Особенности проектирования объемно-вибрационных насосов для механизации животноводческих ферм и комплексов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Особенности проектирования объемно-вибрационных насосов для механизации животноводческих ферм и комплексов

Г.П. Цыганок, Л.И. Савенок, Ю.А. Крупенин

Аннотация

В статье рассматриваются особенности работы объемно-вибрационных насосов одинарного и дифференциального действия с фильтрующим и фильтрующе-измельчающим устройством на всасывании жидкостей в насос с твердыми и длинноволокнистыми включениями, присутствующими в кормосмесях и жидком навозе. Колебательное движение клапанов насоса в процессе их работы и прямоточность насосной части делают их незаменимыми при использовании на животноводческих фермах, комплексах и транспортировании мезги, птичьего помета, пивной дробины и многих других отходов пищевой промышленности. Предлагаемые варианты выбора основных кинематических режимов их работы и геометрических параметров по результатам наших исследований при подаче кормосмесей и жидкого навоза помогут шире использовать их во многих отраслях промышленности и сельского хозяйства Беларуси.

Annotation

The article examines the influecne of work of volume-vibration pumps of single and differential action with filtering and filter-chopping device on the absorption of liquids into pump with hard and long-fiber inclusions, existing in fodder mixtures and liquid manure. Oscillatory movement of pump valves in the process of their work and direct flow of pump make them irreplaceable at cattle and poultry farms and complexes, for transporting marc, bird litter, brewer grain and many other wastes of food industry. Suggested variants of choice of the main kinematic regimes of their work and geometric parameters, according to the results of our research into the supply of fodder mixtures and liquid manure, will help to use them more widely in many branches of industry and agriculture of Belarus.

Эффективность работы насосных установок для подачи кормовых смесей на животноводческих фермах и транспортирования жидкого навоза определяется соответствием характеристик транспортных трубопроводов и рабочих характеристик насосов [1]. Если диаметр трубопровода и выбор параметров насоса будут производиться без учета их совместной работы, то возможны случаи неудачных решений.

При подаче насоса значительно превышающей минимально допустимую скорость транспортирования кормосмеси или жидкого навоза из условия отсутствия осаждаемости его частиц и заиливания трубопровода (V_кр1 = 0,6-0,8 м/с) [1], то будет иметь место повышенный расход энергии на транспортирование жидкости. Если скорость движения кормосмеси или жидкого навоза в трубопроводе будет свыше критической величины, определяющей переход от ламинарного режима движения вязкой жидкости в трубопроводе к турбулентному (V_кр2 > 3,6 м/с), то потери энергии на перемещение ее возрастут еще выше. Условия правильности выбора параметров трубопровода и подачи насоса соответствуют зависимости

V_кр1 < V_Т < V_кр2,(1)

где V_Т - средняя скорость транспортирования кормосмеси или бесподстилочного навоза.

Анализ источников. Объемно-вибрационный насос одинарного действия с гидравлическим приводом и фильтрующе-измельчающим устройством работает следующим образом [2]. При движении подвижного цилиндра 5 (рис. 1а) вниз создается разрежение в межклапанном пространстве и происходит его заполнение навозной массой. При этом крупноразмерные твердые включения отфильтровываются, а длинноволокнистые компоненты, проходя через входные окна фильтрующей решетки, измельчаются верхними лезвиями неподвижного ножа 4 и нижними режущими кромками подвижных ножей 2. Всасывание массы, минуя режущий аппарат, исключается благодаря тому, что нижняя часть фильтрующей решетки закрыта дном 7. При движении подвижного цилиндра 5 с фильтрующей решеткой вверх происходит вытеснение массы из межклапанного пространства в отвод при одновременном измельчении длинноволокнистых включений, которые не прошли через режущий аппарат при такте всасывания, нижними лезвиями неподвижных ножей 4 и верхними режущими кромками подвижных ножей 2. При необходимости достижения большей степени измельчения предусмотрены установка дополнительных подвижных ножей с режущими кромками 2 и неподвижных ножей 4, а также изменение скорости движения подвижных ножей путем уменьшения частоты перемещения подвижного цилиндра в единицу времени. При повторном перемещении подвижного цилиндра 5 вниз вновь происходит заполнение межклапанного пространства навозной массой, и при этом измельчаются длинноволокнистые включения. Забивание входных окон фильтрующей решетки не происходит вследствие их постоянной очистки при резании длинноволокнистых включений.

