WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 |

При работе насоса эластичный шланг подвергается многократным циклическим нагружениям со стороны перекатывающихся по нему роликов. При этом ресурс работы шланга определяется количеством циклов, выдерживаемых им до разрушения, и для допустимого интервала температур эксплуатации и скоростей вращения ротора насоса приблизительно определяется по формуле (2):

U T =, (2) n nр где T – ресурс работы эластичного шланга (в часах); U – количество циклов нагружения шланга до его разрушения; n – число оборотов ротора насоса в минуту; nр – количество выжимных роликов.

На рис. 1 показано влияние количества выжимных роликов и числа оборотов ротора насоса на ресурс работы эластичного шланга.

а) б ) T n р =n р =T T T T T T 5 T 1 2 3 4 5 n р n Рис. 1. Ресурс работы эластичного шланга:

а) в зависимости от количества выжимных роликов;

б) в зависимости от числа оборотов ротора насоса Построенные графические зависимости показывают, что в конструкции насоса с одним роликом ресурс работы шланга может быть в 2 раза выше, чем в конструкции насоса с двумя роликами. Или для обеспечения такого же ресурса конструкцию насоса с одним роликом можно эксплуатировать при удвоенном числе оборотов ротора, что ведет к двукратному увеличению подачи насоса при прежних геометрических размерах.

Количество циклов нагружения, выдерживаемых шлангом до его разрушения со стороны перекатывающихся по нему выжимных роликов, определяется рядом факторов и в частности зависит от напряжений, возникающих в его стенках. Снижение напряжений в стенках шланга может быть обеспечено за счет снижения степени деформации его поперечного сечения (см. рис. 2). При этом на сжатом сечении шланга будет иметь место гарантированный зазор z>0.

s ) (z = а) s ) (z > б) Рис. 2. Напряжения на сжатом сечении шланга:

а) при полном сжатии; б) при неполном сжатии В случае эксплуатации насоса при неполном сжатии шланга перепад давления создается ступенчато за счет применения нескольких витков шланга или нескольких выжимных роликов:

P =P nв nр, (3) где P – суммарный перепад давления, создаваемый насосом; P – перепад давления на одном сжатом участке шланга; nв – количество витков шланга; nр – количество выжимных роликов.

За счет гарантированного зазора на сжатом сечении шланга имеют место потери подачи, которые зависят от создаваемого насосом перепада давления. При этом подачу насоса можно определить в виде аналитической зависимости, описываемой следующей функцией:

Q = f P,nв,nр, z,n,,dр, Dб,dш,,kд, (4) () где z – зазор на сжатом сечении шланга; – плотность перекачиваемого вещества; dр – диаметр ролика; Dб – диаметр барабана; dш – внутренний диаметр шланга; – толщина стенки шланга; kд – коэффициент деформации сечения шланга (от круглого до эллиптического).

На рис. 3 изображены теоретические характеристики P=f(Q) при z=мм и Q=f(z) при P=0,5 МПа для насоса конструкции УГНТУ с четырьмя витками спирального шланга nв=4 и одним роликом nр=1, а также для насоса с U – образным шлангом nв=0,5 и двумя роликами nр=2. Расчеты проводились для случая применения шланга диаметром 20 мм, размещенного на барабане диаметром 163 мм при перекачивании воды при числе оборотов ротора насоса n=327 об/мин.

z а) 0,6 n р =2 б) n р =1 n р =2 n р =n в = 0,5 n в = 4 n в = 0,5 n в = 1,0,0,0,0 0,5 1 1,5 2 0 0,5 1 1,5 z, м м Q, м 3 / ч Рис. 3. Подача перистальтического шлангового насоса:

а) в зависимости от создаваемого перепада давления;

б) в зависимости от зазора на сжатом сечении шланга Построенные графические зависимости показывают, что при размещении шланга в виде нескольких витков появляется возможность развивать насосом больший перепад давления (см. рис. 3, а). При этом соответственно появляется возможность эксплуатировать насос при большем зазоре на сжатом сечении шланга (см. рис. 3, б), что ведет к увеличению ресурса его работы. Зависимость Q=f(z) также показывает дополнительную возможность регулирования подачи насоса путем изменения зазора на сжатом сечении шланга.

Полученные в работе аналитические зависимости, определяющие подачу насоса в случае его эксплуатации при неполном сжатии шланга, не учитывают вязкости перекачиваемого вещества и действительны только для турбулентного режима его движения по шлангу. Поэтому также были получены зависимости Q=f(P, z) на основе экспериментальных данных, позволяющие проводить расчеты при перекачивании веществ, имеющих высокую вязкость при низких частотах вращения ротора насоса.

Для оценки влияния зазора на сжатом сечении шланга на его ресурс введен коэффициент ресурса kT, показывающий, во сколько раз ресурс работы шланга исследуемого насоса при неполном его сжатии T(z; nр) больше, чем ресурс работы шланга в насосе с U – образным его расположением и двумя роликами при полном его сжатии T(z=0; nр=2).

