Дослідження мембранного насоса з гідравлічним автоматом реверса

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Дослідження мембранного насоса з гідравлічним автоматом реверса

Багато технічних задач є пов'язані з відкачуванням та перекачуванням високов'язких, агресивних і забруднених рідин, наприклад, при будівництві і експлуатації нафто- і газопроводів, теплових мереж, мереж водопостачання і водовідведення. Часто такі роботи необхідно проводити в польових умовах за відсутності мережевого електроживлення. Інколи також виникає необхідність осушення котлованів від ґрунтових вод і від розливу нафтопродуктів при дотриманні вимог і правил безпеки. Відомі самовсмоктуючі насоси на пересувних транспортних засобах або електричні глибинні насоси не завжди можливо і безпечно застосовувати, а тому необхідне подальше вдосконалення існуючих і розробка нових насосних агрегатів, особливе місце серед яких займають діафрагмові або мембранні насоси, що приводяться у зворотно-поступальний рух за допомогою приводів різного виду. Насоси подібного призначення повинні мати певні гарантовані характеристики з точки зору електро- і пожежобезпеки при їх експлуатації в особливо несприятливих умовах (наприклад, в хімічній, гірничій та інших галузях промисловості). Важливою є також розробка таких приводів насосів, які давали б можливість плавної дистанційної зміни їх кінематичних і динамічних параметрів.

Як показали проведені дослідження серед відомих приводів найбільш ефективними є гідравлічні і пневматичні приводи з дистанційним автоматичним керуванням, особливо в тих випадках, коли використання традиційних електромеханічних приводів неприпустиме з міркувань електро- і пожежобезпеки. Крім того, відомі електромеханічні приводи мають значні габарити і масу, не дозволяють здійснювати плавне регулювання амплітуди і частоти робочих ходів виконавчого органу.

В роботах [1, 2] відмічаються суттєві переваги застосування гідравлічних чи пневматичних приводів для помпуючих вузлів насосних агрегатів, які надають можливість плавного безступінчатого регулювання амплітуди і частоти робочих ходів поршня чи мембрани, а також мають менші габаритні розміри та масу.

Існуючий стан фундаментальних досліджень у області теорії насосних агрегатів з гідравлічними та пневматичними приводами, а також стан математичного моделювання їх режимів роботи є ще не досить задовільним. На сьогодні ще не створена така математична модель насосних агрегатів з гідравлічним приводом помпуючих вузлів, яка б давала можливість на основі конструктивних даних машини аналізувати її режимні і економічні параметри у всьому експлуатаційному діапазоні з врахуванням основних властивостей робочої рідини, зокрема, її в'язкості, стисливості тощо. Особливості указаної проблеми полягають також в тому, що при математичному моделюванні ще недостатньо враховуються особливості спрацьовування та кінематичні і динамічні характеристики апаратури дистанційного керування виконавчими органами помпуючих вузлів мембранних насосів. Це значною мірою ускладнює розв'язання задач підвищення ефективності функціонування подібних насосів і не вирішує повною мірою питання синтезу оптимальних конструкцій насосів за заданими технологічними вимогами.

З метою розробки досконалого конструктивного виконання гідроприводу мембранного насосного агрегату було поставлено задачу створення математичної моделі робочого процесу його помпуючого вузла. В основу досліджень було покладено принципове і конструктивне виконання помпуючого вузла, гідропривод якого має дистанційне плавне керування за допомогою гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора, що змінює напрям потоку при досягненні деякого заданого тиску в гідросистемі, відповідно до наших розробок [1, 3]. Математичне моделювання надасть можливість визначення найбільш раціонального поєднання конструктивних і силових параметрів приводу, які забезпечать оптимальні робочі режими насоса в цілому.

На рис. 1 показана розрахункова схема гідроприводу помпуючого вузла мембранного насоса із зворотно-поступальним ходом підпружиненого поршня 8, який штоком 6 з'єднаний з еластичною мембраною 3 насоса, управління робочим циклом якого здійснюється за допомогою гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14, який встановлений безпосередньо на корпусі силового гідроциліндра 12 [3].

