Насос аксиальный: Принципы работы аксиально-поршневых насосов, устройство поршневого гидронасоса

Содержание

Принципы работы аксиально-поршневых насосов, устройство поршневого гидронасоса

Аксиально-поршневой насос представляет собой механизм, который преобразовывает механическую энергию, берущуюся с вращающегося вала, в энергию, которая приводит рабочую жидкость в движение. При обратном процессе, когда движение жидкости будет подаваться с обратной стороны, можно спровоцировать работу самого вала. В таком случае поршневой гидронасос будет выступать в роли класического мотора.

Благодаря универсальности такого блока, он получил широкое применение в разных сферах. Его можно встретить, как в промышленности, так и в работе в частном производстве. Гидравлические насосы устанавливаются в экскаваторах, в буровых машинах, кранах и других подъемных установках, а так же в бульдозерах. Они применимы во всех системах, которые функционируют под малыми и большими нагрузками.

Аксиально-поршневые насосы: устройство и принципы работы

Каждая модель устройства может отличаться несколькими параметрами, однако главные составляющие части, которые отвечают за работу аппарата остаются неизменными.

Гидравлический насос можно разбить на следующие детали:

  1. Поворотный вал, с помощью которого и осуществляется основная работа детали;
  2. Блок цилиндров. Приводится в движение под нагрузкой вала;
  3. Наклонный диск, на который крепится сам поршень;
  4. Нажимной диск. С его помощью регулируется степень нажатия на вал;
  5. Поршневая группа, отвечающая за работу блока цилиндров. При правильной работе механизма, поршень совершает полное действие забора и отдачи рабочей смеси в то время, как вал совершает только одно вращение;
  6. Шаровая опора;
  7. Распределительный диск.

Поршневые гидронасосы на рынке встречаются в нескольких конфигурациях. Первое устройство поставляется шайбой наклонного типа, второе имеет наклонный блок. В отличие от приборов с шайбой, в наклонных приводной вал построен т-образным способом. Это меняет конструкцию настолько, что он крепится вместе с подшипниками. Блок цилиндров при этом располагается под углом к оси вала.

А благодаря поршням и шатунам, которые работают под воздействием вала, цилиндрический блок приходит в движение.

Принцип работы системы аксиально-поршневых насосов заключаются в том, что из-за угла между валом и блока цилиндра часть поршней выходит из ротора, в то же время другая часть движется в противоположную сторону. Такое действие позволяет уменьшать объем рабочих камер, либо увеличивать их в зависимости от конкретного случая.

Благодаря этому идет выдавливание и всасывание рабочей жидкости. Она проходит через специальное окно, сделанное в основании цилиндрического блока и распределительного диска. После пройденного этапа, рабочая жидкость движется дальше по каналам устройства.

Так же одним из отличий приборов с наклонным блоком является то, что в нем можно механически воздействовать на величину хода поршней. Работая с поршневым гидронасосом достаточно поменять угол наклона блока цилиндра. Данное вмешательство откорректирует исходные значения рабочего объема гидравлических насосов.

Особенности регулируемых аксиально-поршневых насосов

Работая с поршневым гидронасосом, стоит понимать, что это непростая система, которая требует к себе особого ухода. Однако, несмотря на всю сложность устройства, оно может подвергаться ремонту и профилактической чистки для лучшей пропускной способности рабочих каналов.

Для того чтобы жидкость циркулировала в полном объеме и помогала гидравлическим системам работать в оптимальном режиме, достаточно периодически промывать устройство, и его отдельные элементы, керосиновым составом. Пазы цилиндрического блока чистятся при помощи разрезного притира из чугуна. С поршневой группой стоит обходиться аккуратней и использовать при чистке индустриальное масло, не применяя абразивные пасты, которые могут повредить покрытие. Восстановление цилиндров и всей рабочей части необходимо проводить на специальном станке, так как их поверхность требует шлифовки.

Однако такой ремонт может не подойти гидравлическим аппаратам, имеющим крупные повреждения. Это могут быть трещины и вмятины на крышке корпуса, а так же сколы на его рабочей поверхности. Механическое воздействие не поможет и в случае, когда цилиндры имеют на своих стенках сильные задиры, а поршни искривлены и нарушают общую геометрию системы.

Несмотря на сложность конструкции и непростой принцип работы насоса, из-за которого устройство может выйти из строя, данный агрегат имеет немало преимуществ:

  1. Небольшой вес, благодаря чему работа с гидронасосом и его заменой не вызывает сложностей;
  2. Есть возможность регулировать частоту вращения вала;
  3. Органы управления, находящиеся в устройстве, имеют относительно небольшие размеры, что позволяет добиваться небольшой инерции при работе механизмов;
  4. Большая производительная мощность. Скорость вращение вала может варьироваться от 500 до 4000 оборотов в минуту, что позволяет аппарату работать под большими нагрузками;
  5. Давление в системе может достигать 40 мегапаскалей, которые устройство может поддерживать долгое время;
  6. Минимальные зазоры между рабочими блоками и соединительными муфтами, что позволяет обеспечивать идеальную герметичность внутренних камер;
  7. Можно изменять направление рабочей жидкости в системе.

Как и во всех сложных конструкциях и приборах, данные насосы имеют и ряд недостатков. Главным образом выделяются:

  1. Высокая стоимость оборудования и его компонентов;
  2. Большой шум прибора при работе под высоким давлением;
  3. Ремонт возможно проводить только в специализированном центре с применением специального оборудования.

Гидравлические насосы имеют широкое применение, поэтому при работе с ними не придется испытывать неудобства. Комплектующие всегда есть в наличие и представлены лучшими производителями.

Аксиально-поршневой насос — устройство, принцип работы, плюсы и минусы: tvin270584 — LiveJournal

Насос аксиально-поршневой – это техническое устройство, относящееся к категории гидравлических машин. Гидравлические машины – это агрегаты, которые передают механическую энергию водной рабочей среде или выполняют обратное действие по добыче энергии из воды и её передаче рабочему механизму. Такое оборудование довольно давно стало использоваться в различных сферах жизни людей. В этой статье мастер сантехник рассмотрит устройство, принцип действия, преимущества и недостатки гидронасоса аксиально-поршневого типа.

Что собой представляет гидронасос аксиально-поршневого типа

Насос гидравлический аксиально-поршневой, как и радиально-поршневой, является устройством объемного типа, которое функционирует за счет изменения объема рабочих камер. В гидравлических насосах аксиально-поршневой группы такие рабочие камеры сформированы расточками, которые выполнены в цилиндрическом блоке. В отличие от радиально-поршневых насосов, у аксиально-поршневых машин внутренние рабочие камеры располагаются параллельно по отношению к поршням и оси самого устройства. В ходе перемещения поршней такого насоса при вращении цилиндрического блока происходит увеличение или уменьшение объема рабочих камер, что и позволяет устройству всасывать и отдавать перекачиваемую им жидкость.

Как и у радиально-поршневых насосов, рабочие камеры аксиально-поршневых устройств соединены с всасывающим и нагнетательным патрубками, через которые и осуществляются забор и отдача перекачиваемой воды.

Процесс соединения рабочих камер с всасывающим и нагнетательным патрубками насосов, относящихся к аксиально-поршневой группе, происходит поэтапно. По тому, как работает гидравлический насос, относящийся к аксиально-поршневому типу, он схож с паровыми и радиально-поршневыми насосами.

Конструктивные особенности и принцип действия

Устройство аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком

Гидронасос аксиально-поршневого типа состоит из следующих элементов:


  • Поршней, также называемых плунжерами, которые входят в состав блока цилиндров;

  • Элементов шатунного типа;

  • Ведущего вала, который также называется основным;

  • Механизма, который выполняет распределительные функции.

Принцип, по которому работает поршневой гидронасос аксиального типа, основывается на том, что его основной вал, вращаясь, сообщает движение элементам блока цилиндров. Вращение основного вала насосов аксиально-поршневого типа преобразуется в возвратно-поступательное перемещение поршней, совершаемое параллельно оси блока цилиндров. Именно благодаря характеру таких движений поршня, которые являются аксиальными, насос и получил свое название.

Принцип работы аксиально-поршневого гидронасоса

В результате движения, совершаемого поршнями в цилиндрах аксиально- плунжерного насоса, происходит попеременное всасывание и последующее нагнетание жидкости через соответствующие патрубки. Соединение рабочей камеры насоса с его всасывающими и нагнетающими линиями происходит последовательно, при помощи специальных окон, выполненных в распределительном механизме. Чтобы минимизировать риск возникновения неисправностей при работе блока цилиндров гидронасосов аксиально-поршневого типа, а также обеспечить надежную эксплуатацию такого устройства, его распределительный механизм максимально плотно прижимается к блоку цилиндров, а окна такого блока разделяются между собой специальными уплотнительными прокладками.