T( z;nр ) kT =. (5) T( z=0;nр =2) м ч М, /, P Па Q Увеличение зазора на сжатом сечении шланга ведет к увеличению ресурса его работы, а также к снижению подачи насоса (см. рис. 3, б). Поэтому для оценки эффективности эксплуатации насоса при неполном сжатии шланга введен коэффициент суммарного объема k, показывающий, V во сколько раз суммарный объем, перекачанный исследуемым насосом до выработки шлангом ресурса при неполном сжатии V(z; nр), больше суммарного объема, перекачанного насосом с U – образным шлангом и двумя роликами при полном сжатии V(z=0; nр=2).

V( z;nр ) Q( z;nр ) kV == kT, (6) V( z=0;nр =2) Q( z=0;nр =2) где Q(z; nр) – подача исследуемого насоса в случае его эксплуатации при неполном сжатии шланга; Q(z=0; nр=2) – подача насоса с U – образным шлангом и двумя роликами в случае его эксплуатации при полном сжатии шланга.

На рис. 4 изображены теоретические зависимости kT=f(z) и kV=f(z) при n=327 об/мин и P=0,5 МПа для насоса конструкции УГНТУ с четырьмя витками спирального шланга nв=4 и одним роликом nр=1, а также для насоса с U – образным шлангом nв=0,5 и двумя роликами nр=2.

а) 10 б) n р = 6 3 n р = n в = 0,n р = 4 n р = 2 n в = 0 0,5 1 1,5 2 0 0,5 1 1,5 z, м z, м м м Рис. 4. Оценка оптимального зазора на сжатом сечении шланга:

а) коэффициент ресурса; б) коэффициент суммарного объема Построенные графические зависимости показывают, что с увеличением зазора на сжатом сечении шланга ресурс его работы существенно возрастает (см. рис. 4, а). При этом, как было уже отмечено, снижение коT K K V личества выжимных роликов также ведет к пропорциональному увеличению ресурса работы шланга.

Максимальное значение функции коэффициента суммарного объема (см. рис. 4, б) характеризует зазор на сжатом сечении шланга, при котором обеспечивается оптимальное сочетание его ресурса и подачи насоса. В случае размещения шланга в насосе в виде нескольких витков функция имеет экстремум при зазоре на сжатом сечении шланга большем нуля (z>0), что говорит об эффективности эксплуатации насоса при неполном сжатии шланга.

Для конструкции насоса с U – образным шлангом и двумя роликами функция коэффициента суммарного объема не имеет ярко выраженного экстремума. При этом максимальное значение функции имеет место при зазоре на сжатом сечении шланга равном нулю, что свидетельствует о неэффективности эксплуатации насоса данной конструкции при неполном сжатии шланга.

Исследования аналитических зависимостей показывают, что экстремальное значение функции k =f(z) увеличивается с увеличением количеV ства витков шланга, увеличением частоты вращения ротора насоса, и снижением требуемого перепада давления. Соответственно данные условия являются оптимальными для случая эксплуатации насоса при неполном сжатии шланга.

В третьей главе описывается устройство перистальтического шлангового насоса конструкции УГНТУ, созданного на основе патента RU №2175401 C2, 27.10.2001. Приводятся результаты исследований работы эластичного шланга в насосе. Рассматривается вопрос выбора частоты вращения ротора насоса в зависимости от условий эксплуатации.

На рис. 5 показано устройство созданного насоса. Статор насоса представляет собой цилиндрический барабан 2, жестко расположенный на оси 9, выполненной в виде трубы, которая крепится на раме 10 при помощи зажимов 5. Рабочий орган насоса, представляющий собой эластичный шланг 1, спирально расположен на барабане 2. Всасывающий и нагнетательный концы шланга выводятся через специальные пазы внутрь трубы 9.

Для обеспечения герметичности концы шланга запасовываются в специальные штуцера 11, расположенные по концам трубы 9. Ротор насоса представляет собой два диска 6 и 12, соединенных тягами 7. Диски расположены на подшипниках на оси 9 насоса. Для подвода энергии к одному из них крепится шкив ременной передачи 13. Между дисков установлен ролик 3, который крепится к ним своими концами. Для компенсации массы ролика с противоположной стороны ротора установлен противовес 8. Степень сжатия шланга 1 роликом 3 регулируется плавно при остановленном насосе путем поджатия регулировочных болтов 4.

Принцип работы насоса заключается в следующем:

Вращение от двигателя через шкив ременной передачи подводится к ротору насоса, который приводит в движение выжимной ролик. Ролик, сжимая эластичный шланг, отсекает в его витках ряд замкнутых полостей, которые при вращении ротора насоса перемещаются в сторону нагнетания.

Всасывание перекачиваемой жидкости происходит при восстановлении сечения деформированного шланга за счет упругости его материала.

