисунок 1.1). Геометрия отводящего устройства наравне с геометрией рабочего колеса выступает ключевым фактором, определяющим эксплуатационные характеристики и КПД насосного агрегата [7, 8].

\ 1 I

50 то /50 */о

Рисунок 1.1. Гидравлические потери в рабочем колесе и отводе

Здесь № - гидравлическая мощность насоса,

^тв - мощность гидравлических потерь в колесе и отводе, №н - мощность гидравлических потерь в насосе.

В качестве способа расширения эксплуатационного диапазона центробежного насоса в литературе [9-13] рассматривается применение сменных элементов проточной части - рабочих колес и направляющих аппаратов. Как показывают исследования [9], проектирование сменного направляющего аппарата для работы в области недогрузочных режимов, обеспечивающее лучшую гидродинамическую согласованность с рабочим колесом по сравнению со спиральным отводом, рассчитанным на номинальный режим, позволяет достичь более высоких значений КПД (Рисунок 1.2).

О 400 800 1200 1600 2000 2400 СИ"13'4 Рисунок 1.2. Повышение эффективности работы насоса типа Д

путем применения сменных НА [9].

С помощью численных исследований стало возможно более точно определить характер распределения гидравлических потерь в проточной части центробежного насоса [14].

Согласно данным [15], при коэффициенте быстроходности ш = 80...150 на долю гидравлических потерь с канальным НА может

приходиться от 50% до 80% от общего гидравлического сопротивления ступени. Для насосов низкой быстроходности этот показатель, как следует из работы [16], находится в диапазоне 50-60%. По результатам численного моделирования, выполненном специалистами ОАО «ВНИИАЭН» и ООО «УК «ГМС» для насоса НМ10000-380-2 [17], в комбинированном отводе (направляющий аппарат + спиральный отвод) наблюдается потеря напора величиной 35,7 м, что составляет существенную часть от теоретического напора ступени, равного 433,8 м.

Расчетное исследование, проводимое в АО «Турбонасос» при непосредственном участии автора, также выявляет значительную долю потерь в отводящем устройстве. Согласно полученным результатам, в лопаточных отводах насосов типа МНН с иб = 130.210 на их долю приходится до 50 % общих гидравлических потерь (см. Рисунок 1.3) [18].

Следовательно, оптимизация геометрии лопаточного отвода представляет собой перспективное направление для модернизации магистральных насосов, поскольку именно структура течения в данном элементе в значительной степени детерминирует итоговую энергоэффективность агрегата.

60

л ¡^

н

° 40

х

I 20

со

П5 0 ^

с!

111111

ос о

3600/230 4685/155 4500/190 4500/249 7500/249 Доля гидравлических потерь в РК

Доля гидравлических потерь в лопаточном отводе

Доля гидравлических потерь в подводе

7000/210

Рисунок 1.3. Структура гидравлических потерь в проточной части

насосов типа МНН [18]

1.2 Методы расчета лопаточного отводящего устройства насоса

На Рисунке 1.4 приведена схема отвода с лопаточным направляющим аппаратом (ЛНА).

направляющий аппарат; 4 - спиральный сборник, 5 - конический диффузор Рисунок 1.4. Спиральный отвод с ЛНА

ЛНА выполняется в виде круговой решетки с диаметром входа Б4 и выхода Б5. В работе [19] при профилировании ЛНА рекомендуются следующие соотношения для геометрических параметров.

Угол потока при входе в ЛНА (а4 ) зависит от соотношения между шириной колеса Ь2 и шириной лопаточного направляющего аппарата Ь3. Аппроксимация опытных данных С.П. Лившица позволяет записать, что [19]:

^(а4 ) = • (1,5 - 0,5 • £2) гд{а! ), (1.1)

где а2 - угол потока на выходе рабочего колеса.

Профиль лопатки выбирается так, чтобы угол установки лопатки на выходе направляющего аппарата (а5л) был больше угла установки лопатки на входе (а4л), где

а4л= а4 + /, (1.2)

где I = 0...20 - угол атаки.

Межлопаточный канал при этом получается расширяющийся.

Распределение параметров потока за рабочим колесом определяется безразмерным параметром Ь3/Ь2. Согласно данным работы [19], при значениях данного параметра, приближающихся к единице, картина течения в межлопаточном канале направляющего аппарата для номинальных режимов работы характеризуется более равномерным характером.

Ширина направляющего аппарата на входе определяется, м:

Ь3 = (1,1 ...1,2)Ь2, (1.3)

где Ь 2 - ширина рабочего колеса на выходе, м.

