Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ известных конструкций перистальтических насосов 8
1.1 Принцип действия и классификация перистальтических насосов 8
1.2 Перистальтические шланговые насосы 16
1.2.1 Современные насосы 16
1.2.2 Назначение и области применения 18
1.2.3 Преимущества и недостатки 19
1.3 Перистальтические шланговые насосы в нефтяной промышленности .
1.4 Постановка цели и задач исследований 25
2 Аналитические исследования работы перистальтического шлангового насоса 27
2.1 Расчетная схема насоса и режимы эксплуатации 27
2.2 Эксплуатация насоса при полном сжатии шланга 30
2.2.1 Подача насоса 30
2.2.2 Мощность и к.п.д. насоса 40
2.2.3 Ресурс работы перистальтического шланга 44
2.3 Эксплуатация насоса при неполном сжатии шланга 46
2.3.1 Подача насоса и создаваемое давление 46
2.3.2 Мощность и к.п.д. насоса 63
2.3.3 Ресурс работы перистальтического шланга 64
2.3.4 Оптимальное сжатие шланга 70
2.4 Выводы 76
3 Разработка лабораторной установки перистальтического шлангового насоса 78
3.1 Конструкция лабораторной установки 78
3.2 Конструкция рабочего органа насоса 81
3.3 Исследования работы насоса 84
3.4 Частота вращения ротора насоса 93
3.5 Выводы 97
4 Разработка и расчет усовершенствованной конструкции перистальтического шлангового насоса 99
4.1 Расчетная схема и подача насоса 99
4.2 Конструкция лабораторной установки 106
4.3 Конструкция выжимного элемента насоса 109
4.4 Выводы.. 121
5 Исследование рабочих характеристик перистальтического шлангового насоса 122
5.1 Цели и методика исследований 122
5.2 Результаты исследований насоса с выжимным роликом 125
5.3 Результаты исследований насоса с выжимным цилиндром 137
5.4 Выводы 143
Основные выводы 145
Литература 146
Приложения 153
- Перистальтические шланговые насосы в нефтяной промышленности
- Подача насоса и создаваемое давление
- Частота вращения ротора насоса
- Конструкция выжимного элемента насоса
Введение к работе
Актуальность работы
В настоящее время существует большое многообразие конструкций
насосов, однако несмотря на это имеется ряд веществ, перекачка которых традиционными средствами в ряде случаев неэффективна, сопряжена с дополнительными затратами или различного рода сложностями. К таким веществам относятся высоковязкие, абразивосодержащие, химически активные, газонасыщенные, токсичные, летучие, радиоактивные, содержащие большое количество твердой фазы, волокнистых включений и др.
В нефтяной промышленности, в частности, актуальными являются проблемы, связанные с перекачиванием различного рода шламов, в том числе нефтесодержащих, из резервуаров и отстойников, перекачиванием высоковязких нефтепродуктов, дозированной подачей вредных или химически активных реагентов в различных технологических процессах, сбором разлитых нефтепродуктов с поверхности земли или воды и т.д.
Для решения подобных задач во многих странах мира начинают получать все большее распространение перистальтические насосы, которые, по данным internet-источников, представляют собой самый быстроразви-вающийся тип современных насосов. Данные насосы отличаются простотой и имеют целый ряд преимуществ, позволяющих применять их для перекачивания практически любых веществ. При этом они полностью герметичны, что особенно важно, учитывая постоянно повышающиеся международные экологические стандарты.
Широкому распространению перистальтических насосов в нефтяной промышленности мешает низкий ресурс их рабочего органа. При этом большинство современных перистальтических насосов изготавливаются по одной конструктивной схеме, что накладывает ограничения по их дальнейшей модернизации. Методом увеличения надежности перистальтического насоса является применение принципиально новой конструктивной
схемы его исполнения, а также выбор оптимального режима его эксплуатации, при которых будут обеспечены максимально благоприятные условия нагружения его рабочего органа.