На внутренней поверхности окон распределительного механизма выполнены дроссельные канавки, наличие которых позволяет уменьшить величину гидравлических ударов, возникающих в трубопроводной системе при работе насоса. Наличие таких канавок на внутренней поверхности окон распределительного механизма помогает максимально плавно повышать давление рабочей жидкости, создаваемое в цилиндрах.

Как становится понятно из вышеописанной конструкции аксиально-поршневого гидравлического насоса, его рабочими камерами являются цилиндры, расположенные параллельно (аксиально) оси его ротора, а вытеснение жидкости из таких цилиндров осуществляется за счет возвратно-поступательных движений поршня.

Видео

В сюжете — Принцип работы аксиально-поршневого регулируемого гидронасоса

Основные разновидности

По своему конструктивному исполнению поршневой гидронасос, как и гидромотор аксиально-поршневого типа, может относиться к одной из следующих категорий:


  • Устройства с шайбой, устанавливаемой под определенным углом;

  • Аксиально-поршневые насосы или гидромоторы, оснащенные блоком цилиндров наклонного типа.

Блок цилиндров гидромоторов и гидравлических насосов аксиально-поршневого типа, оснащенных наклонной шайбой, установлен соосно по отношению к приводному валу и при этом жестко связан с ним. Поршни, перемещающиеся в проточках рабочей камеры, опираются своей торцевой поверхностью на шайбу, которая устанавливается под углом к оси приводного вала. Принцип работы такого аксиально-поршневого насоса заключается в том, что при совместном вращении соединенных между собой приводного вала и наклонной шайбы поршни устройства начинают двигаться возвратно-поступательно, уменьшая или увеличивая таким образом объем рабочих камер.

Когда же объем рабочих камер начинает изменяться, осуществляется всасывание и выталкивание перекачиваемой через насос жидкости. Устройства с наклонной шайбой относятся к регулируемым гидронасосам, так как, изменяя угол, под которым расположена рабочая поверхность наклонной шайбы, можно менять и параметры потока перекачиваемой жидкости. Более того, при помощи такого насосного устройства можно осуществлять реверсирование подачи воды, изменяя направление угла наклона шайбы к оси приводного вала на противоположное. Насосы аксиально-поршневого вида, оснащенные наклонной шайбой, устанавливаются в гидравлических системах, работающих под средними и высокими нагрузками.

Принципиальные схемы аксиально-поршневых гидромашин

Корпус аксиально-поршневых гидравлических насосов, оснащенных блоком цилиндров наклонного типа, имеет V-образную конфигурацию, а их приводной вал выполнен в виде буквы Т. Угол, под которым блок цилиндров рассматриваемого аксиального насоса расположен к оси приводного вала, может составлять от 26 до 40°, а количество поршней доходит до 7 штук. Принцип работы такого аксиально-поршневого насоса состоит в следующем: когда начинает вращаться приводной вал, соединенный с поршнями посредством шатунных механизмов, приводится во вращение и наклонный блок цилиндров, а поршни, расположенные в аксиальных проточках, начинают совершать движения возвратно-поступательного типа, тем самым уменьшая или увеличивая объем рабочих камер.

Процесс всасывания и нагнетания перекачиваемой рабочей среды в аксиально-поршневых насосах такого вида осуществляется через специальные отверстия-окна, выполненные в распределительном устройстве, которое располагается неподвижно относительно вращающегося наклонного блока цилиндров. В отличие от паровых и радиально-поршневых насосов, в устройствах данного типа можно регулировать объем рабочей камеры. Решается такая задача регулировкой угла наклона блока цилиндров по отношению к оси приводного вала при помощи специальных механизмов.

В аксиально-поршневых насосах применяется унифицированный качающийся узел

В зависимости от того, как реализована конструктивная схема плунжерного насоса аксиального типа, он может относиться к одному из двух видов:


  • В устройствах, оснащенных двойным несиловым карданом, достигается полное соответствие углов, измеряемых между промежуточным, ведущим и ведомым валами. При работе гидравлических насосов данной категории их валы (ведущий и ведомый) двигаются синхронно, что позволяет снизить нагрузку на карданный вал, который, взаимодействуя с диском, передает крутящий момент.

  • Насосы аксиально-поршневого типа имеют конструкцию, в которой реализована схема точечного касания поршней с поверхностью наклонного диска. В таком устройстве отсутствуют карданные и шатунные механизмы, что упрощает его конструкцию. Наиболее значимым недостатком аксиально-поршневых насосов данной категории является то, что для их запуска необходимо принудительно выдвинуть поршневые элементы из рабочих камер и затем прижать их торцевую часть к поверхности наклонного диска. Между тем за счет простоты конструкции регулярное техническое обслуживание и ремонт гидронасосов данного типа не представляет больших сложностей.

Видео

В сюжете — Принцип работы аксиально поршневого насоса с наклонной шайбой

Достоинства и недостатки

Аксиально-поршневой гидромотор и гидравлический насос данного типа при сравнении с радиальными и паровыми устройствами отличаются следующими достоинствами:


  • При достаточно компактных размерах и небольшом весе такие устройства обладают внушительной мощностью и достойной производительностью.

  • За счет компактных размеров и небольшого веса насосы, относящиеся к аксиально-поршневому типу, при работе создают небольшой момент инерции.

  • Частоту вращения выходного вала аксиально-поршневого гидромотора регулировать очень легко.

  • Данные устройства эффективно функционируют даже при достаточно высоком давлении рабочей среды и при этом создают соответствующий крутящий момент выходного вала.

  • В таких установках можно изменять объем рабочей камеры, чего не удается достичь при использовании гидронасосов и гидромоторов радиально-поршневых.

  • Частота, с которой вращается выходной вал гидромоторов данного типа, в зависимости от модели может находиться в диапазоне 500–4000 об/мин.

  • В отличие от насосов радиально-поршневых, которые могут работать при давлении рабочей жидкости, не превышающем значение 30 мПа, аксиальные установки способны функционировать при давлении, доходящем до 35–40 мПа. При этом потери величины такого давления будут составлять всего 3–5%.

  • Поскольку поршни аксиальных насосов устанавливаются в рабочих камерах с минимальными зазорами, достигается высокая герметичность таких установок.

  • При использовании насосов данного типа можно регулировать как направление подачи, так и давление рабочей жидкости.

Как и у любых других технических устройств, у аксиально-поршневых насосов есть недостатки:


  • Такие насосы стоят достаточно дорого.

  • Сложность конструктивной схемы значительно затрудняет ремонт аксиально-поршневых гидронасосов.

  • Из-за не слишком высокой надежности эксплуатировать гидравлические механизмы данного типа следует только согласно инструкции, иначе можно столкнуться не только с невысокой эффективностью работы такого устройства, но и с его частыми поломками.

  • При использовании насосного оборудования данного типа жидкость в гидравлическую систему подается с большой пульсацией и, соответственно, расходуется неравномерно.

  • Из-за высокой пульсации, характерной для функционирования таких насосов, гидравлика, которой оснащена трубопроводная система, может работать некорректно.

  • Гидравлические механизмы аксиально-поршневого типа очень критично реагируют на загрязненную рабочую среду, поэтому использовать их можно только с фильтрами, размер ячеек которых не превышает 10 мкм.

  • Аксиально-поршневые гидравлические устройства из-за особенностей своей конструкции издают при работе значительно больше шума, чем модели насосов и гидравлических моторов пластинчатого и шестеренного типа.

К аксиально-поршневому типу, как упомянуто выше, могут относиться не только гидравлические насосы, но и гидромоторы. Принцип работы гидромотора практически идентичен принципу действия аксиально-поршневого насоса. Основная разница состоит в том, что совершается такая работа в обратной последовательности: в устройство под определенным давлением подается жидкость, которая и заставляет двигаться поршни гидромотора, приводящие во вращение его выходной вал.