Увеличение Ь3 ведет к росту потерь из-за внезапного расширения потока после выхода из колеса.

Увеличение радиальной протяженности безлопаточного диффузора способствует выравниванию параметров потока при входе в ЛНА. Это уменьшает пульсации жидкости и вибрации насоса. Обычно выходной диаметр безлопаточного диффузора определяется по уравнению [20], м:

£4 = £2 (1 +—), (1.4)

V 1000/' 4 '

где пб - коэффициент быстроходности;

Б 2 - наружный диаметр колеса, м.

В работе [20] даны рекомендации по определению геометрических размеров направляющего аппарата многоступенчатого насоса.

Ширину направляющего аппарата на входе рекомендуется выбирать по формуле, м:

Ь3 = Ь2 + (0,04 ...0,05) • £2. (1.5)

Площадь входа лопаточного отвода рекомендуется определять по средней скорости в этом сечении [20], м/с:

73 = £3 • ^^Я, (1.6)

где Н - напор насоса, м;

^3 - коэффициент скорости на входе лопаточного отвода, определяется по формуле :

=1,8/у™ (17)

Математическое моделирование потерь энергии в ЛНА базируется на подходе, изложенным в [19]. Суммарные потери в лопаточном отводящем устройстве определяются по формуле, м:

¿отв = ¿на + ¿д + ¿с + ¿кд, (1.8)

где ¿на - потери на начальном участке от выхода из колеса до сечения горла лопаточного НА л.г - л.г, м;

¿д - потери на участке от сечения л.г - л.г до выхода из ЛНА, м; ¿с - потери в спиральном сборнике, м; ¿кд - потери в диффузоре, м.

Потери на начальном участке определяются по формуле:

С2 ?/2

¿на = {на • --—. (1.9)

где {на - коэффициент потерь в направляющем аппарате, можно принять {на = 0,1;

С2У - окружная составляющая скорости на выходе рабочего колеса, м/с; д - ускорение свободного падения, м/с2. Потери ¿д определяются по формуле, м:

Сл г 2

М = (110)

где Сл. г. - скорость потока в горле НА, м/с; { д - коэффициент потерь диффузорного участка:

{д = 1,15 • ^(ад) • ^(/5//л.г.)-1, (1.11)

ад - эквивалентный угол раскрытия диффузора:

ад = 2 • агс£$--^-, (112)

/5 - площадь выходного сечения диффузорного участка, м2:

f5 = п • £5 • Ь4 • ^п(а5л)/(^5 • гд), (1.13)

где ^5 - коэффициент сужения лопатками на выходе НА; {л. г. - площадь горла диффузорного участка, м2; гд - количество лопаток ЛНА.

Потери энергии в спиральном сборнике определяются соотношением, м:

С5Л2

= (1.14)

В соответствии с [19] коэффициент потерь ^с определяется как:

{с = 1,1 + 1,45 (^)2 - 2,4^^(а5л), (1.14)

где а5л- угол лопаток на выходе НА; Сг - скорость в горле отвода, м/с; С5л - скорость на выходе НА, м/с.

Потери в коническом диффузоре (£кд) определяются по формуле, м:

Сг2

¿кд = {кд — (1.16)

2 9

где {кд - коэффициент потерь в коническом диффузоре:

{кд = 1,15 • ^(аэ) • (1.17)

где аэ - эквивалентный угол раскрытия диффузора:

Овых-^э.г. /1 1 ол

аэ = 2 • агс£,д-, (118)

2'^кд

где £вы1х - диаметр диффузора на выходе, м; йэ. г. - эквивалентный диаметр горла, м:

¿э.г. = (1.19)

/д — длина диффузора, м.

Приведенные зависимости справедливы для номинального режима работы при соблюдении следующих условий: оптимальный радиальный зазор между рабочим колесом и направляющим аппаратом, равенство ширины аппарата ширине колеса на выходе (Ь2 = Ь3), а также нулевой угол атаки.

Влияние Ь3 на КПД оценивается по формуле:

Отличие угла атаки от нулевого ведет к появлению дополнительных потерь на ударное обтекание лопаток, м:

где ^ - коэффициент смягчения удара. Рекомендаций по выбору его нет, будем принимать = 1.