Создание перистальтического насоса повышенной надежности может способствовать его широкому распространению в нефтяной промышленности для решения широкого спектра задач.
Цель работы
Повышение надежности перистальтического шлангового насоса,
разработка методов его расчета, а также исследование его рабочих параметров на натурном образце в лабораторных условиях.
Задачи исследований
Перистальтические шланговые насосы в нефтяной промышленности
Перистальтический насос представляет собой машину, работа которой основана на принципе перистальтики. Перистальтика [15] - волнообразное сокращение полых трубчатых органов, способствующее передвижению их содержимого в определенном направлении.
Основным элементом перистальтических насосов является рабочий орган, представляющий собой упругий элемент, имеющий, как правило, трубчатую форму, по которому перекачиваемая жидкость продавливается в сторону нагнетания с помощью специальных выжимных элементов. В ходе работы насоса рабочий орган подвергается многократным циклическим нагружениям со стороны выжимных элементов. При этом всасывание перекачиваемой жидкости осуществляется за счет восстановления упругим рабочим органом своей изначальной формы. В качестве рабочего органа перистальтических насосов в основном используется эластичный шланг, поэтому такие насосы часто называют шланговыми.
Перистальтические насосы - это насосы объемного типа, имеющие максимально простой эластичный гидравлический тракт, который может иметь любую необходимую химическую и абразивную стойкость. Данные насосы не имеют уплотнений и клапанов. При этом принципиальным преимуществом перистальтических насосов является абсолютная герметизи-рованность рабочей полости от окружающей среды. Известны другие типы герметичных насосов [6, 16, 27]. Однако они, как правило, значительно сложнее и дороже, чем перистальтические. При этом они имеют множество недостатков, которых лишены перистальтические насосы. В настоящее время перистальтические насосы весьма ограниченно представлены на отечественном рынке, в то время как во многих странах мира в силу своих преимуществ они нашли достаточно широкое применение во многих областях промышленности. В ряде литературных источников содержатся сведения относительно перистальтических насосов [30, 33, 34, 43, 55, 66, 68, 70, 72, 73, 74, 76, 78, 82], где рассматриваются конструкции насосов, их характеристики и области применения. При этом вопросы, посвященные исследованиям, а также теории расчета насосов данного типа представлены весьма ограниченно.
В настоящее время существует большое количество конструкций перистальтических насосов. Каждый перистальтический насос имеет ряд конструктивных признаков, связанных и несвязанных друг с другом. При этом оптимальность конструкции, увязывающая экономические и надежностные показатели, определяется сочетанием этих признаков.
На основе рассмотренных патентов [1, 2, 3, 4, 36, 37, 38, 39, 40, 41, 42], представляющих основные схемы исполнения перистальтических насосов, можно ввести классификацию по ряду основных конструктивных признаков: 1) по типу рабочего органа, по которому продавливается перекачиваемая жидкость - эластичный шланг или мембрана; 2) по расположению рабочего органа в насосе - линейное, U-образное, дуговое, кольцевое и спиральное; 3) по количеству регламентируемых параллельных каналов - один канал или несколько каналов; 4) по типу выжимного элемента, с помощью которого перекачиваемая жидкость продавливается по рабочему органу - ролик, башмак, эксцентрик, толкатель и специальный; 5) по количеству применяемых выжимных элементов - один выжимной элемент или несколько.
