RUS | UKR | FR || ДонНТУ | Портал магистров ДонНТУ

Цель и задачи
Актуальность
1. Устройство поршневого насоса с кривошипно-шатунным приводом
2. Определение параметров поршневого насоса
Список литературы

      Целью моей магистерской работы является разработка надежного оборудования для обеспечения процесса дозирования вязких кремов на основе поршневого насоса.
      Данная цель может быть достигнута путем решения следующих задач:
- ускорение технологического процесса;
- проанализировать и выбрать наиболее эффективные средства дозирования;
- создать модель рабочего процесса данной модели;
- минимизация участие человека в этом процессе.

      Процесс дозирования вязких кремов на предприятии занимает много времени и имеет свою специфику, тем самым ограничивая объем готовой продукции.

      Поршневые насосы с кривошипно-шатунным приводом и клапанной системой распределения относятся к машинам, используемым еще в глубокой древности. Их применение для целей водоснабжения известно со II в. до н. э., однако и в наши дни они являются одним из основных широко распространенных типов машин для перемещения жидкостей. Конструктивная схема насосной установки с простейшим насосом такого типа представлена на рис. 1.

      Рабочей камерой служит цилиндр 6, а вытеснителем - плунжер 8 с возвратно-поступательным движением, которое ему сообщает кривошипно-шатунный механизм. Система распределения, обеспечивающая соединение цилиндра попеременно с всасывающей (подводящей) 1 и напорной (отводящей) 3 линиями, состоит из всасывающего 11 и нагнетательного 5 клапанов. Клапаны являются самодействующими. При увеличении объема рабочей камеры (при цикле заполнения), в ней устанавливается давление меньшее, чем давление перед клапаном 11. Под действием возникшей разности давлений клапан поднимается, и камера заполняется жидкостью из всасывающей ЛИНИИ 1.
      При уменьшении объема камеры (при цикле вытеснения), когда плунжер в нее вдвигается, давление в камере начинает повышаться, клапан 11 закрывается и, когда давление в камере достигнет значения, большего, чем давление за клапаном 5, жидкость будет вытесняться через этот клапан в линию 3. Если подвести к линии 1 жидкость под высоким давлением, то плунжер под ее действием не начнет двигаться, так как клапаны допустят свободный проток жидкости в линию 3, где давление меньше. Следовательно, использовать насос с самодействующими клапанами в качестве гидродвигателя невозможно, он необратим.[1]

      По конструкции вытеснителя поршневые насосы разделяют на собственно поршневые (рис. 2) и плунжерные (рис. 1)- В поршневом насосе поршень 4 (рис. 2) перемещается в гладко обработанном цилиндре 5. Уплотнением поршня служит сальник 3 или малый зазор со стенкой цилиндра. В плунжерном насосе (рис. 1) гладкий плунжер перемещается в рабочей камере свободно, а уплотнение 7 размещено неподвижно в корпусе камеры. Так как точная обработка внутренних поверхностей более трудоемка, чем внешних, а доступность ремонта и замена неподвижного наружного уплотнения более просты, чем подвижного внутреннего, плунжерные насосы всегда предпочтительнее, чем поршневые, если особые конструктивные и эксплуатационные требования не исключают их применения.
      Приводные механизмы поршневых насосов принято разделять на собственно кривошипные (рис. 1) и кулачковые (рис. 3). В последних поршень 2 упирается во вращающийся кулачок-эксцентрик 3 через ролик или, как показано на рисунке, шарнирную опору скольжения - башмак 5. Кулачковые насосы позволяют удобно располагать около общего приводного нала несколько качающих узлов, соединенных параллельно с общим подводом и отводом, и получать тем самым непрерывную и выровненную подачу. Из-за обилия пар трения такие насосы наиболее пригодны к использованию для работы на смазывающих неагрессивных и чистых жидкостях.
      Кривошипный механизм (рис. 1) позволяет удобно отделить приводную часть от качающей и обеспечить приводную часть отдельной системой смазки. Если при этом применен выносной ползун 9, то на поршень 8 не действуют боковые контактные силы и уплотнение 7 не изнашивается. Такой насос способен перекачивать любые, в том числе загрязненные жидкости.