Данные зависимости по определению потерь в направляющем аппарате носят приближенный характер, определены для расчетного режима работы и не учитывает изменение структуры течения при изменении режима работы. Поэтому в последнее время для более точного определения потерь в проточной части НА и его оптимизации активно используются методы гидродинамического моделирования [21 - 28]. Например, в работах [29, 30] СПбГПУ представлены результаты исследования потерь в трубчатых направляющих аппаратах центробежных насосов. Даны рекомендации по выбору количества каналов НА. В работах [31, 32] рассмотрено применения СББ методов для определения геометрических параметров спиральных отводов и направляющих аппаратов. В работе [33] рассмотрено применение программного комплекса ANSYS CFX для исследования влияния формы отводящего устройства на энергетические характеристики с насоса с иб=149 с кольцевым и спиральным отводящими устройствами. В результате было получено, что конструкции имеют близкие значения. В работах [33 - 35] с помощью ANSYS СБХ исследовано влияние формы отвода на величину радиальной силы.

(1.20)

(1.21)

Таким образом, для определения геометрических параметров лопаточного направляющего аппарата, которые обеспечивают минимальные гидравлические потери, на данный момент перспективным является следующий подход: применение классических методик [19, 20] для получения основных размеров для формирования начального приближения с дальнейшей оптимизацией с помощью методов гидродинамического моделирования течения жидкости.

1.3 Численные методы исследования гидродинамики проточной части центробежных насосов

Интенсивное развитие вычислительной техники способствовало становлению численного моделирования в качестве одного из ключевых методов исследования гидродинамики насосов. Ведущие производители насосного оборудования активно интегрируют технологии компьютерного моделирования (CFD) в процесс проектирования, что позволяет существенно сократить его сроки и повысить эксплуатационные характеристики выпускаемых изделий.

Ярким примером эффективности данного подхода является опыт швейцарской компании CP Pumpen. При модернизации семейства насосов для химической промышленности была применена комплексная CFD-оптимизация проточной части с использованием пакета ANSYS CFX. В результате проведенной гидродинамической доводки геометрии компонентов удалось достичь значительного роста гидравлического КПД агрегатов. По заявлению президента компании Urs Wursch, даже замена лишь двух крупногабаритных насосов на установке первичной переработки нефти позволила полностью окупить инвестиции в интеграцию CFD-технологий в конструкторский цикл [36].

Компания Grundfos, которая является ведущим производителем центробежных насосов, так же использует ANSYS CFX для создания

гидравлически эффективных конструкций. Благодаря внедрению численного моделирования, продолжительность цикла разработки новой конструкции насосов была сокращена на 30 % [37].

Компании НИИ «Сигма» и Flowseгve также активно используют численное моделирование для проектирования и оптимизации насосов высокой производительности [38].

Следует отметить, что промышленные CFD-пакеты представляют собой сложные программные комплексы. Широкий набор моделей и настроек предоставляет исследователю значительную свободу в выборе инструментов для адаптации методики расчета к конкретным инженерным задачам [39].

Вместе с тем, результаты любого численного моделирования сопряжены с потенциальными источниками погрешностей, которые могут оказывать существенное влияние на итоговую точность (Рисунок 1.5) [40, 41].

Погрешности моделирования

• использование

упрощений геометрии

• ошибки моделей турбулентности

• эффекты шероховатости • граничные условия

• моделирование взаимодействия

ротор/статор

Численные ошибки

• чувствительность к размеру сетки

• ошибки сходимости

(невязки)

• ошибки округления

Ошибки пользователя

• халатность

• отсутствие знаний

о физических явлениях в насосе

• отсутствие знаний

о программе

Рисунок 1.5. Классификация источников неопределенности в

CFD-моделировании

Ключевым элементом обеспечения достоверности расчетов является верификация и валидация численных результатов на основе сопоставления с экспериментальными данными.

Активные исследования в этой области ведутся на кафедре гидромашиностроения энергомашиностроительного факультета СПбГПУ, где проводится численное моделирование проточных частей насосов в среде ANSYS CFX с последующей верификацией. В частности, в работах [42, 43] проанализировано влияние выбора модели турбулентности на расчетные характеристики насоса. Анализ показал, что в зоне оптимальных и повышенных расходов модель турбулентности не оказывает существенного влияния на значения напора и КПД. В связи с этим для экономии вычислительных ресурсов в данном режиме целесообразно применять стандартную к-е модель. В то же время, в области частичных нагрузок (0,5-0,7) Q_опт наблюдается заметное расхождение в расчетных значениях напора и КПД как рабочего колеса, так и ступени в целом, в зависимости от используемой модели турбулентности.