Видео

В сюжете — Разборка и промывка гидромотора серия MR100

В продолжение темы посмотрите также наш обзор Центробежный насос — устройство, принцип действия, преимущества и недостатки


Источник
http://santekhnik-moskva. blogspot.com/2019/04/Aksialno-porshnevoy-nasos.html

Отличие аксиальных от кривошипно-шатунных насосов, установленных в аппаратах высокого давления

Сегодня существует достаточно много различных видов помп для аппаратов высокого давления. Каждый из них имеет свои особенности, преимущества и недостатки. В данной статье мы рассмотрим отличия между наиболее востребованными насосами для АВД — аксиальным и кривошипно-шатунным. Что же о них следует знать?

Аксиальный насос для АВД

Аксиально-плунжерный насос применяет почти нулевую сжимаемость воды для своей работы. Фактически это частный случай поршневого насоса. Аксиальные помпы применяют там, где важен большой крутящий момент и компактные габариты. Основой насоса служит плунжерная пара, которая представляет собой идеально подогнанную втулку и поршень. Именно из-за высокой точности аксиальные помпы отличаются стабильностью работы и востребованы при изготовлении аппаратов высокого давления.

В аксиально-плунжерных насосах одновременно применяется сразу несколько плунжеров. При этом их ход сравнительно небольшой, как и суммарное изменение объема. Это компенсируется высокой частотой вращения привода. Иными словами помпа за короткий промежуток времени может перекачивать достаточный объем жидкости для того, чтобы создавать большое давление. Для современных моек высокого давления часто применяют насосы с наклонным диском (шайбой).

Чтобы защитить помпу от протечки рабочей жидкости или масла применяются сальниковые уплотнения. Для моек высокого давления они жизненно необходимы, так как различные химические добавки, попавшие на механизмы вместе с водой, способны привести к возникновению коррозии.

В процессе эксплуатации аксиальных насосов неизбежны пульсации (по сути гидроудары). Для их смягчения количество плунжеров делается нечетным — 3, 5 и т.д. Однако пульсации не всегда будут лишними, если дело связано с удалением сильных загрязнений. Особенно это касается современного оборудования и аксессуаров для автомоек.

Преимущества

  • При небольших габаритах и весе мощность и производительность внушительная.
  • При работе создается небольшой момент инерции.
  • Очень просто можно регулировать частоту вращения выходного вала.
  • Можно изменять объем рабочей камеры.
  • Рабочие камеры подобных водяных помп полностью герметичные.
  • Можно легко регулировать как давление рабочей жидкости, так и направление её подачи.

Недостатки

  1. Сравнительно большая стоимость.
  2. Сложность конструкции (усложняется ремонт).
  3. Необходимо строго соблюдать инструкцию по эксплуатации.
  4. Плохо работают с загрязненной водой (нужно применять фильтры).
  5. При работе аксиальные помпы создают много шума.

Поршневые насосы для АВД

Поршневые помпы были первыми гидравлическими машинами, способными преобразовывать энергию движения поршня в энергию жидкости. При этом важнейшим элементом конструкции является кривошипно-шатунный механизм (поэтому поршневые помпы часто называют кривошипно-шатунными). Именно данный узел преобразовывает вращательное движение в возвратно-поступательное.

Преимущества

Поршневые насосы для АВД считаются максимально простыми и при этом надежными. Кроме этого, имеется возможность регулировки значения напорного давления при помощи изменения частотных диапазонов поршневого хода. Также кривошипно-шатунные помпы отличаются сравнительно большими габаритами, а большинство узлов и деталей взаимозаменяемые.

Недостатки

Стоит указать и на недостатки поршневых насосов. Так отсутствует возможность последовательно соединить несколько помп в одну цепь из-за высокого давления на входе. С помощью данного оборудования также нельзя перекачивать жидкости с абразивными частицами. Кроме этого, обязательным условием их работы является необходимость в дополнительной системе охлаждения.

Подводя итоги

Так что же в итоге лучше: аксиальный или кривошипно-шатунный насос для АВД? Однозначный ответ дать трудно. Все зависит от ваших конкретных нужд, предпочтений и финансовых возможностей. Почему все так неоднозначно? Все заключается в различиях между данными видами помп.

Аксиальные насосы чаще применяются в бытовых и некоторых профессиональных АВД, а вот кривошипно-шатунные больше встречаются именно в специализированных моделях моек. Первый вариант более компактный, диапазон вращения широкий. Второй вариант гораздо надежнее, мощнее, ресурс существенно больше.

Помимо этого, в аксиальных насосах можно при необходимости изменять объем рабочей камеры. Но они более чувствительны к количеству и качеству масла. Из-за меньшей частоты вращения поршневые модели менее подвержены износу.

Если сравнивать их на практике, следует заметить, что аксиальная схема привода АВД фирмы Karcher отличается компактными габаритами и практичностью в эксплуатации. Подобное оборудование хорошо подойдет для домашнего использования или мини-мойки. А вот оборудование бренда Portotecnica с кривошипно-шатунным механизмом имеет большой ресурс работы. Именно эта особенность делает такую технику востребованной среди профессиональных автомоек.

Аксиально-поршневой насос устройство и принцип работы

Содержание

  • 1 Устройство и общий принцип
  • 2 Конструкция с наклонным блоком или диском
  • 3 Принцип работы насосов
  • 4  Регулируемые аксиальные насосы

Устройство и общий принцип

В поршневом насосе жидкость вытесняется поршнем. В цикле работы такого насоса можно выделить два этапа:

  • нагнетание, когда жидкость вытесняется из насоса;
  • всасывание, когда жидкость поступает в рабочую камеру.

          

На этапе нагнетания подача насоса будет максимальной. А на этапе всасывания подача будет отсутствовать.

То есть, при работе поршневого насоса будут наблюдаться высокие пульсации подач. Это не желательное явление, так как плавную работу исполнительных органов  гидропривода, при высоких пульсациях, обеспечить не удастся. Проще говоря, гидроцилиндры будут двигаться рывками, что вызовет вибрацию всей установки станка, пресса или грузоподъемной машины.

Для того чтобы снизить пульсации, можно установить на одном приводном валу несколько качающих узлов с поршнями.

Если ось вращения вала перпендикулярна осям рабочих органов, или составляет с ними угол более 45°, то такой насос называют радиально-поршневым.

Радиально-поршневой насос

Если ось вращения вала параллельна осям рабочих органов, или составляет с ними угол менее 45°, то такой насос называют аксиально-поршневым.

Аксиально-поршневой насос

То есть, аксиально-поршневой насос – это ротор на поршневой насос, у которого ось вращения приводного вала параллельна осям рабочих органов или составляет с ними угол менее 45°.

Аксиально-поршневой насос

Конструкция с наклонным блоком или диском

Для того, чтобы обеспечить линейное перемещение поршней, при вращении вала, необходимо наклонить блок цилиндров относительно оси вращения. Либо наклонить диск, на который опираются поршни.

В первом случае, насосы будут называться аксиально-поршневыми с наклонным блоком, во втором – с наклонным диском.

 

Принцип работы насосов

Вытеснителями в аксиально-поршневых машинах могут быть поршни или плунжеры.

Насосы с плунжерами иногда называют аксиально-плунжерными. Однако часто эту особенность названия и не отражают, и называют насос аксиально-поршневым, не зависимо от того, что является вытеснителем – поршень или плунжер.

В аксиально-поршневых насосах с наклонным блоком, оси рабочих органов находятся под углом к оси приводного вала. Этот угол определяет величину хода поршней. Его величина меньше 45 °. В большинстве конструкций угол наклона составляет 20°-30°.

При вращении вала, ротор или блок цилиндра также приводится во вращение через шарнирно установленные на приводном валу поршней.

Ротор прижимается к сферической поверхности распределительного диска, на которой выполнены два серповидных паза.

При вращении приводного вала, каждый из поршней перемещается в отверстиях ротора. Величина перемещения зависит от угла наклона блока.

Когда поршень перемещается, увеличивая объем рабочей камеры, жидкость через серповидный паз всасывается и заполняет камеру.

Когда поршень движется в противоположное направление, объем рабочей камеры уменьшается. Жидкость через другой серповидный паз вытесняется. Отверстия в роторе, в которых перемещаются поршни, распределены равномерно. В тот момент, пока одни поршни вытесняют жидкость, другие – движутся в обратном направлении. Это обеспечивает непрерывную подачу рабочей жидкости насоса со значительно сниженными пульсациями.

В аксиально-поршневых насосах с наклонным диском, оси рабочих органов параллельны оси приводного вала. Перемещение поршней или плунжеров внутри ротора обеспечивается наклонным диском, на которую через толкатели опираются плунжеры.

Ротор зафиксирован на валу с помощью шпонки, поэтому, при вращении приводного вала, вращается и ротор, а вместе с ним и плунжеры.