Рис. 1. Объемно-вибрационный насос одинарного действия (а) и дифференциального действия (б): а): 1 - коническое дно; 2 - подвижные ножи; 3 - направляющие планки неподвижных ножей; 4 - неподвижный нож; 5 - рабочий цилиндр насоса; 6 - неподвижный рабочий цилиндр насоса; 7 - предохранительное устройство; 8 - отвод; 9 - гидроцилиндры привода рабочего цилиндра насоса; 10 - ограничитель подъема клапана неподвижного цилиндра; 11 - подшипник скольжения подвижного цилиндра; 12 - клапан; 13 - ограничитель подъемного клапана подвижного цилиндра; 14 - болты крепления фильтрующе-измельчающего устройства к подвижному цилиндру насоса; 15 - ребра жесткости фильтрующей решетки; б): 1 - фильтр; 2 - наружный подвижный цилиндр; 3 - сальниковое уплотнение; 4 - внутренний подвижный цилиндр; 5 - тяга; 6 - подшипник скольжения; 7 - наружный неподвижный цилиндр; 8 - выводной патрубок; 9 - шток; 10 - рама; 11 - редуктор; 12 - клиноременная передача; 13 - муфта; 14 - электродвигатель; 15 - эксцентриковый вибратор; 16 - корпус подшипника; 17 - механизм крейцкопфа;18 - клапаны; 19 - скребки.

Объемно-вибрационный насос дифференциального действия состоит (см. рис. 1б) из подвижных наружного 2 и внутреннего 4 цилиндров, в торцах которых установлены клапаны 18 [3], [4], [5]. Наружный цилиндр соединен через тяги 5 с эксцентриковым вибратором 15, внутренний - с тем же вибратором через шатуны и шток 9. Для предотвращения попадания в клапанные узлы длинных волокнистых и твердых включений на подвижных цилиндрах насоса закреплен фильтр 1 со скребками 19. Привод вала вибратора осуществляется через муфту 13, редуктор 11, клиноременную передачу 12 от электродвигателя 14.

Рабочий процесс насоса протекает следующим образом: при движении наружного подвижного цилиндра 2 вниз внутренний подвижный цилиндр 4 движется вверх. В этом случае клапан наружного цилиндра 2 открыт и навоз заполняет пространство между клапанами внутреннего и наружного цилиндров, а клапан внутреннего цилиндра закрыт, и столб жидкости, находящийся над внутренним цилиндром, нагнетается в отвод в объеме, равном ходу внутреннего подвижного цилиндра, умноженного на площадь его поперечного сечения. При движении наружного цилиндра вверх его клапан закрывается. В это время внутренний цилиндр насоса движется вниз, при этом его клапан открывается. Навозная масса, находящаяся в межклапанном пространстве, продавливается движущимся навстречу наружным цилиндром через открытый клапан внутреннего цилиндра и далее в отвод. В дальнейшем процесс работы повторяется. Таким образом, за один оборот эксцентрикового вибратора (коленчатого вала) происходит одно всасывание и два нагнетания, что позволяет отнести насос к числу дифференциальных.

Фильтр, закрепленный на наружном подвижном цилиндре, также перемещается в противофазе относительно скребков 19, закрепленных на внутреннем подвижном цилиндре, что предохраняет клапанные узлы от попадания в них крупных инородных примесей, а также способствует очистке фильтров от них.

При работе насоса с ускорением подвижных цилиндров больше ускорения свободного падения (д ? rщ²/q) происходит инерционное перемещение жидкости в отвод при открытых клапанах обоих цилиндров, что повышает коэффициент объемного наполнения межклапанного пространства значительно больше единицы [6].

Методы исследования. С использованием графо-аналитического метода [7] определены выражения подачи насоса Q_у, коэффициента инерционной подачи , значения углов поворота вала вибратора , при котором начинается инерционное перемещение жидкости в отвод, и угла , при котором заканчивается инерционное перемещение жидкости (рад.) в зависимости от величины кинематического режима работы насоса д.

