CC BY
41
= 20
Энергобезопасность и энергосбережение
УДК 621.662.6
Моделирование энергоэффективного роторного насоса
М. В. Крашенинников,
Марийский государственный технический университет, аспирант кафедры машиностроения и материаловедения
С. Я. Алибеков,
Марийский государственный технический университет, доктор технических наук, профессор
Разработка, предложенная в статье, представляет собой новый тип роторного насоса, сочетающего в себе плюсы поршневых и центробежных насосов. Кратко описываются его конструкция и основные преимущества по сравнению с наиболее распространёнными типами насосов.
Ключевые слова: гидропривод, насос, роторный насос.
В связи с развитием современного машиностроения предъявляются всё более высокие требования ко всем его областям, одна из которых -насосостроение. В настоящее время в теплоэнергетике наибольшее распространение получили центробежные насосы. Принцип их действия основан на повышении давления перекачиваемой жидкости путём подачи её от центра рабочего колеса к его периферии и придании ей центростремительного ускорения. У насосов этого типа есть множество плюсов, таких как простота конструкции, надёжность, возможность большой подачи при небольших размерах, износостойкость. К недостаткам центробежных насосов относится ограниченность их применения в области малых производительно-стей и больших напоров, что объясняется снижением КПД при увеличении числа ступеней для достижения высоких значений напора. Также существует ряд технических ограничений при использовании данной конструкции в связи со значительным снижением КПД при снижении частоты вращения рабочего колеса и, следовательно, ограниченный диапазон регулирования подачи и напора насоса.
В решении этой проблемы имеют преимущества поршневые насосы, а также насосы плунжерного типа. Основными достоинствами поршневых и плунжерных насосов являются высокий КПД и возможность подачи незначительных объёмов жидкостей, в том числе высоковязких, под любым заданным давлением. Однако неравномерность подачи, наличие легкоизнашиваемых клапанов, сложность соединений с двигателем, тихоходность и, соответственно, большие размеры и масса существенно ограничивают области применения поршневых и плунжерных насосов в промышленности. Также к недостаткам поршневых насосов относятся ограниченность их применения в области больших производительно-стей и высокая стоимость изготовления, что объясняется наличием кривошипно-шатунного механизма.
В настоящее время ведутся работы по проектированию конструкций нагнетателей, которые будут
сочетать в себе плюсы поршневых насосов (широкий диапазон регулирования подачи и напора, высокий объёмный КПД, возможность эффективной работы на низкой частоте) и центробежных (возможность высокой частоты вращения, большая подача, простота, дешевизна конструкции и её надёжность ввиду отсутствия кривошипно-шатунного механизма). Данная конструкция и будет рассмотрена ниже.
Конструктивная схема и принцип действия роторного насоса
Наиболее близким к рассматриваемой модели по конструктивным признакам является роторно-лопастный (шиберный) насос [1]. В корпусе такого насоса вращается эксцентрично расположенный массивный ротор. В радиальных канавках, выфрезе-рованных в роторе, ходят пластинки - шиберы. Внутренняя поверхность ротора обработана так, что полость всасывания и полость подачи отделены друг от друга пластинами и цилиндрическими поверхностями. Вследствие наличия эксцентриситета при вращении ротора жидкость переносится в межлопастных пространствах. В простейших конструкциях насосов этого типа эксцентриситет выполняется постоянно, объёмный КПД таких насосов не превышает 0,92.
Конструктивно представленный в данной статье роторный насос (рис. 1) содержит корпус 1 с внутренней цилиндрической рабочей поверхностью, ротор 2 цилиндрической формы, на который надет подшипник 3, внешний цилиндр ротора 4, установленный на подшипнике 3, что позволяет ему свободно вращаться относительно ротора 2, заслонку 5, которая одним концом шарнирно крепится к корпусу между впускным и выпускным окнами 6 и 7 соответственно, а другим концом шарнирно крепится к внешнему цилиндру ротора, что не позволяет ему вращаться вместе с ротором.
При вращении ротор 2 образует с заслонкой 5 небольшой объём, который минимален в наиболее близком положении ротора к впускному окну, и, увеличиваясь по мере вращения ротора, всасывает
вяэмипиии
Энергоресурсосбережение и энергоэффективность
21 =
Таблица 1
График подачи насоса
через впускное окно 6 перекачиваемую жидкость, которая заполняет этот объём до максимального (положение ротора, близкое к выпускному окну). При начале второго оборота ротор вытесняет эту среду через выпускное окно 7.
Роторный насос относится к насосам объёмного типа. Подача насосов объёмного типа определяется геометрией рабочей камеры и частотой совершения рабочих циклов [2].