Рисунок 1. Розрахункова схема гідроприводу помпуючого вузла мембранного насоса

мембранний нелінійний гідроциліндр насос

При включенні приводного гідронасоса 20 підвищується тиск в напірній магістралі 13 і поршень 8 силового гідроциліндра 12 зі штоком 6 і еластичною мембраною 3 переміщується вверх, стискаючи при цьому пружний елемент повернення - силову пружину 11. Відбувається всмоктування перекачуваної рідини з резервуару у внутрішню робочу камеру 2 мембранного насосу через всмоктуючий клапан 22. При досягненні мембраною 3 свого крайнього верхнього положення тиск в напірній магістралі 13 продовжує зростати. Тиск робочої рідини на елементи керування гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14 зростає до величини розрахункового тиску, на який налаштована його регульована пружина, і відбувається з'єднання напірної магістралі з проміжною порожниною 4 та зі зливом через зворотній клапан 17 і регульований дросель 16, що встановлені у зливному трубопроводі 15. Тиск робочої рідини в напірній магістралі 13 і всіх зв'язаних з нею порожнинах падає до зливного. Тиск в штоковій порожнині 7 також падає до зливного і під дією силової пружини 11 поршень 8 силового гідроциліндра 12 повертається в початкове положення і витісняє при цьому перекачувану рідину з робочої камери 2 мембранного насосу до напірного трубопроводу через випускний клапан 21. Після завершення зворотного ходу підпружиненого поршня 8 запірні елементи гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14 повертаються в початкове положення і цикл повторюється. Наявність зворотного клапану 17 у зливному трубопроводі 15, а також можливість перетоку рідини при відкритті запірного органу гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14 у проміжну порожнину 4 суттєво сприяють підвищенню коефіцієнта корисної дії насоса і стабільності його роботи.

На рис. 2 приведені типові осцилограми зміни поточного тиску p(t) в робочій камері силового гідроциліндра і переміщення S(t) поршня в напрямку руху мембрани помпуючого вузла насоса. На ділянках 0-1-2-3 і а-б-в осцилограм S(t) і p(t) відображений прямий хід - всмоктування перекачуваної рідини в робочу камеру 2 через всмоктуючий клапан 22. При цьому поршень 8 переміщується вверх при закритому запірному органі гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14. На ділянках 3-0 і в-г-д-е-а показано зворотній хід - нагнітання перекачуваної рідини із робочої камери 2 до напірного трубопроводу через нагнітальний клапан 21. Під час даного періоду робочого циклу клапан-пульсатор 14 з'єднує гідросистему зі зливом.

Наближено весь час робочого циклу Т_ц можна розбити на t_пх і t _зх - відповідно, час прямого і зворотного ходів. Дуже важливо, як показали експерименти, узгодження тривалості прямого і зворотного ходу робочого органа підпружиненого поршня 8. Для ефективної подачі перекачуваної рідини необхідна умова t_пх ? t_зх._.

Рисунок 2. Типові осцилограми зміни поточного тиску p(t) в робочій камері виконавчого плунжерного гідроциліндра і переміщення S(t) виконавчого органа - мембрани помпуючого вузла

Майже горизонтальна ділянка 1-2 на осцилограмі S_(t) (рис. 2) відображає момент зменшення швидкості робочого органа на початку деформації пружного елемента повернення - силової пружини 11. Аналіз осцилограми p(t) показує, що тиск, при якому спрацьовує клапан-пульсатор необхідно відрегулювати так, щоб він не спрацьовував передчасно. Наприклад, в точці 2, коли ще не відбулося задане переміщення робочого органа. Для підвищення швидкості зворотного ходу потрібно суттєво зменшити підпір тиску p_зл в зливній магістралі (ділянка д - е осцилограми p(t).

Для аналітичного опису робочого процесу розроблена математична модель, яка визначає основні робочі параметри мембранного насоса з гідроприводом, що використовуються для транспортування в'язких та забруднених рідин. При складанні диференційних рівнянь прийняті такі припущення [1, 4]: температура і в'язкість робочої рідини змінюються незначно; хвильові процеси відсутні за наявності невеликої довжини трубопроводів; механічна характеристика приводного електродвигуна лінійна; коефіцієнт стиснення робочої рідини і деформації з'єднувальних трубопроводів постійний; спрацювання клапана-пульсатора релейне, що підтверджується осцилограмою p(t); при відкриті клапана-пульсатора площа його прохідного перерізу змінюється релейно від 0 до f_зл; тиск на зливі постійний p_зл= = 0,2…0,3 МПа; тривалість гальмування в кінці прямого і зворотного ходів не враховуємо; продуктивність Q_н привідного гідронасоса приймається сталою, тобто такою, що не залежить від тиску в гідросистемі; втрати в гідросистемі малі і не враховуються; переміщувану рідину прийнято розглядати як суцільне середовище.