Плунжеры, при вращении приводного вала, перемещаются в отверстиях ротора.

При увеличении рабочей камеры жидкость заполняет её. Когда плунжер движется в противоположном направлении, жидкость вытесняется в напорную магистраль.

 Регулируемые аксиальные насосы

Ход поршней зависит от угла наклона блока или диска.

Получается, если изменить этот угол, то можно изменить объём рабочей камеры насоса. А значит, регулировать его подачу.

Насосы, конструкция которых предусматривает изменение объёма рабочей камеры, называют регулируемыми.

Существуют регулируемые насосы с наклонным блоком и с наклонным диском.

В данной конструкции на наклонный диск с одной стороны воздействует пружина, а с другой – управляющий плунжер.

При увеличении давления под плунжером, угол наклона диска будет уменьшаться, подача насоса будет снижаться.

В данном регулируемом аксиально-поршневом насосе с наклонным блоком установлена винтовая передача, которая позволяет изменять угол наклона блока, а значит изменять рабочий объём и подачу насоса.

 

Гидронасосы. Типы. Характеристики преимущества и недостатки различных конструкций.

Если вы хотите сказать спасибо автору, просто нажмите кнопку: 

2. Гидронасосы. Типы. Характеристики преимущества и недостатки различных конструкций.

Гидравлические насосы предназначены для преобразования механический энергии (крутящий момент, частоту вращения)  в гидравлическую (подача, давление). Существует большое разнообразие типов и конструкций гидравлических насосов, но всех их объединяет единый принцип действия – вытеснение жидкости. Насосы использующие принцип вытеснения называются объемными. Во время работы внутри насоса образуются изолированные камеры, в которых рабочая жидкость перемещается из полости всасывания в полость нагнетания. Поскольку между полостями всасывания и нагнетания не существует прямого соединения, объемные насосы очень хорошо приспособлены для работы в условиях высокого давления в гидросистеме.

Основными параметрами гидронасосов являются:

• Рабочий объем (удельная подача) [см3/об] – это объем жидкости вытесняемый насосом за 1 оборот вала.

• Максимальное рабочее давлени [МПа, bar]

• Максимальная частота вращения [об/мин]

Классификация объемных насосов по типу вытесняющего элемента показана на Схеме 1.


Схема 1.

При выборе типа насоса для гидросистемы необходимо учитывать ряд факторов свойственных определенным типам насосов и особенности разрабатываемой гидросистемы. Основными критериями выбора насоса являются:

  • Диапазон рабочих давлений
  • Интервал частот вращения
  • Диапазон значений вязкости рабочей жидкости
  • Габаритные размеры
  • Доступность конструкции для обслуживания
  • Стоимость

Далее будут рассмотрены различные типы насосов с описанием их конструктивных преимуществ и недостатков.

1.Поршневые Насосы

1.1 Ручные насосы

Простейшим насосом использующим принцип вытеснения жидкости является ручной насос. Данный вид насосов используется в современной технике для обеспечения гидравлической энергией  исполнительных гидродвигателей (в основном линейного перемещения) вспомогательных механизмов. Вторым, часто встречающимся, назначением ручных насосов в гидросистемах является использование его как аварийного источника гидравлической энергии.Давления развиваемые этими насосами лежат в диапазоне до 50МПа, но чаще всего данные насосы используют на давлениях не более 10-15МПа. Рабочий объем до 70 см3. Рабочий объем для ручного насоса это суммарный объем жидкости вытесняемый им за прямой и обратный ход рукоятки. Обычно насосы с малым рабочим объемом способны достигать больших величин рабочего давления, это связано с ограничением силы прикладываемой к рычагу пользователем.

Принцип действия ручного насоса одностороннего действия изображен на рис. 1. При ходе поршня вверх через обратный клапан КО2 происходит всасывание жидкости из бака, клапан КО1 при этом закрыт. При ходе поршня вниз происходит вытеснение жидкости через клапан КО1 в напорный трубопровод, клапан КО2 – закрыт.

На рис. 2 показан  ручной насос двустороннего действия. При ходе поршня вверх через обратный клапан КО4 происходит всасывание жидкости из бака в нижнюю полость. Одновременно происходит вытеснение рабочей жидкости внапорный трубопровод через клапан КО1. Клапана КО2 и КО3 при этом закрыты. При ходе поршня вниз через обратный клапан КО2происходит всасывание жидкости из бака в нижнюю полость. Одновременно происходит вытеснение рабочей жидкости в напорный трубопровод через клапан КО3. Клапана КО1 и КО4 при этом закрыты.

Внешний вид ручного насоса показан на рис. 3.


Рис. 1


Рис. 2


Рис. 3

Достоинства и недостатки:

Достоинства

  • простота конструкции.
  • высокая надежность.
  • отсутствие приводного двигателя.

Недостатки

  • Низкая производительность

1.2 Радиально-поршневые насосы

Радиально-поршневые насосы это разновидность роторно-поршневыхгидромашин. Эти насосы применяются для гидросистем с высоким давлением (свыше 40МПа). Эти насосы способны длительно создавать давления до 100МПа.Отличительной особенностью насосов данного типа является их тихоходность, частота вращения насосов данного типакак правило не превышает 1500-2000 об/мин. Частоты вращения до 3000 об/мин можно встретить только для насосов рабочим объемом не более 2-3 см3/об.

Радиально-поршневые насосы бывают двух типов:

  • С эксцентричным ротором
  • С эксцентричным валом

Радиально-поршневой насос с эксцентричным ротором изображен на рис. 4. Конструктивно поршневая группа насоса установлена в роторе насоса. Ось вращения ротора и ось неподвижного статора смещены на величину эксцентриситета e. При вращении ротора поршни совершают поступательное движение. Величина хода составит 2e. Насос данной конструкции имеет золотниковое распределение. При вращении цилиндры поочередно соединяются с полостями слива и нагнетания разделенными перегородкой золотника, расположенного в центре.


Рис.4

Радиально-поршневой насос с эксцентричным валом изображен на рис. 5. Конструктивно поршневая группа насоса установлена в статоре насоса. Ось вращения вала и ось неподвижного статора совпадают, но на валу имеется кулачок, который смещен на величину е относительно центра вращения вала. При вращении вала, кулачок заставляет поршни совершать поступательное движение. Величина хода составит 2e.  Насос данной конструкции имеет клапанное распределение.  При вращении вала поршни выдвигаясь из цилиндров наполняются жидкостью через клапана всасывания. Нагнетание жидкости происходит через клапана нагнетания  при вхождении поршней в цилиндры.

Данная конструкция редко используется как насосная и намного чаще используется в гидромоторах, о которых будет рассказано в одной из следующих статей.


Рис.5

Рабочий объем гидромашин данного типа можно рассчитать по формуле:


где       z – число поршней

dп – диаметр поршня

е – эксцентриситет

Радиально поршневые насосы могут иметь конструкцию с переменным рабочим объемом. Регулировка рабочего объема происходит за счет изменения величины эксцентриситета е.

Из двух описанных конструкций большее распространение получили радиально-поршневые насосы с эксцентричным валом. Это явилось следствием более простой конструкции. Фотографии радиально-поршневых насосов с эксцентричным валом представлены на рис. 6.


Рис. 6(а)


Рис. 6(б)

Достоинства и недостатки насосов радиально-поршневого:

Достоинства

  • простота конструкции.
  • высокая надежность.
  • Работа на давлениях до 100МПа.
  • Относительно малый осевой размер.

Недостатки

  • Высокая пульсация давления
  • Малые частоты вращения вала
  • Больший вес конструкции по отношению к аксиально-поршневым машинам.

1.3 Аксиально-поршневые насосы

Аксиально-поршневые насосы – это разновидность роторно-поршневых гидромашин с аксиальным расположением цилиндров (т.е. располагаются вокруг оси вращения блока цилиндров, параллельны или располагаются под небольшим углом к оси).Существует деление по типу вытеснителя на аксиально-плунжерные и аксиально-поршневые гидромашины. Отличаются они тем, что в первых в качестве вытеснителей используются плунжеры, а во вторых — поршни см. рис. 7.


Рис. 7

Насосы данного типа являются самыми распространёнными в современных гидроприводах. По количеству конструктивных исполнений они во много раз превосходят прочие типы гидронасосов. Эти насосы обладают наилучшими габаритно-весовыми характеристики (иными словами имеют высокую удельную мощность), обладают высоким КПД.Насосы этого типа способны даватьдавление до 40МПа и работать на высоких частотах вращения (насосы общего применения имеют частоты до 4000 об/мин, но существуют специализированные насосы этого типа с частотами вращения до 20000 об/мин).