В приведенной классификации перистальтических насосов (см. рисунок 1.1) рассматриваются основные их конструктивные элементы, сочетание которых определяет оптимальность той или иной конструкции. При этом по каждому конструктивному элементу можно выделить присущие ему преимущества и недостатки. Тип рабочего органа В перистальтических насосах в качестве рабочего органа применяется либо эластичный шланг, либо мембрана. При работе насоса, при применении в качестве рабочего органа мембраны, степень ее деформации, как правило, меньше, чем при применении шланга. Поэтому ресурс работы мембраны может быть несколько выше. Однако применение мембраны связано с различными сложностями, к числу которых относятся: - сложная система герметизации, что вызывает необходимость изготавливать детали насоса с высокой степенью точности, а также обеспечивать точный их монтаж; - наличие контакта перекачиваемого агента с корпусом насоса, что вынуждает применять для его изготовления дорогие коррозионностойкие материалы. При применении шланга обеспечивается полная герметичность рабочей полости, при этом перекачиваемый агент контактирует только с внутренней поверхностью шланга. Эластичный внутренний слой шланга позволяет перекачивать вещества, содержащие абразивные и твердые включения. При применении шлангов с большой толщиной стенки насос может создавать большое разряжение (до 9 м водяного столба). Расположение рабочего органа В перистальтическом насосе рабочий орган может располагаться либо линейно, либо радиально (в виде дуги, спирали...). При радиальном размещении рабочего органа, система привода насоса, как правило, значительно проще, чем при линейном. Чем проще форма расположения рабочего органа, тем легче его замена и проще конструкция насоса, что имеет особенно важное значение при применении в качестве рабочего органа мембраны. Форма расположения рабочего органа в насосе определяет минимальное количество выжимных элементов, необходимых для его работы. В частности при U - образном расположении рабочего органа необходимо применение как минимум двух выжимных элементов, при дуговом - трех или более, при спиральном - достаточно одного. Количество параллельных каналов В перистальтическом насосе можно обеспечить несколько параллельных каналов путем параллельного размещения нескольких рабочих органов. Применение нескольких параллельных каналов дает возможность пропорционально увеличить подачу насоса, либо дает возможность параллельно перекачивать несколько жидкостей, не смешивая их. Тип выжимного элемента В процессе работы перистальтического насоса воздействие на его рабочий орган осуществляется в основном двумя способами. Либо выжимной элемент с трением перемещается по рабочему органу, либо периодически деформирует его в одном и том же месте в поперечном направлении. Трение, возникающее между рабочим органом и выжимным элементом, является отрицательным фактором, снижающим ресурс рабочего органа насоса.
Подача насоса и создаваемое давление
В полученных выше формулах фигурирует перепад давления на одном сжатом участке шланга. Сжатый участок шланга действует как местное гидравлическое сопротивление для утечек перекачиваемой жидкости в направлении противоположном вращению ролика и соответственно подаче насоса. Основная формула для определения перепада давления в местном сопротивлении, предложенная Вейсбахом, имеет вид [5]:
Основную сложность представляет собой теоретическое определение коэффициента местного гидравлического сопротивления, который зависит от режима движения жидкости в шланге и конфигурации местного сопротивления. В частности при ламинарном движении жидкости погрешность определения коэффициента может достигать 100% [5]. При турбулентном режиме, когда действие сил вязкости не оказывает существенного влияния на движение жидкости, для некоторых видов местных гидравлических сопротивлений коэффициент поддается расчету с достаточной степенью точности.
Неполное сжатие сечения шланга в перистальтическом насосе представляет собой местное сопротивление, аналогом которому могут быть запорные и регулирующие устройства трубопроводов, сужающие сечение трубы. Такого рода гидравлические сопротивления (затворы, клапаны, задвижки, захлопки и др.), сужающие сечение трубы, с гидравлической точки зрения действуют аналогично диафрагме, на что обратил внимание Н.Н. Павловский. Исходя из этого Альтшулем, по полученным им теоретическим зависимостям (с использования работ Жуковского) для диафрагмы в трубе постоянного сечения (см. рис. 2.20), был проведен подсчет коэффициентов сопротивления для различных запорных устройств. Полученные значения были сравнены с опытными данными различных исследователей. Были рассмотрены задвижка в трубе круглого сечения, задвижка в трубе прямоугольного сечения, дроссельный (поворотный) клапан, кран в круглой трубе, кран в прямоугольной трубе, а также диафрагма в трубе постоянного сечения. Анализ полученных результатов показал вполне удовлетворительное совпадение теоретических данных с опытными, особенно если учесть, что для экспериментов использовались трубы разных диаметров и различные по конструкции запорные устройства. Также был сделан вывод, что при турбулентном режиме движения жидкости при заданной степени сужения форма его играет лишь второстепенную роль.