Значительный вклад в развитие методов CFD-моделирования проточных частей насосов вносит Самарский государственный аэрокосмический университет. В рамках исследования [44] была проведена комплексная оценка влияния различных факторов на точность расчета, включая выбор граничных условий, протяженность входных и выходных участков, дискретизацию расчетной области и выбор модели турбулентности. По результатам работы были определены оптимальные комбинации параметров моделирования: для мелкоразмерных сеток с первым пристеночным элементом 1 мкм рекомендована модель турбулентности к-omega, тогда как для более грубых сеток показала свою адекватность модель к-ерБЙоп. Сходимость итерационного процесса контролировалась по стабилизации интегральных параметров насоса. Для наиболее точной конфигурации модели колебания значения КПД в процессе расчета не превышали 1%. Окончательная валидация методики выполнена путем

сопоставления рассчитанных характеристик с данными натурного эксперимента.

В исследовании [45] выполнено сравнение расчетных данных, полученных с помощью разных моделей турбулентности, с экспериментальными результатами для насоса типа Д с двухзавитковой спиралью (см. Рисунок 1.6). Моделирование проводилось на расчетной сетке, содержащей 1,5 миллиона узлов. Сравнение показало, что все рассматриваемые полуэмпирические модели, за исключением модели Spalart -AПmaras ^А), демонстрируют удовлетворительное соответствие экспериментальным данным и пригодны для использования в задачах оптимизации.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Оболонская Елена Михайловна, 2026 год

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Федеральный закон Российской Федерации от 23 ноября 2009 г. N 261-ФЗ (ред. от 31.07.2025) «Об энергосбережении и о повышении энергетической эффективности и о внесении изменений в отдельные законодательные акты Российской Федерации» URL: https://sutd.ru/upload/iblock/ea4/FZ-261.pdf7ysclid=mkcj5c5j1o344268561 (дата обращения: 13.01.2026).

2. Годовой отчет ПАО «Транснефть» за 2024 год URL:https://www.transneft.ru/upload/iblock/294/yrd0hxuizjbryh5rrf8w7w72aw11 ahvg/2025.06.27_GO_2024.pdf (дата обращения: 13.01.2026).

3. Ревель-Муроз П.А. Разработка методов повышения энергоэффективности нефтепроводного транспорта с внедрением комплекса энергосберегающих технологий: автореф. дис. ... канд. тех. наук. Уфа. 2018. 24 с.

4. Насос нефтяной магистральный с однозавитковым отводом и направляющим аппаратом: пат. 185455U1 РФ / П.А. Ревель-Муроз [и др.]. заявл. 14.06.2018; опубл. 05.12.2018 Бюлл. №34.

5. Волков А.В., Коробейник В.Ф. Повышение КПД сменных роторов насосов типа "НМ" за счет применения направляющих аппаратов // Насосы. Турбины. Системы. 2019. № 3 (32). С. 27-33.

6. ГОСТ 12124-87. Насосы центробежные нефтяные для магистральных трубопроводов. Типы и основные параметры. М., 1997. 7 с.

7. Михайлов А.К., Малюшенко В.В. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование. М.: «Машиностроение». 1977. 288 с.

8. Оболонская Е.М., Фофонов Ю.А. Численное исследование влияния скорости в горле спирального отвода центробежного насоса на его характеристики // Насосы. Турбины. Системы. 2025. № 1 (54). С. 82-88.

9. Shyam V. Saxena, Zoltan J. Szabo High power centrifugal pumps for oil pipelines and industrial plants with energy-saving modular technology // Труды VIII международной конференции «НАСОСЫ - 96». 1996. С. 24-45.

10. Овчинников Н.А., Сычкова А.А. Использование сменных элементов проточной части в лопастных насосах // Вооружение. Технология. Безопасность. Управление. Материалы IX Всероссийской научно-технической и научно-методической конференции. 2023. С. 137-143.

11. Вертикальный центробежный электронасосный агрегат со сменными проточными частями: пат. 195473 U1 РФ / В.И. Кушнарев, И.В. Кушнарев, Ю.С. Обозный. заявл. 17.08.2018; опубл. 29.01.2020 Бюлл. №4.

12. Шипулин О.Г. Методы модификации проточных частей нефтяных магистральных насосов // Молодой ученый Международный научный журнал. 2016. № 12 (116). С. 444-449.

13. Трошин Г.А., Петров А.И. Методы модификации проточной части нефтяных магистральных насосов типа НМ // Инженерный вестник. 2014. №11. С. 87-92.

14. Коротков К.А., Оболонская Е.М. Анализ структуры потерь энергии для тихоходного центробежного насоса // Гидравлические машины и системы транспортировки нефти и газа. Сборник научных трудов. 2023. № 12. С. 50-55.