Все аксиально поршневые насосы можно разделить на 2 типа:

  • Снаклонным блоком (ось вращения блока цилиндров располагается по углом к оси вращения вала)
  • С наклоннымдиском (ось вращения блока цилиндров совпадает с осью вращения вала)

На рис. 8 показана конструктивная схема аксиально поршневого насоса с наклонным блоком. При вращении вала насоса, вращается шарнирно соединенный с ним блок цилиндров. При этом поршни совершают поступательные движения. Блок цилиндров прилегает к распределителю  который имеет два паза: один паз соединен с линией всасывания, а другой с линией нагнетания. При выдвижении поршня цилиндр движется над пазом всасывания (см. вид А рис.8) и наполняется жидкостью. После прохождения нижней мертвой точки (точки в которой поршень находится в максимально выдвинутом состоянии) цилиндр соединяется с пазом нагнетания в распределителе и начинает вытеснять жидкость из цилиндра пока не достигнет верхней мертвой точки (точки в которой поршень находится в максимально утоленном в цилиндр состоянии). Далее Цилиндр снова соединяется с пазом всасывания и цикл повторяется. Система распределения используемая в данной конструкции насоса называется золотниковой.


Рис.8

Утечки из цилиндров во время нагнетания скапливаются в корпусе насоса. Чтобы не допустить роста давления в корпусе, на насосах данной конструкции имеется линия дренажа. Если ее заглушить, то это приведет к выходу из строя манжеты вала и нарушению герметичности насоса, а в некоторых случаях – к разрушению корпуса насоса.

На рис. 9 показана конструкция насоса с наклонным диском.


Принцип работы насоса с наклонным диском аналогичен работе насоса с наклонным блоком. Насос данной конструкции так-же имеет золотниковое распределение.  Отличие конструкций состоит в соосности осей вала и блока цилиндров.

Рабочий объем аксиально-поршневых насосов можно рассчитать из следующего выражения:


где       z – число поршней

dп – диаметр поршня

Dц– диаметр расположения цилиндров

γ – угол наклона диска(блока)

Для насосов конструкций рис. 8,9возможны исполнения с изменяемым рабочим объемом. Изменение рабочего объема происходит за чет изменения угла наклона диска или блока (в зависимости от конструкции).

Для аксиально-поршневых насосов необходим механизм синхронизации вращения приводного вала и блока цилиндров. Существует четыре основных способа такой синхронизации:

  • Синхронизация одинарным (силовым) карданом
  • Синхронизация двойным (несиловым) карданом
  • Синхронизация шатунами поршней (бескарданная схема)
  • Синхронизация коническим зубчатым зацеплением.

Аксиально-поршневой насос с наклонным блоком представлен на рис. 10. В данной конструкции синхронизация вращения вала и блока цилиндров осуществлена посредством конической зубчатой передачи.

Регулируемый аксиально-поршневой насос с наклонным диском  представлен на рис. 11.



Рис. 11

Рассмотрим еще одну довольно распространённую конструкцию  насоса с наклонным диском. Это конструкция аксиально-плунжерного насоса с неподвижным блоком, клапанным распределением и приводом плунжеровкулачкового типа (вращающейся наклонной шайбой). По ГОСТ  17398-72 этот тип насоса классифицируется как аксиально-кулачковый. Схема такого насоса показана на рис. 12.


Рис. 12

Эта конструкция имеет принципиальные отличия от конструкции изображенной на рис. 9. Насос на рис. 12 в отличие от предыдущей конструкции на рис. 9 имеет неподвижный блок цилиндров, совмещенный с корпусом, наклонный диск объединенный с валом и клапанное распределение рабочей жидкости. Ход плунжера определяется вращением наклонного диска. Система распределения работает следующим образом: выдвигаясь из цилиндра поршень создает в камере разряжение и через клапан всасывания камера наполняется жидкостью из полости корпуса, объединенной со всасыванием. При вхождении в цилиндр клапан всасывания находится в закрытом состоянии, происходит вытеснение рабочей жидкости из рабочей камеры через клапан нагнетания в линию нагнетания.

Некоторые конструкции аксиально-кулачковых насосов могут работать на давлениях до 70МПа.

Примечательным является факт отсутствия в данной конструкции линии дренажа так как всасывание осуществляется непосредственно из корпуса насоса. При этом в корпусе насоса абсолютное давления ниже атмосферного. По этой причине в данной конструкции повышенные требования предъявляются к уплотнению вала, при выходе из строя которого насос подсасывает воздух и подает гидросистему смесь воздуха и рабочей жидкости. Такой «воздушный коктейль» приводит к вибрациям в гидросистеме и выходу из строя ее элементов, включая насос.

Рабочий объем рассчитывается по той-же зависимости что и для описанных выше конструкций аксиально-поршневых насосов. Следует отметить что насос данной конструкции не имеет исполнения с регулируемым рабочим объемом.

Фотография насоса сконструктивным вырезом показана на рис. 13.


Достоинства и недостатки насосов аксиально-поршневого типа:

Достоинства

  • простота конструкции.
  • Работа на давлениях до 70МПа.
  • Высокий КПД.
  • Частоты вращения до 4000 об/мин
  • Высокая удельная мощность.

Недостатки

  • Высокая пульсация давления
  • Высокая стоимость по сравнению с другими типами гидронасосов.

2. Шестеренные насосы

Шестеренные насосы относятся к типу роторныхгидромашин.  Рабочими элементами (вытеснителями) являются две вращающиеся шестерни. Различают два основных типа таких насосов:

  • Насосы внешнего зацепления
  • Насосы внутреннего зацепления.

Частным случаем шестеренных насосов с внутренним зацеплением являются героторные насосы.

Шестеренные насосы широко распространены в гидросистемах с невысокими (до 20 МПа) давлениями.  Они широко применяются в сельскохозяйственной, дорожной технике, мобильной гидравлике, системах смазки. Используются для обеспечения гидравлической энергией гидроприводов вспомогательных механизмов в сложных гидросистемах. Столь широкое распространение шестеренные насосы получили за простоту конструкции, компактность и малый вес. Платой за простоту конструкции стало довольно низкое значение КПД (не более 0,85), низкое рабочее давление, и небольшой ресурс (особенно на давлениях ≈20МПа). Шестеренные насосы могут работать на частотах вращения до 5000об/мин.

Существуют образцы шестеренных насосов на давления до 30МПа однако ресурс таких насосов на порядок ниже.

2.1 Шестеренные насосы внешнего зацепления

Основными элементами шестеренных насосов внешнего зацепления являются шестерни. При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубьев переносится из линии всасывания в линию нагнетания (рис.14).   Поверхности зубьев А1 и А2 вытесняют при вращении шестерен больше жидкости чем может поместиться в пространстве освобождаемом  зацепляющимися зубьями B1 и B2. Разность объемов, высвобождаемых двумя парами зубьев вытесняется в линию нагнетания. В месте зацепления шестерен при работе насоса образуются области «запертого» объема, что вызывает пульсации давления в линии нагнетания.

Рабочий объем шестеренного насоса можно определить из зависимости:


Где     m – модуль зубьев

z – число зубьев

b – ширина зуба

h – высота зуба

Шестерни насосов внешнего зацепления в большинстве конструкций имеют прямой зуб, однако встречаются конструкции таких насосов с косым и шевронным зубом. Преимущество применения косого зуба состоит в меньшем уровне пульсаций за счет того что в месте зацепления «запертые» объемы не образуются. Недостатком конструкций с косым зубом является возникающая осевая сила, для восприятия которой нужно включать в конструкцию упорные подшипники. Этот недостаток отсутствует в насосах с шевронным зубом, где осевая сила компенсируется формой зуба. У насосов с шевронным зубом также малый уровень пульсаций.


Рис. 14

Конструктивный разрез шестеренного насоса с внешним зацеплением показан на рис. 15.


Рис. 15

Достоинства и недостатки шестеренных насосов внешнего зацепления:

Достоинства

  • простота конструкции.
  • Частоты вращения до 5000 об/мин
  • Низкая стоимость

Недостатки

  • Высокая пульсация давления
  • Низкий КПД
  • Сравнительно низкие давления

2. 2   Шестеренные насосы внутреннего зацепления

Отличительной особенностью шестеренных насосов внутреннего зацепления является меньший уровень пульсаций и как следствие малый уровень шума. В связи с этим они находят широкое в стационарных машинах и механизмах, а так-же на мобильной технике работающей в закрытых помещениях.