Теоретическая величина коэффициента местного гидравлического сопротивления (для турбулентного режима движения жидкости), полученная Альтшулем для диафрагмы в трубе постоянного сечения, имеет следующий вид [5]:
Учитывая, что при турбулентном режиме движения жидкости по трубе форма гидравлического сопротивления, сужающего ее сечение, при заданной степени сужения не имеет существенного влияния на создаваемый перепад давления [5], коэффициент местного гидравлического сопротивления сжатого участка шланга с достаточной степенью точности можно рассчитать по формуле (2.42). При этом систему рассматриваем относительно роликов. В этом случае скорость на несжатом сечении шланга будет равняться и = от-иф,и формула (2.41) запишется в виде:
Полученная выше формула справедлива для движения жидкости по шлангу, когда местные гидравлические сопротивления (сжатые роликами участки шланга) неподвижны. При этом скорость движения жидкости относительно роликов на несжатом сечении шланга ит - оф создается за счет перепада давления ДР 0.
При работе насоса местные гидравлические сопротивления движутся в сторону нагнетания насоса. В этом случае утечки относительно роликов будут наблюдаться даже при отсутствии перепада давления на сжатых участках (АРмс=0). При этом жидкость будет двигаться относительно шланга со скоростью иф0 ит, и соответственно относительно ролика соскоростью ит-иф0.
Для реального случая работы насоса (когда ролики движутся по шлангу) перепад давления на одном сжатом участке шланга можно опре-, делить по формуле:
Частота вращения ротора насоса
Как было отмечено, в ходе последнего эксперимента на барабан наматывалось 5 витков шланга. Толщина (см. гл. 2) недеформированного шланга при этом составляла tj=34 мм. В ходе проведения испытаний в результате деформации образовалась складка длиной 100 мм со стороны нагнетания насоса. При этом толщина деформированного шланга составила t2=2S мм. Расчеты, проведенные по полученной выше методике, показывают, что удлинение одного витка шланга в данном случае будет составлять Д/=19 мм, как следствие для пяти витков суммарное удлинение будет составлять 95 мм. При этом видим, что экспериментальный результат с высокой степенью точности согласуется с расчетным значением.
Из полученных формул (3.8) и (3.9) видно, что величина образующейся при работе насоса складки шланга зависит от величины деформации его поперечного сечения и прямо пропорциональна количеству витков шланга. Поэтому в следующем эксперименте число витков шланга было уменьшено до четырех, шланг наматывался на барабан с предварительным натяжением и фиксировался к барабану с помощью клея 88 НП [26] с шагом навивки 59 мм.
В ходе исследований было отмечено, что образование складки уменьшилось до допустимых пределов. При этом скорость вращения ротора насоса была выбрана согласно методике приведенной в параграфе 3.4 и составляла 95 об/мин. Наработка насоса проводилась в течение ПО часов при применении в качестве рабочего органа маслобензостойкого шланга (ТУ 38605185 92), имеющего внутренний диаметр 20 мм и толщину стенки 7 мм. Испытания проводились при давлении 0,4 МПа, при этом подача насоса составляла 0,9 м3/ч.
На основании проведенных экспериментов можно заключить, что - во избежание образования складки шланга со стороны нагнетания насоса целесообразно шланг наматывать на барабан с предварительным натяжением; - при необходимости расположения на барабане нескольких витков спирального шланга необходимо обеспечить возможность беспрепятственного накопления его складки со стороны нагнетания насоса во избежание закусывания ее роликом; - при правильном выборе шага навивки шланга, сдвиг его витков не происходит даже при отсутствии дополнительных средств фиксации, например, клея.