15. Жарковский А.А., Щуцкий С.Ю. Расчет потерь в малоканальных отводах и прогнозирование напорной характеристики ступеней многоступенчатых центробежных насосов // Научно-технические ведомости СПбГПУ. 2010. № 1. С. 172-176.

16. Выбор типа отводящего устройства и оптимизация проточной части многоступенчатого центробежного насоса низкой быстроходности / А.С. Клюев [и др.] // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. Машиностроение. 2023. № 2 (145). С. 98-113. DOI: 10.18698/0236-3941-2023-2-98-113.

17. Результаты создания насоса НМ 10000-380-2: исследование течения в проточной части и определение его интегральных характеристик / А. Елин [и др.] // Насосы и оборудование. 2009. № 1. С. 32-34.

18. Валюхов С.Г., Оболонская Е.М., Шотер П.И. Совершенствование методики проектирования магистральных насосов с помощью численного моделирования трехмерного течения жидкости в его проточной части // Насосы. Турбины. Системы. 2018. №3 (28). С. 66-73.

19. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Энергетические параметры и характеристики высокооборотных лопастных насосов. М.: Машиностроение. 1989. 184 с.

20. Кузнецов А.В., Панайотти С.С., Савельев А.И. Автоматизированное проектирование многоступенчатого центробежного насоса: Учебное пособие. Калуга. 2013. 170 с.

21. Корчинский В. В. Разработка трубчатых направляющих аппаратов в отводах высокооборотных центробежных насосов с целью снижения виброактивности и увеличения ресурса работы: автореф. дис. ... канд. тех. наук. Москва. 2017. 28 с.

22. Карабанова В.В., Ваняшов А.Д., Юша В.Л. Некоторые особенности реализации расчетной модели высоконапорной центробежной компрессорной ступени с входным направляющим аппаратом // Омский научный вестник. Серия Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2019. Т. 3. № 2. С. 62-70.

23. Optimization of a radial guide device with a no-vane transfer channel / N. Isaev [et al.] // IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. 2019. volume 589. article 012009. D0I:10.1088/1757-899X/589/1/012009.

24. Ольштынский П. Л. К вопросу о проектировании направляющего аппарата многоступенчатого центробежного насоса с прерывистой переводной зоной // Гидравлика. 2016. № 1 (1). С.88-97.

25. Маренина Л.Н., Галеркин Ю.Б. Оптимизация обратных направляющих аппаратов высокорасходных центробежных компрессорных

ступеней CFD-методами // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2021. № 10 (739). С. 49-64.

26. Методика численного расчета конструкции направляющих в проточной части короткого диффузора воздушного теплообменного аппарата / Н.Ю. Филькин [и др.] // Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства. Материалы 10-й Международной научно-технической конференции. 2020. С. 100-101.

27. Аверьянов А.С., Петров А.И. Оптимизация задних лопаток направляющего аппарата в многоступенчатом центробежном насосе // Гидравлика. 2021. № 12. С. 86-98.

28. Шишкина А.С., Шишкин Г.Д., Ломакин В.О. Оптимизация проточной части центробежного насоса с лопаточным направляющим аппаратом из условия минимизации гидродинамических источников шума // Гидравлика. 2020. № 9. С. 57-68.

29. Косенок Н.В., Жарковский А.А., Донской А.С. Расчет потерь в трубчатых направляющих аппаратах центробежных насосов // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. 2012. том 14. №1(2). С.662-664.

30. Медведченков А.С., Жарковский А.А. Выбор оптимальных значений параметров трубчатого направляющего аппарата // Неделя науки СПбПУ. 2016. С. 30-34.

31. Горбатов Д.А., Жарковский А.А., Адрианов А.В. Влияние различных вариантов направляющего аппарата на гидравлические потери в элементах проточной части погружного электронасоса // Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика: материалы XXV Международной научно-технической конференции, посвященной 75-летию кафедры "Гидромеханики и гидравлических машин им. В.С. Квятковского" Национального исследовательского университета «МЭИ». 2021. С. 60-65.

32. Антонова Ю.А., Жарковский А.А. Влияние размеров спирального отвода на характеристики центробежного насоса // Неделя науки СПбПУ :

материалы науч. конф. с междунар. участием. Институт энергетики. 2020. С. 208-210.

33. Исследование влияния формы отводящего устройства на энергетические характеристики свободновихревого насоса типа Turo / Д. Г. Свобода [и др.] // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2024. № 3 (768). С. 56-65.