Конструктивные элементы проектируемого объемно-вибрационного насоса определяются исходя из его производительности, выраженной зависимостью (2):

,(2)

где Q_т - теоретическая подача вибрационного насоса, м³/с; F - площадь поперечного сечения подвижного цилиндра насоса, м²; S - перемещение каждого подвижного цилиндра, м (см. рис 2); n - частота вращения вала вибратора, мин^-1; б - коэффициент инерционной подачи; i - количество рабочих цилиндров. вибрационный насос жидкость помет

Следует отметить, что зависимость (2) получена нами в результате анализа экспериментальных данных, полученных при перекачке кормовых смесей [8] и полужидкого свиного навоза [9], с учетом ряда предпосылок к условиям работы вибрационных насосов на животноводческих фермах, которые учитывались и при вибрационном подъеме воды из артезианских скважин В. М. Усаковским и его учениками [10]. Нами приняты следующие допущения: волновые явления в материале подвижных цилиндров насосов и в транспортируемой массе не имеют места, т. е. подвижные цилиндры насоса транспортирующего как кормосмесь, так и навоз, абсолютно жесткие из-за их незначительной длины по сравнению с водоподъемными и нефтеподъемными трубами специальных насосов, гидравлические сопротивления в цилиндрах и их клапанах отсутствуют, к жидкости применяется принцип отвердения, изменение величины Н от перемещения цилиндров S не принималось во внимание (рис. 2).

Из факторов, определяющих величину подачи, были выделены высота подъема жидкости H¹, ее плотность, избыточное давление над столбом жидкости, кинематические параметры колебаний подвижных цилиндров насоса и величина погружения его клапанов под уровень жидкости H.

Приняв, что положительными считаются силы, способствующие инерционному перемещению жидкости, баланс сил, действующих на клапан, выразится уравнением (3):

-G-P+Y-P_o+P₁= 0,(3)

где G - вес жидкости в отводе, H; Р - сила избыточного давления, Н; Y - сила инерции, Н; Р_о - сила атмосферного давления, Н; Р₁ - сила давления от заглубления клапана под уровень жидкости, Н.

Величина кинематического режима д, показывающего, во сколько раз ускорение подвижных цилиндров насоса больше ускорения свободного падения (д = rщ²/q), при которой начинается инерционное перемещение жидкости, определяется путем подстановки значений величин, составляющих уравнение (3), его решения и приведения к безразмерным параметрам:

,(4)

где k - количество атмосфер напора; в - относительная плотность воды к плотности транспортируемой массы; л - величина, показывающая во сколько раз высота подъема жидкости больше (меньше) десяти метров; ф - отношение величины погружения клапанов к высоте подъема жидкости.

Рис. 2. Схема объемно-вибрационного насоса: а, б - отсчет углов поворота вала вибратора при определении соответственно частоты его вращения и подачи насоса; 1 - наружный подвижный цилиндр; 2 - клапан наружного подвижного цилиндра; 3 - клапан внутреннего подвижного цилиндра; 4 - внутренний подвижный цилиндр; 5 - отвод; 6 - шатун привода подвижных цилиндров; 7 - вибратор.

Коэффициент инерционной подачи б при сделанных выше допущениях и с учетом сил, действующих на клапан насоса, определяется выражением:

,(5)

где ц₁ - угол поворота вала вибратора насоса, при котором начинается инерционное перемещение жидкости в отвод, рад.; ц₂ - угол поворота вала вибратора насоса, при котором заканчивается инерционное перемещение жидкости (рис. 2б), рад.

Значения углов ц₁ и ц₂ определяются зависимостями:

;(6)

.(7)

Уравнение (7) решается приближенными методами.

Из уравнения (5) видно, что величина инерционной подачи б зависит от кинематического режима работы насоса д, определяющего величину углов ц₁ и ц₂ и внешних условий его работы [см. выражения (4), (6), (7)].

Проведенный анализ работы насоса показал, что инерционное перемещение жидкости, в случае его использования для транспортирования кормосмеси и полужидкого навоза на фермах, будет иметь место только при работе насоса на излив. Подача жидкости при избыточном давлении будет осуществляться только за счет ее объемного вытеснения, а возникающие при этом инерционные силы, лишь способствуют лучшему заполнению межклапанного пространства насоса.