Для аналітичного опису динаміки досліджуваного гідравлічного приводу приймемо наступні припущення:

рідина в гідросистемі стислива, коефіцієнт стисливості при тиску 0,3 МПа рівний середньоінтегральному значенню в_ср, а при тиску понад 3 МПа - деякому постійному значенню в;

спрацьовування гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14 відбувається релейно, тобто за час, який, як показали лабораторні експерименти (осцилограма на рис. 2, крива 1), складає 2,5% від часу повного відкриття;

тиск зливу в зливній магістралі за гідравлічним автоматом реверсу - клапаном-пульсатором для даної гідросистеми приймаємо рівним деякому розрахунковому значенню р_зл = р_min = const, яке визначається умовним прохідним перерізом зливного трубопроводу 15;

несуча конструкція приводу абсолютно жорстка, оскільки її пружна деформація на 2 - 3 порядки менше пружної деформації рідини;

замкнутий об'єм перекачуваної рідини в робочій камері 7 W_к умовно замінюємо механічною пружиною жорсткістю , де F_мембр - ефективна робоча площа еластичної мембрани; Я_р - коефіцієнт стисливості перекачуваної рідини;

абсолютне значення часу гальмування, як правило, на порядок менше часу прямого або зворотного ходу, відповідно при всмоктуванні і нагнітанні, тому ним нехтуємо;

продуктивність насоса 20 постійна, тобто не залежить від величини тиску в напірній магістралі приводної гідросистеми.

Цикл роботи гідромеханізма, зображеного на рис. 1, можна умовно розділити, як видно на рис. 2, на основні фази: підвищення тиску в гідросистемі і стиснення замкнутого об'єму рідини (при цьому робочий орган - поршень 8 з еластичною мембраною 3, а також запірний орган клапана-пульсатора 14 нерухомі); рух робочого органу поршня 8 з еластичною мембраною 3 і стиснення пружного елементу повернення - пружини 11 при закритому запірному елементі гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14; релейне відкриття перепуску рідини через клапан-пульсатор і відкриття через нього зливу з напірної магістралі, рух робочого органу - поршня 8 з еластичною мембраною 3 у зворотному напрямі під дією стиснутої при прямому ході пружини 10; релейне спрацювання клапана-пульсатора 14 і закриття зливу з напірної магістралі.

Перша фаза кожного робочого циклу відбувається в період часу, протягом якого тиск в гідросистемі зростає від р_зл до р₁?(Р_п+R_тр)/F_пл, при якому починається рух робочого органу - поршня 8 з еластичною мембраною 3 (тут Р_п=су_п - зусилля попередньої затяжки пружини 11; с і у_п - жорсткість і попередня деформація пружини 11); - сила сухого тертя; - постійний коефіцієнт тертя; - максимальне зусилля деформації силової пружини 11; у_к - максимальний робочий хід поршня 8 робочого гідроциліндра 12. Математичним описом цієї частини перехідного процесу (0?t?t₁) є наступне рівняння витрат

, (1)

де Q_н - продуктивність насоса 14, - витрата рідини на її стиснення в гідросистемі; р, t - поточний тиск і час; - повний об'єм робочих порожнин, включаючи порожнини клапана-пульсатора 14, порожнини підвідних трубопроводів і робочого гідроциліндра 12; - средньоінтегральне значення коефіцієнта стисливості рідини в інтервалі тиску від р_зл до р₁.

Розв'язавши рівняння (1) при початкових умовах t=0, р₀ = р_зл, отримаємо

. (2)

З рівняння (2) знайдемо час t₁, за яке в гідросистемі відбувається набір тиску до р₁

(3)

Друга фаза робочого процесу, при якій починається рух робочого органу - поршня 8 з еластичною мембраною 3, описується рівняннями, відповідно:

руху робочого органу 3 при прямому ході - здійсненні всмоктування рідини через клапан 22; витрат в основній приводній гідросистемі

(4)

(5)

де спільне переміщення, швидкість і прискорення рухомих елементів помпуючого вузла; б - коефіцієнт в'язкого тертя; в - коефіцієнт стисливості рідини при тиску більше 3 МПа.

Розв'язуючи спільно рівняння (4) і (5), визначимо характер зміни тиску р(t) в гідросистемі при переміщенні робочого органу - еластичної мембрани 3

, (6)

де - сталі, що залежать від маси, яка приводиться в рух, характеристик пружини і гідросистеми, продуктивності насоса, сил тертя та інших параметрів.