34. Валюхов С.Г., Фофонов Ю.А., Феропонтов М.П. Численное исследование влияния геометрии отвода центробежного насоса на величину радиальной силы // Насосы. Турбины. Системы. 2021. № 3 (40). С. 62-77.

35. Валюхов С.Г., Фофонов Ю.А. Сравнение спирального отвода с радиальным диффузором классического и комбинированного типа // Насосы. Турбины. Системы. 2022. № 4 (45). С. 57-66.

36. Folsche Т., Цофинген Оптимизация проточной части насоса с целью повышения его энергоэффективности // ANSYS Advantage. Русская редакция. 2012. № 18. С. 40-42.

37. Vernersen J., Pedersen N.E. Simulation-driven development increases pump efficiency and reduces product development time at one of the world's leading pump manufacturers // ANSYS Advantage. 2015. Vol. IX, Issue 3. P. 13-17.

38. Неверил Я., Седлар М. Применение численного моделирования при проектировании и оптимизации насосов и насосных систем // Насосы. Турбины. Системы. 2015. № 3 (16). С. 53-64.

39. Акимов С.В. Разработка методов математического моделирования и повышения энергоэфективности нефтяных магистральных насосов путем модернизации поверхности элементов проточной части: автореф. дис. ... канд. тех. наук. Санкт-Петербург. 2021. 17 с.

40. Валюхов С.Г., Оболонская Е.М., Житенев А.И. Верификация и валидация численного моделирования течения жидкости в проточной части магистрального насоса // Насосы. Турбины. Системы. 2019. № 3 (32). С. 79-88.

41. Гюлих Дж. Центробежные насосы. 4-е изд. Cham : Springer. 2020. 1156 с.

42. Свобода Д.Г., Жарковский А.А. Влияние модели турбулентности на расчетные интегральные параметры осевого насоса с быстроходностью ns=570 // Известия Самарского научного центра Российской академии наук. 2013. Т. 15. № 4(2). С. 575-578.

43. Пугачев П.В., Свобода Д.Г., Жарковский А.А. Расчет и проектирование лопастных гидромашин. Расчет вязкого течения в лопастных гидромашинах с использованием пакета ANSYS CFX: учеб. пособие. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та. 2016. 120 с.

44. Методика достоверного CFD-моделирования двухкаскадного шнекоцентробежного насоса / В. М. Зубанов [и др.] // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета. 2015. Т. 14, № 3. С. 316-326.

45. Отамирзаев Д.Р. Параметры расчетной сетки при моделировании в процессе оптимизации гидродинамики // Экономика и социум. 2021. № 12 (91). С. 386-389.

46. Fofonov Y.A. Evaluation of the efficiency of the pump PVN 1000-35 with various volutes // Антропоцентрические науки: инновационный взгляд на образование и развитие личности: материалы XIV Междунар. науч.-практ. конф. (Воронеж, 2021 г.). Воронеж. 2021. С. 335-339.

47. Numerical identification of blade exit angle effect on the performance for a multistage centrifugal pump impeller / O. Babayigit [et al.] // EPJ Web of Conferences. 2015. Vol. 92. Article 02054. DOI: 10.1051/epjconf/20159202054.

48. Chen Z., Nguyen V.T.T., Tran N.T. Optimum Design of the Volute Tongue Shape of a Low Specific Speed Centrifugal Pump // Journal of Electrical & Electronic Systems. 2017. Vol. 6, Issue 4. Article 1000234. DOI: 10.4172/23320796.1000234.

49. Pandya K., Patel C.M. A Critical Review On CFD Analysis Of Centrifugal Pump Impeller // International Journal of Advance Engineering and Research Development (IJAERD). 2014. Vol. 1, Issue 6. P. 16-25.

50. Численное исследование влияния формы лопасти рабочего колеса ЦН на пульсации давления / С. Г. Валюхов [и др.] // Насосы. Турбины. Системы. 2023. № 2 (47). С. 78-89.

51. Effects Of Computational Grids And Turbulence Models On Numerical Simulation Of Centrifugal Pump With CFD / H. L. Liu [et al.] // IOP Conference Series: Earth and Environmental Science. 2012. Vol. 15. Article 052008. DOI: 10.1088/1755-1315/15/5/052008.

52. Валюхов С.Г., Оболонская Е.М. Повышение напорности тихоходного центробежного насоса с помощью применения S-образного профиля лопасти рабочего колеса // Насосы. Турбины. Системы. 2024. № 2 (51). С. 99-105.

53. Optimization of a Centrifugal Boiler Circulating Pump's Casing Based on CFD and FEM Analyses / Z. Zuo [et al.] // Advances in Mechanical Engineering. 2014. Vol. 6. Article 797491. DOI: 10.1155/2014/797491.