При этом коэффициент инерционной подачи б = 0, и выражение (2) по определению теорети-ческой подачи насоса примет вид:

.(8)

Действительная подача насоса Q_у всегда меньше теоретической, так как при перекачивании жидкости имеются утечки через неплотности или несвоевременно закрывающиеся его клапаны и другие возможные неплотности (сальниковые уплотнения цилиндров). Эти утечки учитываются коэффициентом объемного наполнения Q_у/Q_Т. Тогда действительная подача (м³/с) вертикального объемно-вибрационного насоса дифференциального действия определится выражением:

.(9)

Выразив значение площади F сечения цилиндра через его наружный диаметр d_ц формулой и обозначив отношение длины хода подвижного цилиндра к его диаметру S/d_ц через Ш_S, получим выражение для подачи насосной установки в виде:

.(10)

Из выражения (10) можно определить диаметр подвижного цилиндра насоса, соответствующий нужной его производительности Q_у:

.(11)

Потребную подачу насосной установки Q_у при кормлении свиней жидкими кормосмесями определяют по зависимости (12):

,(12)

где K_р - коэффициент перевода сухого корма в жидкий (K_р=2,85-4,00 - при соотношении комбикорма и воды 1…1,85-1…3, т. е. при влажности смеси 68-75 %); m_i - количество животных, находящихся в одной производственной группе (принимают в соответствии со структурой поголовья), гол.; g_i - норма выдачи корма на одно животное в соответствующей группе в сутки, кг; Т_раз - время одного кормления животных, принимается в соответствии с зоотехническими нормами не более 2 ч; K_k - коэффициент кратности кормления животных в течение суток, принимается равным

2 или 3; - плотность кормосмеси (=1020-1100 кг/м³); K_и.ф. - коэффициент использования фонда рабочего времени насосной установки и оборудования кормоцеха (K_и.ф.= 0,78-0,5).

При расчете объемно-вибрационных насосов величины Q_у, i обычно известны, а величины , Ш_s задаются конструктором.

Рекомендуется, по результатам экспериментальных исследований, проведенных нами при перекачке кормовых смесей и бесподстилочного свиного навоза влажностью 69-90 %, для подвижных цилиндров объемно-вибрационных насосов диаметром 130-200 мм принимать Ш_s в пределах 0,8-1,2.

С увеличением хода подвижных цилиндров быстро растут габариты насосной установки по высоте, что делает ее использование неудобным.

Средняя скорость подвижных цилиндров насоса определяется по следующей формуле (рис. 2):

,(13)

с учетом которой зависимость (10) примет вид:

.(14)

Тогда значение d_ц определяется по формуле (23):

(15)

Для объемно-вибрационных насосов, транспортирующих воду, рекомендуется среднюю скорость (V_ср) подвижных цилиндров насоса с клапанами тарельчатого типа принимать в пределах 0,4-0,65 м/сек, с клапанами откидного типа различных конструкций средняя скорость подвижных цилиндров насосов может быть увеличена до 0,6-1,2 м/сек, даже при перекачке кормосмеси и жидкого навоза. При этом обеспечивается безударная посадка клапанов при работе насоса на излив и величине напора до 0,6 МПа.

Диаметры всасывающего (d_в) и напорного (d_н) трубопроводов определяются из условия постоянства расхода во всасывающей и напорной частях насоса:

,(16)

где Vср.в.- средняя скорость всасывания, м/с; Vср.н.- средняя скорость нагнетания, м/с.

Из уравнения (16) определяются диаметры всасывающего и нагнетательного патрубков:

,(17)

.(18)

Расчет клапанных узлов насоса

Исследования работы клапанных узлов насосов, выполненные нами, показывают, что безударная работа тарельчатых клапанов при подаче воды, кормовых смесей и жидкого бесподстилочного свиного навоза имеет значительно большую границу стука по сравнению с обычными поршневыми насосами, подающими воду.

Профессор И. И. Кукалевский опытным путем установил, что посадка клапана происходит без заметного стука [11], если

(19)

или

, (20)

где h_max - максимальная величина подъема клапана тарельчатого типа, мм; n - частота колебаний цилиндра насоса, мин^-1.

Предельные значения критерия безударной работы тарельчатых клапанов с плоской тарелкой для объемно-вибрационного насоса дифференциального действия, исходя из результатов наших исследований, приведены в табл. 1 [12].