13 1 2 3 4 а) б) 10 9 8 7 Рис. 5. Перистальтический шланговый насос:

а) чертеж; б) внешний вид В качестве рабочего органа данного насоса могут применяться эластичные шланги, выпускаемые для существующих конструкций перистальтических насосов. При этом тип и материал шланга выбираются в зависимости от характеристик перекачиваемой среды и рабочего давления.

Для проведения лабораторных исследований был изготовлен натурный образец насосной установки. В созданном насосе шланг располагался в виде спирали на барабане диаметром 163 мм. В качестве выжимного элемента применялся ролик диаметром 50 мм.

Целью экспериментов являлось исследование работы шланга в насосе. При этом проводились исследования способов расположения и фиксации шланга на барабане насоса.

При расположении спирального шланга на барабане с большим шагом навивки, в его витках возникают дополнительные сдвигающие нагрузки, вызывающие преждевременный выход его из строя.

Для улучшения условий работы шланга, в том числе для предотвращения сдвига его витков, изначально предлагалось размещать шланг в выполненной на барабане спиральной проточке. Проведенные экспериментальные исследования доказывают неэффективность данной меры, т.к. в процессе приработки, вследствие эластичности материала, шланг занимает определенное положение на барабане, которое может не совпасть с предсказанным теоретически. При этом происходит преждевременное разрушение шланга в результате закусывания его между роликом и бортами проточки.

В ходе теоретических и экспериментальных исследований определен оптимальный шаг навивки шланга на барабан в зависимости от размеров шланга исходя из условия соприкосновения его витков в сжатом состоянии. Произведен расчет геометрических параметров барабана насоса для размещения на нем необходимого количества витков шланга требуемого диаметра.

В процессе приработки насоса отмечается удлинение шланга. Теоретически и экспериментально установлена взаимосвязь между удлинением шланга и остаточными деформациями его поперечного сечения. Установлено, что удлинение шланга может достигать до 10% от общей длины его витков, расположенных на барабане. Поэтому с увеличением количества витков шланга отмечается тенденция к образованию складки со стороны нагнетания насоса.

В ходе испытаний насоса шланг фиксировался на барабане с помощью клея 88 НП. При расположении шланга на барабане с правильно выбранным шагом навивки, а также при монтаже шланга с предварительным натяжением и при обеспечении возможности беспрепятственного накопления образующейся складки шланга, необходимость применения специальных средств фиксации шланга к барабану (типа клея, вулканизации и т.п.) отсутствовала.

В случае применения в насосе шлангов высокого давления, не обладающих высокой термостойкостью (-20; +80 0С), при неправильном выборе частоты вращения ротора возникает опасность перегрева шланга.

Для определения допустимой частоты вращения ротора насоса в зависимости от условий эксплуатации, произведен пересчет соответствующей диаграммы приводимой для насосов конструкции Watson-Marlow. Полученная диаграмма позволяет определить допустимую частоту вращения ротора насоса в зависимости от температуры перекачиваемой жидкости и рабочего давления.

В ходе испытаний насоса проводилась наработка в течение 110 часов при использовании в качестве рабочего органа маслобензостойкого шланга (ТУ 38605185 92), имеющего внутренний диаметр 20 мм и толщину стенки 7 мм. Наработка проводилась при частоте вращения ротора насоса об/мин и давлении 0,4 МПа, при этом подача насоса составляла 0,9 м3/ч.

В четвертой главе описывается усовершенствованная конструкция перистальтического шлангового насоса с повышенным ресурсом шланга, отличающаяся конструкцией выжимного элемента. Приводится расчет подачи насоса, а также анализ влияния конструкции выжимного элемента насоса на условия нагружения шланга.

Для снижения воздействия выжимного ролика на шланг в конструкцию насоса был внесен дополнительный элемент в виде цилиндра, представляющий собой промежуточное звено между роликом и шлангом.

Выжимной цилиндр надевается поверх спирального шланга и сжимает его витки за счет своего эксцентричного расположения. Эксцентриситет расположения цилиндра обеспечивается роликом, который смещает его относительно положения равновесия. При работе насоса ролик перекатывается по цилиндру, заставляя его совершать движения, соответствующие установленному эксцентриситету. При этом замкнутые объемы, отсекаемые цилиндром в витках шланга при его сжатии, перемещаются в сторону вращения ротора насоса, в результате чего обеспечивается перемещение перекачиваемой среды в сторону нагнетания.

Расчет основных параметров насоса усовершенствованной конструкции проводится согласно принципам, изложенным во второй главе. Однако в расчетах фигурирует объем витка шланга, который зависит от конфигурации выжимного элемента. Поэтому, с учетом геометрических характеристик элементов насоса, были получены аналитические зависимости, определяющие объем витка шланга и соответственно подачу насоса при сжатии шланга выжимным цилиндром.

Сравнительный анализ конструкций насоса с выжимным роликом и выжимным цилиндром проводился по нагрузкам, действующим на шланг, а также по режиму нагружения шланга в процессе работы насоса.

Pages:     | 1 || 3 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»