Принцип работы шестеренного насоса с внутренним зацеплением  состоит, как и у насосов внешнего зацепления, в переносе жидкости во впадинах шестерен от линии всасывания в линию нагнетания. В зоне всасывания при вращении шестерен объем камеры, образованной зубьями шестерен и серпообразным разделителем, увеличивается(см. рис. 16). При этом происходит наполнение рабочей камеры жидкостью из линии всасывания. В зоне нагнетания происходит процесс вытеснения рабочей жидкости в линию нагнетания, т.к. объем камеры в этой зоне при вращении шестерен уменьшается.


Рабочий объем шестеренного насоса с внутренним можно определить из зависимости:


Где     m – модуль зубьев

z – число зубьев внутренней шестерни

b – ширина зуба

h – высота зуба

Конструктивный разрез шестеренного насоса с внутренним зацеплением показан на рис. 17.


Рис.17

Достоинства и недостатки шестеренных насосов внутреннего зацепления:

Достоинства

  • простота конструкции.
  • Частоты вращения до 4000 об/мин
  • Низкий уровень шума
  • Низкая стоимость

Недостатки

  • Низкий КПД
  • Сравнительно низкие давления

2.3 Героторные насосы.

Героторные насосы это разновидность шестеренных насосов с внутренним зацеплением. Отличие от классической конструкции шестеренного насоса с внутренним зацеплением состоит в отсутствии серпообразного разделителя. Разделение полостей всасывания и нагнетания реализовано за счет применения специального профиля. Его форма такова что в зоне где должен находиться серпообразный разделитель обеспечен постоянный контакт шестерен. (рис.18). Принцип работы насоса данной конструкции точно такой же как и шестеренного насоса с внутренним зацеплением. Героторные насосы обычно используют при невысоких давлениях (до 15МПа) и подачах до 120 л/мин. При этом частоты вращения составляют не более 1500 об/мин.

Изображение героторногопоказано насосана рис. 19.


Рис.18

Рабочий объем героторного насоса можно определить из выражения:


Где     Аmin,Аmin – минимальная и максимальная площадь межзубьевой камеры

z – число зубьев внутренней шестерни

b – ширина зуба

\

Рис.19

Достоинства и недостатки героторных насосов:

Достоинства

  • Простота конструкции
  • Низкий уровень шума

Недостатки

  • Невысокий КПД
  • Высокая по сравнению с шестеренными насосами стоимость

2.4 Роторно-винтовые насосы.

Еще одной разновидностью шестеренного насоса можно считать винтовые насосы. Их рабочие элементы можно представить как косозубые шестерни с количеством зубьев равному числу заходов винтовой нарезки. Главным преимуществом этих насосов является равномерность подачи и как следствие низкий уровень шума. Достоинством насоса также является его способность перекачивать жидкости с твердыми включениями. Давление развиваемое насосом может составлять до 20МПа. Частоты вращения до 1500 об/мин.

Ввиду сложности изготовления данного типа насосов, они не получили широкого распространения и применяются лишь в специфических гидросистемах. Существуют двух (рис. 20) и трехвинтовые (рис. 21) конструкции насосов.



Достоинства и недостаткироторно-винтовых насосов:

Достоинства

  • Низкий уровень шума
  • Низкий уровень пульсаций

Недостатки

  • Невысокий КПД
  • Высокая стоимость

3.   Пластинчатые насосы.

Пластинчатые гидронасосы это гидромашины в которых роль вытеснителя рабочей жидкости выполняют радиально расположенные пластины, которые совершают возвратно-поступательные движения при вращении ротора. В российской литературе пластины часто называют – шиберами, а насосы – шиберными.

Различают пластинчатые гидронасосы однократного действия и двойного действия. У насосов однократного действия за один оборот вала гидромашины процесс всасывания и нагнетания осуществляется один раз, в машинах двойного действия — два раза.

Пластинчатые насосы имеют низкий уровень шума и хорошую равномерность подачи. Также эти насосы имеют сравнительно большие рабочие объемы при небольших габаритах. Пластинчатые гидронасосы могут работать на давлениях до 21МПа при частотах вращения до 1500 об/мин.

3.1 Насос однократного действия

Принцип работы насоса однократного действия состоит в следующем. При сообщении вращающего момента валу насоса ротор насоса приходит во вращение (см. рис. 22). Под действием центробежной силы пластины прижимаются к корпусу статора, в результате чего образуется две полости, герметично отделённых друг от друга. При прохождении пластин через область всасывания, объем рабочих камер между ними увеличивается и происходит всасывание рабочей жидкости.При прохождении пластин через область нагнетания, объем рабочих камер между ними уменьшается и происходит вытеснение рабочей жидкости в линию нагнетания. Для обеспечения прижима пластин в зоне нагнетания в полость под ними подводится давление из линии нагнетания. В некоторых случаях дополнительный прижим пластин организуется за счет установки пружин под пластины.

Рабочий объем пластинчатого насоса однократного действия рассчитывается как:


Где     e – эксцентриситет

b – ширина пластины

Насосы однократного действия конструктивно могут иметь исполнения с регулируемым рабочим объемом. Регулировка рабочего объема происходит за счет изменения величины эксцентриситета e.


Рис. 22

Достоинства и недостатки пластинчатых насосов однократного действия:

Достоинства

  • Низкий уровень шума
  • Низкий уровень пульсаций
  • Возможность регулировки рабочего объема
  • Низкая по сравнению с роторно-поршневыми насосами стоимость.
  • Менее требователен к чистоте рабочей жидкости.

Недостатки

  • Большие нагрузки на подшипники ротора.
  • Сложность уплотнения торцов пластин
  • Низкая ремонтопригодность
  • Сравнительно невысокие давления (до 7МПа)

3.2 Насос двойного действия

Принцип действия насоса двойного действия полностью аналогичен принципу работы насоса однократного действия (рис. 23). Отличием является наличие двух зон всасывания и двух зон нагнетания. Для обеспечения прижима пластин в зоне нагнетания, также как и насосов однократного действия, подводится давление нагнетания.


Рис. 23

Рабочий объем пластинчатого насоса двойного действия рассчитывается как:


Где     b – ширина пластины

Изображение внутреннего устройства пластинчатого насоса двойного действия показано на рис. 24.


Рис. 24

Достоинства и недостатки пластинчатых насосов двойного действия:

Достоинства

  • Низкий уровень шума
  • Низкий уровень пульсаций
  • Возможность регулировки рабочего объема
  • Уравновешенность радиальных нагрузок в роторе.
  • Низкая по сравнению с роторно-поршневыми насосами стоимость.
  • Менее требователен к чистоте рабочей жидкости.
  • Большие по сравнению пластинчатыми насосами однократного действия давления (до 21МПа)

Недостатки

  • Низкая ремонтопригодность
  • Сложность уплотнения торцов пластин

4. Рекомендации по выбору насоса для гидросистемы.

Выбор типа и насоса нужно осуществлять исходя из условий работы гидросистемы, ее назначения и требований к параметрам потребного потока рабочей жидкости.

Основными параметрами при выборе типа насоса являются:

  • Уровень действующих давлений рабочей жидкости;
  • Класс чистоты рабочей жидкости;
  • Диапазон вязкостей рабочей жидкости;
  • Экономическое обоснование применения.

При выборе насоса для гидросистемы следует учитывать большое количество определяющих факторов. Основными критериями с которых необходимо начать выбор насоса являются необходимая подача Qи давлениеp. Также в начале процедуры подбора необходимо четкое представление о типе приводного двигателя. В зависимости от предназначения и базирования механизма приводимого в действие гидросистемой приводной двигатель может быть электрическим или двигателем внутреннего сгорания. При выборе мощности приводного двигателя следует определить необходимую для гидросистемы гидравлическую мощность, которую можно приблизительно определить по зависимости (1).


где     Q – подача насоса [л/мин]

p – давление в гидросистеме [МПа]

ɳ — КПД насоса (шестеренного и пластинчатого ɳ=0,85, для роторно-поршневого ɳ=0,9)

После определения мощностивыбирается тип гидронасоса исходя из характеристик свойственных для каждого из типов насосов и рабочего давления. Необходимый рабочий объем гидронасоса определяется как:


где     Q – необходимая подача насоса [л/мин]

n – частота вращения двигателя [об/мин]

Определив необходимый рабочий объем насоса,выбираем по каталогу насос выбранного типа с наиболее близким значением рабочего объема. После чего взяв из каталога реальные значения q0и ɳ, рассчитываем реальное значение подачи насосаQ:


и проверяем насос на совместимость с выбранным двигателем по мощности (см. выражение (1)).