54. Numerical and Experimental Study of Axial Force and Hydraulic Performance in a Deep-Well Centrifugal Pump with Different Impeller Rear Shroud Radius / L. Zhou [et al.] // Journal of Fluids Engineering. 2013. Vol. 135, Issue 10. Article 101101. DOI: 10.1115/1.4024778.

55. Оболонская Е.М., Поликарпов А.А., Фофонов Ю.А. Численное исследование влияния геометрических параметров импеллерного уплотнения на перепад давления // Насосы. Турбины. Системы. 2024. № 3 (52). С. 84-88.

56. Анализ возможности повышения напорности тихоходного насоса / С.Г. Валюхов [и др.] // Гидравлические машины и системы транспортировки нефти и газа: сб. науч. тр. Воронеж. 2024. С. 4-12.

57. Оболонская Е.М. К вопросу разработки ряда модельных меридиональных сечений рабочих колес ЦН // Насосы. Турбины. Системы. 2025. № 3 (56). С. 7-12.

58. Программа для генерации лопаточных отводов: свидетельство о гос. регистрации программы для ЭВМ 2022684706 РФ / А.А. Жарковский [и др.]; заявл. 05.12.2022; опубл. 16.12.2022 .

59. Стасеев А.А., Жарковский А.А. Разработка системы автоматизированного проектирования малоканальных отводов центробежных насосов // Гидравлика. 2022. № 17. С. 25-34.

60. Программа для генерации канальных отводов с непрерывной зоной перевода: свидетельство о гос. регистрации программы для ЭВМ 2021681328 РФ/ А.А. Жарковский [и др.]; заявл. 15.12.2021; опубл. 21.12.2021.

61. Программа для выбора основных параметров лопаточных отводов центробежных насосов: свидетельство о гос. регистрации программы для ЭВМ 2021681641 РФ / А.А. Жарковский [и др.]; заявл. 15.12.2021; опубл. 23.12.2021.

62. Галдин Д.Н., Печкуров С.В. Построение параметрической модели проточной части центробежного насоса для выполнения автоматизированного преобразования геометрии // Насосы. Турбины. Системы. 2019. № 3 (32). С. 89-96.

63. Галдин Д.Н., Кретинин А.В., Печкуров С.В. Оптимизация профиля пространственного рабочего колеса центробежного насоса с использованием параметризованной модели проточной части и искусственной нейронной сети // Насосы. Турбины. Системы. 2021. № 3 (40). С. 22-31.

64. Ломакин В.О. Оптимизация геометрических параметров отвода нефтяного магистрального насоса типа НМ: дис. ... канд. тех. наук . Москва. 2013. 172 с.

65. Фофонов Ю.А., Шоттер А.А. Обзор основных методов оптимизации течения жидкости в проточной части центробежного насоса // Гидравлические машины и системы транспортировки нефти и газа: сб. науч. тр. Воронеж. 2020. С. 78 - 87.

66. Поликарпов А.А., Галдин Д.Н., Кретинин А.В. Современные подходы к оптимизации центробежных насосов для нефтяной промышленности // Гидравлические машины и системы транспортировки нефти и газа: сб. науч. тр. Воронеж. 2019. С. 92-97.

67. Studying the Impact of Diffuser Return Guide Vanes on the Energy Performance of a Multistage Centrifugal Pump / J. Gorecki [et al.] // Applied Sciences. 2024. Vol. 14, Issue 11. Article 4486. DOI: 10.3390/app14114486.

68. Optimization of Guide Vane Geometry in a Pump-as-Turbine through an Orthogonal Test Approach / F. Shi [et al.] // Fluid Dynamics & Materials Processing. 2025. Vol. 21, Issue 5. P. 1221-1238.

69. Оболонская Е.М., Феропонтов М.П. Сравнение классического и симплексного методов экспериментального исследования многофакторных задач на примере оптимизации лопаточного направляющего аппарата центробежного насоса // Насосы. Турбины. Системы. 2017. № 3 (24). С.53-59.

70. Ломакин В.О. Разработка комплексного метода расчета проточных частей центробежных насосов с оптимизацией параметров : дис. ... д-ра тех. наук. Москва. 2018. 250 с.

71. Чабурко П.С. Разработка методики оптимизации проточных частей насосов с канальными отводящими устройствами: автореф. дис. ... канд. тех. наук. Москва. 2021. 20 с.

72. Оптимизация проточной части осевого насоса с использованием поверхности отклика / Д.Г. Свобода [и др.] // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2022. № 8 (749). С. 74-83.