Може відбутись таке, що тиск р(t) в період руху розгону робочого органу 3 до , до якої експоненціально наближається в момент перед спрацьовуванням гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14, більше тиску р_н, при якому гідравлічний автомат реверсу - клапан-пульсатор сполучає гідросистему із зливною магістраллю 15. В цьому випадку гідропривод практично не працюватиме в робочому режимі необхідного переміщення мембрани насоса, а остання здійснюватиме деякий коливальний рух з невеликою амплітудою. Такий режим є неефективним, тому при розрахунках подібних гідроприводів доцільно проводити перевірку співвідношення тиску налагоджування р_н і максимально можливого поточного тиску р(t), що має в період розгону робочого органу (рис. 2, крива 1).

При досягненні в гідросистемі тиску р_н, на який налагоджений гідравлічний автомат реверсу - клапан-пульсатор 14, як це видно з осцилограми (рис. 2), відбувається його релейне відкриття. Робочий орган починає зворотний хід, тобто витіснення перекачуваної рідини через зворотний клапан 17 у зливну магістраль, під дією силової пружини 11. Цей період роботи гідросистеми може бути описаний системою наступних диференціальних рівнянь рівнянням переміщення еластичної мембрани 3 і зв'язаних з нею деталей в початкове положення під дією силової пружини 11

(7)

де у₀ - повна деформація силової пружини 11 при прямому ході поршня 8;

рівнянням витрат в основній гідросистемі і пов'язаних з нею порожнин

(8)

де - об'єм рідини, яка викидається на злив через відкриту щілину запірного органу, що відкривається; D₃ і h_в - відповідно, діаметр і величина релейного відкриття щілини запірного органу у гідравлічному автоматі реверсу - клапані-пульсаторі 14; - збільшення об'єму рідини за рахунок зменшення займаного нею об'єму при зворотному ході поршня 8 у силовому гідроциліндрі 12.

В момент часу, коли зниження тиску в гідросистемі досягає заданої межі, гідравлічний автомат реверсу - клапан-пульсатор 14 релейно закривається і подальший робочий цикл повторюється автоматично.

Отримана система рівнянь (1) - (8) є істотно нелінійною і відомими методами не може бути вирішена. Найбільш доцільним є розв'язок рівнянь чисельними методами на ЕОМ. Для цього був розроблений відповідний алгоритм їх числового поетапного розв'язання методом Хеммінга із застосуванням стандартних програм. Розв'язання рівнянь вирішувалося поетапно, причому результати розв'язку кожного попереднього етапу були вихідними для наступного. При виборі раціональних параметрів взаємодіючих елементів досліджуваного гідроприводу для машинного вирішення наведених рівнянь автори виходили з двох основних принципів: виключення передчасного спрацьовування гідравлічного автомата реверсу - клапана-пульсатора 14 при прямому ході робочого органу і забезпечення закриття основного зливу через клапан-пульсатор після повернення робочого органу в початкове положення. Порівняння результатів теоретичного і експериментального дослідження дало близькі результати, що дозволяє рекомендувати запропоновану математичну модель для розрахунку подібних гідроприводів.

Розробка і дослідження запропонованої математичної моделі взаємодії гідроприводу помпуючого вузла з гідравлічним автоматом реверсу - клапаном-пульсатором, надає можливість визначати конструктивні розміри та параметри пристроїв зворотно-поступальної дії, правильний вибір яких сприятиме покращенню динамічних характеристик і підвищить швидкодію подібних механізмів для гідроприводних помпуючих вузлів насосних агрегатів мембранного типу та інших технологічних машин.

Мембранним насосам описаного типу притаманні такі переваги, як мала енергоємність, невеликі габарити, можливість приводу як від приводу електродвигуна так від гідросистеми базової машини, наприклад, трактора, плавне регулювання амплітуди, частоти і збуджуючої сили коливань. Це дозволяє рекомендувати їх для широкого застосування на машинах, що мають власний гідропривід.

Література

1. Матвеев И.Б. Машины ударного и вибрационного действия. - М.: Машиностроение, 1974. - 184 с.

2. Онищенко А.Г., Васильев А.В. Обоснование выбора типа привода дифференциального растворонасоса // Конструкции зданий и строительное производство: Сб. научн. трудов. - К.: 1996. - С. 12-15.

3. Патент №17949А Україна МПК₆ Е 04 В 43/06. Мембранний гідроприводний насос / Коц І.В., Волошин О.Б. (Україна) - №94052928; Заявл. 11.05.1994; Опубл. 31.10.1997, Бюл. №5.

4. Гидропривод сваепогружающих и грунтоуплотняющих машин / М.Е. Иванов, И.Б. Матвеев, Р.Д. Искович-Лотоцкий, В.А. Пишенин, И.В. Коц. - М.: Машиностроение, 1977.

Размещено на Allbest.ru