В случае рассматриваемой конструкции насоса геометрическая или теоретическая подача насоса Qt определяется формой и объёмом рабочей (вытесни-тельной) камеры. Для рассматриваемой теоретической модели данный объём составляет У=76 см3. Следовательно, геометрическая подача насоса равна:
^геом = У'П где п - частота оборотов.
Градус поворота Подача, см3
0 1,6
22,5 3,79
45 6,05
67,5 7,15
90 8,53
112,5 8,81
135 9,06
157,5 7,29
180 7,61
202,5 6,48
225 5
247,5 3,16
270 1,52
292,5 0
315 0
337,5 0
Так как график подачи является неравномерным, то на выходе насоса во многих областях применения целесообразна установка пневмокомпенсаторов, как в случае с поршневыми насосами.
Следует иметь в виду и утечки при перекачивании жидкости в течение одного периода: они происходят через боковые зазоры ротора, а также через зазор между цилиндрической стороной ротора и корпусом. При изготовлении модели рассматриваемых габаритов (рабочий объём равен 76 см3) рационально выполнение насоса с допустимыми зазорами в пределах 0,03 мм (й1) на цилиндрической стороне и 0,02 мм (ё2) на боковой стороне ротора.
Максимальная длина бокового зазора, через который происходят утечки, равна диаметру ротора. Во время одного цикла работы ротор проходит это положение один раз. Максимальная площадь бокового зазора равна:
Ввиду сложной формы камеры вытеснения график подачи также имеет сложную форму. На рис. 2 и в табл. 1 представлен график подачи насоса, составленный с угловым шагом, равным 22,5°.
10
I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I
1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29
Рис. 2. График подачи насоса
Sб=D^d2, £б=100-0,02=2 мм2.
Длина зазора между цилиндрической гранью ротора и корпусом составляет Ь=40 мм. Площадь этого зазора равна:
Sц=L■d1, 2
£ц=40-0,03=1,2 мм2.
Общая площадь зазора составляет:
Sз=2Sб+Sц,
=5,2 мм2.
0
шивпит
= 22
Энергобезопасность и энергосбережение
Утечки через зазоры зависят от числа Рейнольдса, а также шероховатости стенок зазора, скорости потока жидкости, её вязкости. Если расчёт производится согласно эмпирическим данным (в [3] - таблица П.3.22), то расход жидкости (воды) через зазоры составит 144,4 см3/с при перепаде давлений, равном 10 атм. При проектировании экспериментальной модели с низкой частотой оборотов (1500 об/мин) при общей подаче насоса, равной 1900 см3/с, потери утечки составят 144,4 см3/с. Согласно такому расчёту объёмный КПД теоретической модели насоса оказался равен Пу=0,924. При последующем проектировании насосов такого типа объёмный КПД будет расти пропорционально частоте вращения ротора и уменьшению зазоров между ротором и статором.
Таким образом, конструкция, описанная выше, имеет ряд преимуществ, которые могут позволить применять её во многих сферах.
Конкурентные преимущества предлагаемой разработки:
1) простота изготовления ротора и других деталей насоса;
2) возможность высокого напора при низких оборотах;
3) реверсивность работы;
4) возможность работы с различными перекачиваемыми средами;
5) низкая себестоимость;
6) высокий КПД;
7) возможность пуска без заполнения перекачиваемой жидкостью;
8) эффективная работа с частотно-регулируемым приводом.
Разработка может использоваться в машиностроении, теплоэнергетике и других областях применения насосов. В ряде случаев возможно применение в режиме гидропривода. Ввиду значительного удорожания конструкции с ростом возможного нагнетаемого давления планируется проектирование насоса для применения в областях невысоких давлений.
Литература
1. Черкасский В. М., Калинин Н. В. и др. Нагнетатели и тепловые двигатели. - М.: Энергоатомиздат, 1997. - 379 с.
2. Боровин Г. К., Костюк А. В. Математическое моделирование мультифазного двухвинтового насоса. - М.: Институт прикладной математики имени М. В. Келдыша Российской академии наук, 2008.
3. рД 34.01-03 / Изд. 2-е, доп. - Н. Новгород, 2003.
Simulation of energy efficiency rotary pump M. V. Krasheninnikov,
Mari State Technical University, postgraduate student of Department of Mechanical engineering and material authority S. Ya. Alibekov,
Mari State Technical University, D.T.S., professor
The paper describes the development of a new type of rotary pump, its construction and the main advantages in comparison with the most common types of pumps.
Keywords: hydraulic engine, pumps, rotary pump.
вяэмипиии