При необходимости наличия регулируемой подачи насоса, помимо установки регулируемого насоса, можно применить насос постоянного рабочего объема при этом подачу регулировать оборотами приводного двигателя. Данный способ регулирования может быть осуществлен в ограниченных характеристиками двигателя пределах.

Для ступенчатой регулировки скорости гидродвигателя в гидросистеме можно применять два насоса илимногосекционные насосы, фактически представляющие собой несколько насосовконструктивно выполненных одним блоком. Для регулировки скорости в этом случае необходимо подключать или отключать секции насоса изменяя тем самым суммарную подачу насоса. Способы коммутации секций будут описаны в статьях 7 и 8.

5. Причины отказа насосов.

При эксплуатации насоса следует обращать внимание на условия его работы. Наиболее часто неисправность насоса бывает вызвана:

  • Попаданием посторонних частиц (грязи)
  • Масляным голоданием
  • Работой на водно-масляной эмульсии
  • Работой на воздушно-масляной смеси
  • Работой с перегрузкой по давлению
  • Превышением допустимых оборотов
  • Превышение давления в корпусе
  • Перегревом рабочей жидкости

6. Заключение.

Данная статья написана в помощь специалистам осуществляющим ремонт, обслуживание и эксплуатацию гидросистем станочного оборудования и мобильных машин. Ознакомившись с вышенаписанным материалом, читатель получает базовые сведения о самых распространённых типах гидравлических насосов, их преимуществах и недостатках. Также в материале имеется простейший алгоритм определения мощности насоса и подбора приводного двигателя.

Следует отметить что практически все описанные конструктивные типы насосов могут использоваться в качестве гидромоторов, но об этом в следующей статье…

Все типы насосов описанные в данной статье можно приобрести на нашем сайте или в розничном магазине г. Люберцы. Возможна поставка гидроагрегатов и запасных частей по всей России и СНГ. Также, вы всегда  можете получить консультации по гидрооборудованию у наших специалистов.

Внимание! Данная статья авторская. При копировании ее с сайта обязательно указывать источник!

С Уважением,

Начальник конструкторского отдела

Лебедев М.К.

Тел.: 8(800) 550-42-20 


Аксиальный погружной насос Wilo-EMU KPR, расход до 1200 (м³), напор: до 8 м

Компания OPEKS Energysystems в Украине

ruua

  • Каталог оборудования
  • Насосы
  • Погружные насосы

Распечатать

Цена: уточняйте

Быстрый заказ введите номер телефона

Наименование параметра

Значение

Подключение к сети

3~400 В, 50 Гц

Режим работы в погруженном состоянии

 S1

Макс. температура перекачиваемой жидкости (более высокая температура по запросу)

3 ‐ 40 °C

Уплотнение

в зависимости от типа электродвигателя с двумя скользящими торцевыми уплотнениями или блочной уплотнительной кассетой

Свободный проход

 85–130 мм

Макс. глубина погружения

20 м

d и 1.94 Q d .

Рисунок 14

Диаграмма колебаний давления в частотной области при RPGC.

Изображение в полный размер

Путем сравнения частотной области пульсаций давления в каждой точке контроля при трех режимах потока обнаружено, что пульсации давления в точке контроля в области рабочего колеса относительно велики в высокочастотной области под условия потока 1,30 Q d and 1.94 Q d , and the pulsation in the high-frequency region is relatively small under the flow condition of 1. 62 Q d . Состав сигнала пульсаций давления также прост, в основном сосредоточен на частоте гармоники высокого порядка частоты лопасти. Это может быть связано с тем, что условия потока 1,62 Q d являются оптимальной точкой насосной системы при RPGC, неблагоприятный поток в насосе уменьшается, а преобразование энергии насоса в условиях турбины относительно стабильный. При сравнении пульсаций давления в разных точках контроля установлено, что возникновение высших гармоник частоты лопаток имеет определенную закономерность. Например, при тех же условиях потока, особенно в 1,62 Q d гармоническая составляющая появляется вблизи входа рабочего колеса, а гармоническая составляющая также появляется в середине и на выходе рабочего колеса.

Амплитуда основной частоты пульсаций давления

На этом участке измеряется амплитуда основной частоты сигналов пульсаций давления в каждой точке контроля при особых условиях работы, как показано на рис. 15. Для упрощения выражения амплитуда основной частоты частота называется MFA. Следует отметить, что МФА точек мониторинга П2, П3 и П4, измеренные в экспериментах на ДК, составляют 0,136, 0,099 и 0,049 соответственно.

Рисунок 15

Амплитуды основных частот точек контроля при особых условиях эксплуатации.

Изображение в полном размере

На рис. 15а показано, что, когда насосная система работает при близком к нулю напоре, жидкость течет через входное отверстие рабочего колеса, проходит через выходное отверстие рабочего колеса и, наконец, вытекает из выходного отверстия направляющего аппарата. МИД каждой точки контроля постепенно уменьшается по пути, а максимальное значение МИД в районе рабочего колеса всегда появляется в точке контроля входа рабочего колеса Р2. Когда H  = 0,30 м, H  = 0 м и H  =  − 0,30 м, максимальные MFA составляют 0,056, 0,050 и 0,055 соответственно. Минимальное значение MFA в районе рабочего колеса всегда отображается на P4 точки контроля выходного отверстия рабочего колеса. Минимальные MFA H  = 0,30 м, H  = 0 м и H  =  − 0,30 м составляют 0,018, 0,016 и 0,025 соответственно. По сравнению с ДК МФА точек мониторинга П2, П3 и П4 уменьшилась на 62,99 %, 63,00 % и 66,86 % соответственно при H  = 0 м.

На рисунке 15b показано, что когда насосная система находится под РПЦ, за исключением точки контроля P2, MFA точки контроля уменьшается с увеличением расхода. Максимальное значение MFA в области крыльчатки всегда появляется в контрольной точке на входе в крыльчатку P4, что согласуется с выводом, сделанным Ma et al. 3 после изучения колебаний давления реверсивного насоса при реверсивном режиме. В 0,66 Q d расход, минимальное значение МИД в районе рабочего колеса появляется при Р2 контрольной точки на выходе из рабочего колеса, а МИД составляет 0,023. При расходах 0,82 Q d и 0,98 Q d минимальное значение МИД появляется на Р3 в середине рабочего колеса, а МИД составляет 0,070 и 0,074 соответственно. По сравнению с ДК, в оптимальной точке РПК МФА точек контроля П2 и П3 уменьшилась на 76,58% и 68,33% соответственно, а МФА точки контроля П4 увеличилась на 43,84%.

На рисунке 15c показано, что когда насосная система находится под RPGC, за исключением точки контроля P2, MFA точки контроля увеличивается с увеличением расхода. Однако расположение максимального значения МФА в каждой точке мониторинга имеет определенную случайность. При условии расхода 1,30 Q d максимальное значение MFA появляется в контрольной точке выхода рабочего колеса P2 при реверсивном режиме, и MFA составляет 0,092. В условиях потока 1,62 Q d и 1,94 Q d , максимальная МИД появляется в контрольной точке Р3 в середине рабочего колеса, а МИД составляет 0,176 и 0,38 соответственно. Минимальное значение MFA всегда появляется в контрольной точке входа рабочего колеса P4 при реверсивном режиме работы, а минимальные значения MFA составляют 0,252, 0,118 и 0,019 при расходах 1,30 и 1. 94 Q d соответственно. По сравнению с ДК МФА точек мониторинга П2, П3 и П4 увеличилась на 24,16 %, 77,71 % и 139,92 % соответственно в оптимальной точке РПГК.

Составляющие частотного деления пульсаций давления

На рис. 16 показаны амплитуда ПФ и высших гармонических составляющих ППФ в каждой точке контроля при особых условиях эксплуатации. На рисунке 16 видно, что пульсация давления каждой точки контроля в районе рабочего колеса в основном состоит из частотных составляющих 2BPF и 3BPF, кроме основной частоты, и имеется определенная пульсация на частотной составляющей SF. Возникновение частотной составляющей SF в основном связано с механическими дефектами, такими как осевой дисбаланс насосной системы.

Рисунок 16

Частотные колебания давления в точках контроля рабочего колеса при особых условиях эксплуатации.

