Напор и подача гидравлического двигателя-насоса Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

2. Арутюнян С.А. Транспортная система в АПК. - Красноярск, 2004. - 19 с.

3. Цугленок Н.В., Манасян С.К. Методика сравнительной оценки технологической эффективности машин для послеуборочной обработки зерна. - Красноярск, 2009. - 7 с.

4. Манасян С.К., Арутюнян С.А. Транспортная система в АПК. - Красноярск, 2004. - 19 с.

5. Фатеева Нина. Учеба без отрыва от баранки // Городские новости. - 2010. - Сент.

6. Цугленок Н.В. Энерготехнологическое прогнозирование. - Красноярск, 2004. - 205 с.

УДК 621.649:621.225:62-82 А.Е. Кузьмин, В.В. Пальвинский

НАПОР И ПОДАЧА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ДВИГАТЕЛЯ-НАСОСА

В статье дано описание принципа работы гидравлического двигателя-насоса. Представлены теоретические зависимости напора и подачи от геометрических размеров гидравлического двигателя-насоса. Ключевые слова: гидравлический двигатель-насос, сила Архимеда, напор, подача.

A.E. Kuzmin, V.V. Palvinsky PRESSURE AND DELIVERY OF THE HYDRAULIC ENGINE-PUMP

Description of the hydraulic engine-pump operation concept is given in the article. Theoretical dependences of pressure and delivery on the geometrical sizes of the hydraulic engine-pump are given.

Key words: hydraulic engine-pump, Archimedes force, pressure, delivery.

Гидравлический двигатель-насос (в дальнейшем насос) работает с использованием возобновляемого источника открытых водных потоков. Он относится к группе объемных насосов. Согласно ГОСТ 17398-72, -это насос, в котором жидкая среда перемещается путем периодического изменения объема занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся с входом и выходом насоса. Этим же ГОСТом ранее применявшиеся термины «насос вытеснения», «гидростатический насос» признаны недействительными.

Схема работы гидравлического двигателя-насоса представлена на рисунке [1]. Холостой ход поршня

5 осуществляется за счет действия силы тяжести поршня и рабочей камеры 9. При этом впускной клапан 6 закрыт, а выпускной клапан 7 открыт, через него опорожняется цилиндр 3. Опускание поршня сопровождается увеличением объема рабочей камеры 9 с образованием в ней разрежения и заполнением её водой через отверстие всасывающего клапана 8 (рис., а). После достижения поршнем нижней мертвой точки (НМТ) механизмом управления (на рис. не обозначен) осуществляется переключение клапанов 6, 7, т. е. клапан 6 открыт, а 7 - закрыт (рис., б). Вода под напором H поступает от плотины 1 по трубопроводу через клапан 6. Заполнение кольцевого зазора сопровождается образованием подъемной силы Архимеда, которая с одновременным поступлением воды из питательного резервуара под поршень и кольцевой зазор обеспечивает подъем поршня на величину рабочего хода 5. Так как рабочая камера 9 жестко соединена с поршнем 5, то при ее перемещении в рабочей камере создается избыточное давление, и вода через отверстие нагнетательного клапана 4 поступает в нагнетательный трубопровод 2 с подачей воды на геодезическую высоту Ьг. Сальниковые уплотнения 10 исключают перетекание воды через кольцевой зазор между неподвижной трубой 2 и гильзой рабочей камеры 9. При достижении поршнем верхней мертвой точки (ВМТ) рабочий ход (нагнетание) заканчивается. Механизмом управления осуществляется переключение клапанов 6, 7 в положение (рис., а). Далее процессы повторяются.

Основанием для проектирования и гидравлического расчета насоса является проектное задание потребителя (заказчика) с указанием подачи насоса ц, м3/с и геодезической высоты Ьг, м.

Уравнение баланса сил, обеспечивающих работу насоса, имеет вид:

РА=0+Ттр+РАП, (1)

где Ра - сила Архимеда, Н;

в - сила тяжести поршня с рабочей камерой, Н;

Ттр - сила трения в уплотнении, Н;

Рал - полезная часть силы Архимеда, расходуемая на вытеснение воды из рабочей камеры в нагнетательный трубопровод, Н.

Отдельные составляющие уравнения (1) представляют собой:

РА=pgWn, (2)

G=p'gWn, (3)

Ттр= , (4)

где р - плотность воды, кг/м3;

д - ускорение свободного падения, м/с2;

- объем поршня с рабочей камерой, м3; р' - средняя плотность поршня с рабочей камерой, кг/м3;

^ - коэффициент трения;

I - длина уплотнения, м; р - давление рабочей жидкости, Па; б - диаметр в уплотняемом месте, м.