Таблица 1. Предельные значения критерия безударной работы тарельчатых клапанов с плоской тарелкой для объемно-вибрационного насоса дифференциального действия

Выбор геометрических параметров клапанного узла при перекачке жидкостей с твердыми включениями следует проводить с учетом свободного прохода через них твердых включений. Тарелка клапана должна свободно пропускать твердые включения максимальной величины, не защемляя их между тарелкой клапана и внутренней поверхностью подвижного цилиндра, и иметь ширину опорной поверхности на седле клапана в пределах 2-5 мм.

При внутреннем диаметре наружного подвижного цилиндра, равном 150 мм, диаметр отверстия в седле его клапана составляет 90 мм. Значит, при подаче 50 м³/ч транспортируемой массы скорость ее всасывания в межклапанное пространство насоса не превысит 2 м/с, при допустимой в проходных сечениях для всасывающего от 1 до 3 м/с и 2-4 м/с нагнетательного клапанов [11].

Исследование влияния жесткости и предварительного сжатия клапанных пружин тарельчатых клапанов показало, что их величина обуславливает допустимый кинематический режим работы насоса, его производительность и величину затрат энергии на подачу одного м³ жидкости.

Рациональные значения жесткости и предварительного сжатия клапанных пружин для принятой конструкции насоса и различных значений амплитуды и частоты колебаний его подвижных цилиндров при подаче воды и кормосмесей различного компонентного состава, обеспечивающих безударную работу клапанов при напоре 0,6 МПа, приведены в табл. 2 .

Таблица 2. Рациональные значения жесткости и предварительного сжатия клапанных пружин для принятой конструкции насоса и различных значений амплитуды и частоты колебаний

Установлено, что высота подъема клапанов подвижных цилиндров при одинаковых параметрах клапанных пружин и величине их деформации при подаче кормосмеси значительно выше, чем при подаче воды. Посадка без удара клапанов наружного и внутреннего подвижных цилиндров на седла происходит благодаря наличию «жидкостной подушки», создаваемой восходящим потоком жидкости, выполняющей роль амортизатора. Такое значение критерия безударной работы клапанов объемно-вибрационных насосов дифференциального действия позволяет при разработке их конструкции задавать значительные величины их подъема, что позволяет перекачивать многокомпонентные кормовые смеси и жидкий навоз, содержащие соответствующие величины твердых включений.

Таким образом, по зависимости (n h_max=2000-3000) следует определить величину подъема тарелки клапана по известным значениям частоты колебаний подвижных цилиндров. При S=100-200 мм, n=200-150 об/мин, h_max составит 15-32 мм, что вполне позволяет пропускать твердые включения до 15-25 мм в диаметре.

Для определения толщины диска (тарелки) клапана (или клапанных пластин для откидных клапанов) можно воспользоваться расчетной формулой для круглой пластины, нагруженной равномерной нагрузкой и опирающийся на жесткий контур:

,(29)

где P_i - наибольшее давление в цилиндре, Н/м²; d_c - диаметр отверстия седла клапана, мм; [у]_и - допускаемое напряжение изгиба для материала клапана, [у]_и=125 Н/м².

Опорную поверхность клапана следует проверить на удельное давление. Допускаемое удельное давление зависит от материала клапана и имеет следующие значения, МПа: для чугуна - 13-14, для бронзы - 14-20, для фосфористой бронзы - 20-60; для нержавеющей стали - 30-80.

Толщина сальниковых уплотнений набивки подвижных цилиндров (S_уп) рассчитывается по формуле:

.(30)

Длина сальниковой набивки (l_с):

. (31)

Толщина стенки подвижных и неподвижных цилиндров насоса определяется из выражения [11]

, (32)

где P - максимальное давление жидкости в цилиндре, Па; d_н - наружный диаметр подвижного цилиндра, мм; [у]_р - допустимое растяжение материала цилиндра, Н/мм² ([у]_р=35-45 Н/мм²); ц - коэффициент прочности, принимаемый равным 1,0 для бесшовных труб и 0,9 - для стальных сварных труб; С - прибавка, учитывающая коррозию и утончение трубы при гибке, принимается равной 1-2 мм.