      Основной величиной, определяющей размер объемного насоса (объемного гидродвигателя) является его рабочий объем. Рабочий объем насоса и частота его рабочих циклов определяют идеальную подачу. Идеальной подачей объемного насоса называют подачу в единицу времени несжимаемой жидкости при отсутствии утечек через зазоры. Осредненная по времени идеальная подача: Qи= V0 n = Vk zk, где V0 - рабочий объем насоса, т. е. идеальная подача насоса за один цикл (один оборот вала насоса); n - частота рабочих циклов насоса (для вращательных насосов частота вращения вала); Vk — идеальная додача из каждой рабочей камеры за один цикл; z - число рабочих камер в насосе; k - кратность действия насоса, т. е. число подач из каждой камеры за одни рабочий цикл (один оборот вала).[2] Таким образом, рабочий объем насоса: V0 = Vk zk. Чаще всего k = 1, но в некоторых конструкциях k = 2 и более. Действительная подача насоса меньше идеальной вследствие утечек через зазоры из рабочих камер и полости нагнетания, а при больших давлениях насоса еще и за счет сжимаемости жидкости. Отношение действительной подачи Q к идеальной называется - коэффициентом подачи: є = Q/Qи = (Qи -qу- qсж)/Qи, где qу - расход утечек; qсж - расход сжатия. Когда сжатие жадности пренебрежимо мало, коэффициент подачи равен объемному КПД насоса (є = n0): n0 = Q/Qи = Q/(Q+ qу) Полное приращение энергии жидкости в объемном насосе обычно относят к единице объема и, следовательно, выражают в единицах давления. Так как объемные насосы предназначены в основном для создания значительных приращений давления, то приращением кинетической энергии в насосе обычно пренебрегают. Поэтому давление насоса представляет собой разность между давлением P2 на выходе из насоса и давлением P1 на входе в него; Pн = P2 – P1, а напор насоса: Hн = Pн / (pg). Полезная мощность насоса: Nп = Q Pн Мощность, потребляемая вращательным насосом (затрачиваемая приводящим двигателем), Nн = Mн wн, где Mн - момент на валу насоса; wн - угловая скорость его вала. КПД насоса есть отношение полезной мощности к мощности, потребляемой насосом nн = Nп /Nн = QPн/(Mн wн). Для объемных насосов различают гидравлический nг, объемный nо и механический nм КПД, учитывающие три вида потерь энергии: гидравлические - потери напора (давления), объемные - потери на перетекание жидкости через зазоры, и механические - потери па трение в механизме насоса: nг = (P2 – P1)/ Pин = Pн/Pин; nо = Q/(Q+ qу); nм = Nин/Nн, где Pин - индикаторное давление, создаваемое в рабочей камере насоса; Nин - индикаторная мощность, сообщаемая жидкости в рабочей камере. КПД насоса (общий) равен произведению трех частных КПД - гидравлического, объемного и механического: n = nг nо nо. Идеальная подача Qи каждого качающего узла определяется рабочим объемом: V0 = Vн = hS =2r S и частотой вращения п вала Qи = V0 п = hSп, где h = 2r - полный ход поршня; S = пd2/4 - площадь поршня. Если в насосе z качающих узлов, то Qи = V0 п = hSпz. При эксплуатации часто желательно изменять подачу, оставляя постоянным п, так как регулируемые двигатели дорогие. Можно изменять подачу, отводя часть жидкости из напорной линии обратно во всасывающую, например, через перепускной клапан 10 (рис. 1), который при этом делают управляемым. Это неэкономично, так как вся энергия, сообщенная отводимой жидкости, рассеивается в виде тепла при дросселировании в клапане. Наиболее экономично изменять Qи путем изменения на ходу насоса радиуса кривошипа r и, следовательно, его рабочего объема V0. Конструктивно такие системы сложны и применяются ограниченно, поэтому регулируемые поршневые насосы мало распространены.[4]

      Скорость поршня относительно цилиндра будет:

      где y - угол поворота кривошипа; w - угловая скорость приводного двигателя; n - число оборотов вала двигателя в минуту; площадь поршня; L - длина поршня, S=2R - ход поршня равен двум радиусам кривошипа. Мгновенная подача:

      меняется по синусоиде от q=0 при y =0 до qmax при y =90,

      Теоретический объем жидкости, вытесненный насосом за один цикл (один оборот кривошипа), равен рабочему объему насоса:

      Тогда подача насоса однократного действия с учетом объемных потерь будет:

      Эта же подача является средней (Q =Qср ), как если бы всю подачу за один цикл распределить равномерно.[3]

      На данный момент магистерская работа находится в стадии разработки.

1. Гейер В.Г., Тимошенко Г.М. Шахтные вентиляторные и водоотливные установки: Учебник для вузов. – М.: «Недра», 1987. – 270 с.
2. Гейер В.Г., Дулин В.С., Заря А.Н. Гидравлика и гидропривод Учебник для вузов. – М.: «Недра», 1991. – 331 с.
3. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика М Машиностроение, 1971 672 с
4. Башта, Руднев, Некрасов Гидравлика, гидромашины и гидроприводы Учебник для вузов Машиностроение,1982 – 423с.

Наверх страницы