73. Сравнительный анализ различных типов суррогатных моделей в модуле ANSYS DESIGNXPLORER при многокритериальной оптимизации центробежных насосов / Д. Н. Галдин [и др.] // Насосы. Турбины. Системы. 2018. № 3 (28). С. 82-89.

74. Использование аппроксимационных моделей для выполнения оптимизации профиля рабочего колеса центробежного насоса / С. Г. Валюхов [и др.] // Насосы. Турбины. Системы. 2020. № 2 (35). С. 58-65.

75. Оптимизация проточной части осевого насоса ОД-11 / Д.Г. Свобода [и др.] // Насосы. Турбины. Системы. 2022. № 3 (44). С. 72-82.

76. Валюхов С.Г., Оболонская Е.М., Боровикова М.М. Оптимизация двухзаходного отвода центробежного насоса с помощью программного комплекса Ansys // Насосы. Турбины. Системы. 2021. № 4 (41). С. 71-77.

77. Bellary S.A.I., Samad A. An alternative approach to surrogate averaging for a centrifugal impeller shape optimization // International Journal of Computer Aided Engineering and Technology. 2017. Vol. 9, Issue 1. P. 62-78.

78. Валюхов С.Г., Чекмилев И.А., Поликарпов А.А. Применение искусственных нейронных сетей для определения предполагаемого значения коэффициента полезного действия многоступенчатого центробежного насоса // Насосы. Турбины. Системы. 2025. № 1 (54). С. 23-30.

79. Валюхов С.Г., Поликарпов А.А. Оптимизация процесса течения жидкости в центробежном химическом насосе на нерасчетном и номинальном режимах с использованием средств вычислительной гидродинамики и искусственной нейронной сети // Насосы. Турбины. Системы. 2021. № 4 (41). С. 53-62.

80. Валюхов С.Г., Галдин Д.Н., Поликарпов А.А. Унификация рабочих колес центробежных химических насосов с использованием средств вычислительной гидродинамики и искусственной нейронной сети // Разработка, производство и эксплуатация турбо-, электронасосных агрегатов и систем на их основе : сб. материалов конф. 2021. С. 158-169.

81. Optimization of Centrifugal Pump Impeller Based on Neural Network and NSGA-II Algorithm / W. Chen [et al.] // Journal of Physics: Conference Series. 2024. Vol. 2707. Article 012015. DOI: 10.1088/1742-6596/2707/1/012015.

82. Artificial neural network for the performance improvement of a centrifugal pump / W. Wang [et al.] // IOP Conference Series: Earth and Environmental Science. 2019. Vol. 240. Article 032024. DOI: 10.1088/17551315/240/3/032024.

83. Multiparameter optimization for the nonlinear performance improvement of centrifugal pumps using a multilayer neural network / J. Pei [et al.]

// Journal of Mechanical Science and Technology. 2019. Vol. 33. P. 2681-2691. DOI: 10.1007/s12206-019-0516-6.

84. ANSYS User's Guide. Release 18.2. Canonsburg : ANSYS, Inc. 2017. 3028 p.

85. ГОСТ Р 57188-2016. Численное моделирование физических процессов. Термины и определения. М., 2016. 12 с.

86. ГОСТ Р 57700.14—2018. Численное моделирование физических процессов. Верификация получаемых сеточными методами численных решений задач механики сплошной среды. М., 2018. 12 с.

87. Расчетное исследование течения жидкости в центробежном насосе в среде ANSYS CFX / М.Н. Баулин [и др.] // Насосы. Турбины. Системы. 2016. № 2 (19). С. 75-79.

88. Жумахов И.М. Спиральные насосы. М.: Углетехиздат. 1949.

199 с.

89. Валюхов С.Г., Оболонская Е.М. Разработка математического аппарата для построения параметризованной 3-D модели двухзаходного спирального отвода // Насосы. Турбины. Системы. 2013. № 4 (9). С. 66-73.

90. Дорофеева Л. И. Моделирование и оптимизация разделительных процессов: учеб. пособие. Томск: Изд-во Томского политехнического университета. 2008. 128 с.

91. ГОСТ Р 8.568-97. Государственная система обеспечения единства измерений. Аттестация испытательного оборудования. Основные положения. М., 1997. 14 с.

92. ГОСТ 6134-2007. Насосы динамические. Методы испытаний. М., 2007. 32 с.

ПРИЛОЖЕНИЕ

П.1 Патент на изобретение

П.2 Акт внедрения результатов диссертационной работы