В процессе работы перистальтического шлангового насоса эластичный шланг подвергается многократным циклическим деформациям, при этом в результате гистерезисных потерь в материале шланга выделяется большое количество тепла. Известно, что чрезмерное повышение температуры резиновых изделий при многократном циклическом нагружении может стать причиной существенного снижения ресурса их работы [47].
Температура эластичного шланга в процессе работы перистальтического насоса определяется в основном тремя параметрами: числом оборотов ротора, рабочим давлением и температурой перекачиваемой жидкости. Зарубежные компании производители перистальтических насосов приводят методики определения допустимого числа оборотов ротора насоса [70], которое определяется типоразмером применяемого шланга, температурой перекачиваемой среды и рабочим давлением. При этом во избежание перегрева шланга, выбираемое рабочее число оборотов ротора насоса должно быть меньше допустимого:
Из полученного выражения видно, что допустимое число оборотов ротора насоса обратно пропорционально количеству выжимных роликов, т.е. снижение количества выжимных роликов дает возможность пропорционально увеличить число оборотов ротора насоса (при прежнем рабочем давлении и температуре перекачиваемой жидкости). Учитывая, что подача насоса прямо пропорциональна числу оборотов его ротора (см. гл. 2), можно заключить, что снижение количества роликов применяемых в насосе дает возможность пропорционально увеличить его подачу (при пропорциональном увеличении частоты вращения ротора насоса). Например, при использовании в насосе одного выжимного ролика число оборотов ротора насоса может быть в два раза выше, чем при использовании двух роликов п(П =2) = 5 п(п =i) соответственно при этом также в два раза будет выше и подача насоса. Кроме того, при уменьшении количества роликов, при условии, что число оборотов ротора насоса будет прежним, ресурс работы шланга будет пропорционально увеличиваться в результате снижения количества циклов нагружения (см. гл. 2).
При применении перистальтических трубок обладающих высокой термостойкостью в насосах конструкции Watson-Marlow число оборотов ротора может достигать более 600 об/мин [71]. Следовательно, при применении их в насосе нашей конструкции скорость вращения ротора может достигать более 1200 об/мин.
В случае применения перистальтических шлангов высокого давления, которые не обладают достаточной термостойкостью, скорость вращения ротора насоса следует выбирать особенно тщательно с учетом рабочего давления и температуры перекачиваемой жидкости (-20; +80 С). Для этой цели компанией Watson-Marlow для каждого типоразмера выпускаемых ими шлангов высокого давления, при применении в насосах их конструкции, приводятся специальные диаграммы [70]. Данные диаграммы позволяют определить число оборотов ротора и мощность насоса в зависимости от требуемой подачи, рабочего давления и температуры перекачиваемой жидкости.
Учитывая конструктивные отличия нашего насоса от насосов Watson-Marlow, приводимые ими диаграммы могут быть пересчитаны для применения к насосу нашей конструкции. При этом вследствие применения одного выжимного ролика (а не двух) масштаб шкалы "число оборотов ротора насоса" необходимо удвоить. Шкалу "подача насоса" необходимо пересчитать в зависимости от геометрических размеров насоса в соответствии со шкалой "число оборотов ротора насоса" с использованием методик приведенных в гл. 2. Шкалу "мощность насоса" необходимо скорректировать на основе экспериментальных данных, для этого достаточно для какого-либо одного случая определить затраченную мощность при какой-либо конкретной подаче и рабочем давлении. Затраченную мощность N3 можно определить, например, замерив суммарный момент на роторе насоса Мв и угловую скорость вращения ротора насоса й)по формуле:
Конструкция выжимного элемента насоса
При работе перистальтического шлангового насоса его рабочий орган (эластичный шланг) подвергается многократным циклическим нагру-жениям со стороны выжимного элемента. Известно, что срок службы эластичных материалов при циклическом нагружении в основном определяется амплитудой относительной деформации, режимом нагружения, а также характером прилагаемых нагрузок и соответственно возникающих при этом деформаций [29, 47].