Из уравнения (1) полезная часть силы Рап:

Рап =Ра - G - Ттр. (5)

При этом давление в рабочей камере:

Рап

Р = — , (6)

где Шкп - живое сечение отверстия нагнетательного клапана, м2.

Применяя уравнение Бернулли и используя известную формулу для определения расхода жидкости

через отверстие (в данном случае отверстие нагнетательного клапана) при наличии противодавления рдЬг,

выразим напор насоса [2-3]:

Р.и,

— = К+ . (7)

Р8 Ркп®кп28

где укл - коэффициент расхода нагнетательного клапана.

Р Я2

В уравнении (7) значение -£— представляет собой напор насоса при заданных Л3 и д, а ---------------

Я?

характеризует потери напора при перемещении воды через отверстие нагнетательного клапана, т.е.

Ь=Лг+Лп, (8)

где Л - напор насоса, м;

Ьп - потери напора, м.

Таким образом, уравнение (8) представляет собой известное в гидравлических машинах определение напора насоса [4].

В зависимости от диаметра рабочей камеры и давления, которое развивается в ней, по справочным

данным выбирается сальниковое уплотнение [5]. Тогда уравнение (1) при известных значениях Ттр и Рап

можно представить как

Ра - G =Ттр+Рт (9)

С учетом уравнений (2)-(3) после ряда преобразований имеем:

4 € +Р

< К= [I АП,<, (10)

где бп, Ьп - диаметр и высота поршня, м; р' - средняя плотность поршня с рабочей камерой, кг/м3; р - плотность воды, кг/м3.

Среднюю плотность найдем по формуле:

р'=~, (11) Цг

где т' - масса поршня с рабочей камерой, кг.

Оптимальное соотношение Ьп/бп определится в процессе экспериментальных исследований. В качестве аналога примем соотношение Лп /бп=0,8...1, Э/бп=0,8.1, используемое для автомобильных карбюраторных двигателей [6]. В общем случае при Лп /бп=а, Ьп=бп-э. Подставив это соотношение в уравнение (10), найдем диаметр поршня:

б/ =

'V

4Ф +Г

^агг ^1 :

тр .

(12)

При известном значении бп можно определить G и Ра, необходимых для расчета насоса.

Из условий работы насоса ход поршня 8 не может быть больше высоты поршня, при 8>Лп сальниковое уплотнение выходит из обоймы рабочей камеры. Увеличение высоты Лп приведет к повышению высоты напорного сооружения и капитальных затрат на строительство. Изменение 8 связано с изменением диаметра рабочей камеры, так как её высота Лрк=& Соотношение Э/бп подлежит определению после проведения экспериментов.

Объем и диаметр рабочей камеры возможно определить из условия равенства времени рабочего хода 1рХ при заполнении цилиндра и вытеснении воды из рабочей камеры. Таким образом:

q =

рк

(13)

t

рх

где 0 - расход воды при заполнении цилиндра на величину хода поршня 5, м3/с; ц - подача насоса, м3/с;

'Мрк - объем рабочей камеры, м3;

Wц - объем рабочей камеры, м3.

Из условий системы уравнений (13) после математических преобразований имеем:

d —d

рк ц <

Q

(14)

где брк - диаметр рабочей камеры, м;

бц - диметр цилиндра, м.

Примем отношение бц/бп=Ь, тогда бц=б„Ь, или

dpK ~ d„ • b

q

Q

(1б)

Величина кольцевого зазора 5 между цилиндром и поршнем зависит от материала стенок цилиндра (сталь, чугун, железобетон и др.) и соосности цилиндра с поршнем. Для стального цилиндра достаточно 5=10-15 мм.

Выводы

• Напор насоса зависит от развиваемого давления в рабочей камере насоса.

• Подача насоса, соблюдая условие равенства времени рабочего хода при заполнении и вытеснении воды из рабочей камеры, пропорциональна объему рабочей камеры и обратно пропорциональна времени рабочего хода.

• Необходимо определить в процессе экспериментальных исследований оптимальное соотношение

Лп /бп и Э/бп.

Литература

1. Пат. №2316681 Российская Федерация. Водяной насос с энергосберегающим приводом / А.Е. Кузьмин, П.В. Бутаков, В.Ю. Просвирнин. Опубл. 10.02.2008, Бюл. № 4.

2. Чугаев Р.Р. Гидравлика. - Л.: Энергия, 1971. - 552 с.

3. Богомолов А.М., Михайлов К.А. Гидравлика: учеб. для вузов. - М.: Стройиздат, 1972. - 648 с.

4. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: учеб. для машиностроительных вузов / Т.М. Башта,

С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов [и др.]. - 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

5. Логинов В.П., Шуссер Л.М. Справочник по сельскохозяйственному водоснабжению. - М.: Колос, 1980.

- 287 с.

6. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. - М.: Колос, 1984. - 335 с.