Потребная мощность электродвигателя (кВт) для привода насоса определяется по следующей формуле:

, (33)

где Q_т - теоретическая подача насоса, м³/с; H - высота напора, м ; в - объемный к.п.д. насоса (в = 0,7-0,9); - плотность перекачиваемой массы, кг/м³; - общий к.п.д. насоса, (= 0,5-0,7).

Заключение

Приведенные особенности расчета объемно-вибрационных насосов одинарного и дифференциального действия позволяют для установок разной потребной производительности, обусловленной технологическими требованиями ферм и комплексов, проектировать установки с нужными параметрами насосной части, обеспечивающими успешную их эксплуатационную надежность и экономичность. Это позволит решать проблему транспортирования полужидких кормосмесей и навоза с наличием в их составе твердых частиц и волокнистых включений, неизбежно присутствующих в их составе, что делает практически невозможным транспортирование их другими типами насосов вследствие частого выхода из строя их клапанных узлов или рабочих органов (лопастные насосы).

Литература

1. Мельников С. В. Технологическое оборудование животноводческих ферм и комплексов: учебное пособие / С. В. Мельников, 2-е изд., перераб. и доп. - Л.: Агропромиздат, Ленингр. отд-ние, 1985. - 627 с.

2.Фильтрующе-измельчающее устройство к насосным установкам для вязких жидкостей. А.С. №1809162 СССР, 5F04B21/06, F04B15/02 / Г. П. Цыганок, Ю. А. Крупенин, Г. А. Нальгачев, Н. А. Колтунов, С. И. Козлов, С. Г. Цыганок; заявитель Белорус. с-х. академия. - № 4912235/29; заявл. от 20.02.1991 // Бюл. Комитета РФ по патентам и товарным знакам. - 1993. - №14. - С. 143.

3. Вибрационный насос для вязких жидкостей. - А.С. 901657 СССР, М.Кл.³ F 04 F 7/00 / Л. И. Савенок, Г. П. Цыганок, С. И. Назаров; заявитель Белорус. с-х. академия. - № 2531499/25-06, заявл. 12.10.77; опубл. 30.01.82. // Бюл. откр., изобр., товар. знаки и пром. образцы. - 1982. - №4. - С. 125.

4. Устройство для очистки фильтра насосной установки. - А.С. 808692.СССР, М.Кл.³ F 04 в 21/6 / Л. И. Савенок, Г. П. Цыганок, С. И. Назаров; заявитель Белорус. с-х. академия. - № 2692427/25-06, заявл. 01.12.78; опубл. 28.02.81 // Бюлл. откр., изобр., товар. знаки и пром. образцы. - 1981. - №8. - С. 123.

5. Вибрационный насос для вязких жидкостей. - А.С. 209210.СССР, Кл. 59а,1 59е8/02 МПК F05b F05g / Г. П. Цыганок, Н. В. Чайчиц; заявл.№ 1064676/25-2 от 28.03.1966; опубл.17.01.1968 // Бюлл. откр., изобр., товар. знаки и пром. образцы. - 1968. - №4. - С. 99.

6. Цыганок, Г. П. Испытания экспериментального образца насоса объемно-вибрационного типа, определение основных параметров его работы, доработка отдельных узлов конструкции по результатам испытаний: научный отчет: Б859876 / Г. П. Цыганок, Л. И. Савенок. - Горки, 1980. - 114 с.

7. Бронштейн, И. Н. Справочник по математике / И. Н. Бронштейн, К. А. Семендяев. - М.: Госиздат, 1963. - 608 с.

8. Цыганок, Г. П. Влияние амплитуды и частоты колебаний подвижных цилиндров насоса дифференциального действия на производительность, коэффициент объемного наполнения и его к.п.д. / Г.П. Цыганок, Л.И. Савенок, А.И. Острейко/ Сб. научных трудов БГСА. - Вып. 40. - Горки, 1978. - С. 63-66.

9. Савенок, Л. И. Исследование и обоснование параметров рабочих органов объемно-вибрационного насоса, предназначенного для перекачивания навозных масс / Л. И. Савенок // Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции молодых ученых. - М., 1981. - С. 156-157.

10. Усаковский, В. М. Инерционные насосы. / В. М. Усаковский. - М.: Машиностроение, 1973. - 200 с.

11. Чиняев, И. А. Поршневые насосы / И. А. Чиняев. - М.-Л.: Машиностроение, 1966. - 185 с.

Размещено на Allbest.ru