Снижение степени деформации шланга при работе насоса обеспечивается путем его эксплуатации при неполном сжатии (см. гл. 2). Снижение частоты нагружения обеспечивается путем снижения количества выжимных элементов в насосе, а также путем снижения частоты вращения ротора насоса (см. гл. 2 и 3). Характер нагрузок в шланге и режим его нагружения прежде всего определяется конфигурацией выжимного элемента, в качестве которого может применяться либо ролик либо цилиндр.
Для оценки эффективности применения той или иной конструкции выжимного элемента необходимо провести их сравнительный анализ по воздействию на эластичный шланг. При этом основными критериями оценки являются характер возникающих в шланге деформаций, а также режим нагружения шланга в процессе работы насоса. В конструкции перистальтического шлангового насоса, описанной в главе 3, как и в большинстве известных конструкций перистальтических насосов, в качестве выжимного элемента применяется цилиндрический ролик (см. рис. 4.8). Применение ролика имеет ряд преимуществ, к числу которых относятся: простота конструкции; легкость монтажа и демонтажа; возможность непосредственного наблюдения за работой шланга в процессе работы насоса; несколько большая, чем в случае применения выжимного цилиндра подача насоса (расчет см. в приложении). На рисунке 4.9 изображена схема воздействия выжимного ролика па эластичный шланг в процессе работы насоса и в состоянии покоя. На рисунке точки А и В представляют собой места контакта наружной и внутренней стенок шланга в состоянии покоя (рис. 4.9, а). В процессе работы насоса эти точки смещаются друг относительно друга на величину х (рис. 4.9, б). Данное смещение вызвано сдвигом наружной стенки шланга относительно внутренней под воздействием силы трения между роликом и шлангом (рис. 3.5). В результате данного смещения в шланге происходит образование сжатого и растянутого участков lj и 12. При этом возникают дополнительные напряжения на сжатом участке шланга, в результате которых образуется пузырь, приводящий к увеличению сопротивления движению ролика по шлангу. В результате увеличения сил сопротивления увеличивается вытягивание шланга в сторону движения ролика. Известно, что растяжение не является оптимальным видом нагруже-ния резины [29]. Под воздействием растягивающих нагрузок в резине проявляется явление ползучести, в результате чего возникают чрезмерные остаточные деформации. Появление остаточных деформаций в шланге в процессе работы насоса приводит к образованию его складки со стороны нагнетания и уменьшению площади его проходного сечения, что может привести к снижению подачи насоса, а также преждевременному выходу насоса из строя. Кроме того, сдвиг стенок шланга вызывает появление дополнительных касательных напряжений в местах максимального перегиба его поперечного сечения, что также имеет отрицательное влияние на срок его службы при многократном циклическом нагружении. В ходе проведения испытаний, описываемых в главе 3, в ряде случаев наблюдалось чрезмерное вытягивание шланга в сторону движения ролика, приводящее к разрушению шланга. Данное явление как раз может быть обусловлено возникновением растянутого участка шланга, образующегося в результате воздействия на него со стороны ролика.
Срок службы шланга во многом определяется режимом его нагруже-ния в процессе работы насоса. Режим нагружения шланга можно проанализировать с использованием зависимости его относительной деформации от времени = /(/) [47].
Время связано с углом поворота ротора следующей зависимостью: где ср - угол поворота ротора насоса; со- угловая скорость вращения ротора насоса. Как следствие при постоянной скорости вращения ротора {со= const) время пропорционально углу его поворота (t ср), т.е. для анализа режима нагружения шланга можно использовать зависимость его относительной деформации от угла поворота ротора насоса є = f{cp).