Изображение полного размера

На рис. 16а показано, что при H  = 0 м амплитуды частоты SF, частоты 2BPF и частоты 3BPF в точке контроля на входе в рабочее колесо 0,08 P20,0 8,0 P20. 0,018 соответственно, что составляет 7,60%, 5,60% и 36,00% МЖК соответственно. C p амплитуды частоты ПФ, частоты 2BPF и частоты 3BPF в точке контроля выхода рабочего колеса P4 равны 0,004, 0,016 и 0,012 соответственно, что составляет 25,00 %, 100,00 % и 75,00 % МЧД соответственно.

На рис. 16b показано, что в оптимальной точке RPC амплитуды частоты SF, частоты 2BPF и частоты 3BPF в точке контроля входа рабочего колеса P4 составляют 0,005, 0,070 и 0,043 соответственно, что составляют 7,14%, 100% и 61,43% МФА соответственно. C p амплитуды частоты ПФ, частоты 2BPF и частоты 3BPF в точке контроля на выходе из рабочего колеса P2 равны 0,006, 0,021 и 0,005 соответственно, что составляет 18,84 %, 65,93 % и 15,70 % МЧД соответственно.

На рисунке 16в показано, что в оптимальной точке RPGC амплитуды частоты SF, частоты 2BPF и частоты 3BPF в точке контроля входа рабочего колеса P4 составляют 0,012, 0,090 и 0,071 соответственно, что составляют 10,21%, 76,56% и 60,39% МФА соответственно. C p Амплитуды частоты ПФ, частоты 2BPF и частоты 3BPF в точке контроля на выходе из рабочего колеса P2 составляют 0,009, 0,056 и 0,056 соответственно, что составляет 5,33%, 33,16% и 33,16% от МФА соответственно .

Размах сигнала пульсации давления

Для более интуитивного контроля стабильности работы насосной системы введено понятие пикового значения пульсации давления. Размах пульсации давления представляет собой диапазон изменения сигнала пульсации в периоде, а именно разность между максимальным значением и минимальным значением сигнала в периоде. На основе интервальной оценки сигнала пульсаций давления с 9С доверительным интервалом 7% в данной работе получено размах пульсаций давления в каждой точке контроля при особых условиях работы. На рис. 14 показано пиковое значение колебания давления в каждой точке контроля при особых условиях эксплуатации. Для упрощения выражения размах пульсации давления обозначается как PPV.

На рисунке 17а видно, что при НЗХК с изменением напора тенденция изменения ПДС в каждой точке контроля не имеет явной закономерности, а ППД в каждой точке контроля в районе рабочего колеса относительно близка. По сравнению с 9.0489 H  = 0 м, PPV на входе в рабочее колесо увеличилось на 5,93%, а PPV на выходе из рабочего колеса уменьшилось на 16,66% в условиях H  = 0,30 м. PPV на входе в рабочее колесо уменьшилось на 18,12%, а на выходе из рабочего колеса увеличилось на 1,34% при условии H  = − 0,30 м.

Рисунок 17

Размах пульсации давления при особых условиях эксплуатации.

Изображение полного размера

На рисунке 17b показано, что, когда насосная система находится под RPC, тенденция изменения PPV с расходом в каждой точке мониторинга в основном одинакова. По сравнению с точкой оптимума 0,82 Q d PPV на входе в рабочее колесо увеличилось на 19,48%, а PPV на выходе из рабочего колеса увеличилось на 42,86% при 0,66 Q d в условиях потока. PPV на входе в рабочее колесо уменьшилось на 32,68%, а на выходе из рабочего колеса увеличилось на 7,14% при расходе 0,98 Q d .

На рисунке 17c показано, что, когда насосная система находится под RPGC, PPV каждой точки мониторинга значительно увеличивается с увеличением расхода. По сравнению с оптимальной точкой 1,62 Q d PPV на входе в рабочее колесо уменьшилось на 70,97%, а PPV на выходе из рабочего колеса уменьшилось на 34,34% в условиях потока 1,30 Q d . При расходе 1,94 Q d PPV на входе в рабочее колесо увеличилось на 125,81 %, а PPV на выходе из рабочего колеса увеличилось на 105,87 %.

На рисунке 18 показано сравнение размаха пульсаций давления между постоянным током и особыми условиями эксплуатации. На рисунке 18 показано, что по сравнению с DC PPV при NZHC и RPC относительно мал, а PPV при RPGC относительно велик. По сравнению с постоянным током, PPV на входе в рабочее колесо уменьшилось на 67,16%, а PPV на выходе из рабочего колеса уменьшилось на 8,14% при H  = 0 м состояние. В оптимальной точке RPC PPV на входе в рабочее колесо увеличилось на 122,61 %, а PPV на выходе из рабочего колеса увеличилось на 11,37 %. В оптимальной точке RPGC ППД на входе в рабочее колесо увеличилось на 65,34 %, а на выходе из крыльчатки — на 206,40 %.

Рисунок 18

Сравнение размаха пульсаций давления между постоянным током и особыми условиями эксплуатации.

Полноразмерное изображение

Численное моделирование

Генерация сетки

При численном моделировании качество и количество сетки оказывают большое влияние на точность результатов численного моделирования 8,21 . Учитывая хорошую адаптируемость и высокое качество сетки трехмерной шестигранной структурной сетки, в расчетной области, за исключением тела колбы, используется программное обеспечение для построения сетки ANSYS-ICEM для рассечения структурированной сетки. О-образная сетка используется для разделения входного и выходного каналов для увеличения плотности сетки пограничного слоя. Кроме того, сетка у стены зашифрована для точного захвата данных у стены. Начиная с ССТ 9Уравнение модели турбулентности 0489 k–ω , используемое в этой статье, содержит аналитические выражения, само уравнение ω может быть непосредственно использовано для интегрирования по вязкому придонному слою путем смешивания уравнения вязкого придонного слоя с логарифмическим уравнением слоя для получения y + - модель нечувствительной обработки 22 . Этот режим обработки может реализовать автоматическое переключение с функции стенки на модель с низким числом Рейнольдса; то есть, когда сетка пристеночной области относительно мелкая, она автоматически переключается на модель с низким числом Рейнольдса, а когда сетка пристеночной области относительно грубая, она автоматически вызывает функцию стенки. В CFX это называется моделью автоматической обработки стен. По сравнению с методом функции стенки модель автоматической обработки стенки SST 9Модель турбулентности 0489 k–ω в CFX значительно снижает чувствительность к сетке на боковых стенках, а толщина пограничного слоя стенки рабочего колеса y +  регулируется в пределах 10 для обеспечения хорошей точности вычислений. Подавляющее большинство сеток в расчетной области этой статьи имеют значения y +  в пределах 10, что может удовлетворить вычислительные требования модели турбулентности. Перед численным расчетом было выбрано пять номеров сетки для оценки независимости сетки. Результаты теста на независимость от сети показаны в таблице 4. Когда номер сети больше 5,09× 10 6 , колебания подачи, напора и крутящего момента насосной системы при постоянном токе имеют тенденцию быть стабильными. После интегрирования вычислительных ресурсов и точности сетки для этого численного расчета было выбрано окончательное число сетки 6,26 × 10 6 миллионов. В таблице 5 показаны подробные параметры окончательной схемы сетки. Сеточная диаграмма окончательной схемы сетки показана на рис. 19.

Таблица 4 Проверка независимости сети.

Полноразмерная таблица

Таблица 5 Подробные параметры окончательной схемы сетки.

Полноразмерный стол

Рисунок 19

Сеточная диаграмма окончательной схемы сетки.

Изображение в натуральную величину

Численные методы и граничные условия

Численное моделирование было выполнено на основе коммерческого программного обеспечения для расчета жидкости ANSYS CFX 17. 0. В численном моделировании в качестве определяющих уравнений течения используются уравнение неразрывности и уравнение Навье–Стокса. Основное уравнение потока выглядит следующим образом: 23 :

\partial x_{i} }} = 0$$

(6)

где \(i\) = 1, 2, 3 — немой индекс, а именно повторяющийся индекс. \(u_{i}\) — составляющая скорости жидкости в направлении координат. \(\rho\) — плотность жидкости. \(т\) — это время.

$$\frac{{\partial (\rho u_{i})}}{\partial t} + \frac{{\partial (\rho u_{i} u_{j})}}{{\partial x_{i}}} = — \frac{\partial p}{{\partial x_{i}}} + \frac{\partial}{{\partial x_{j}}}\left[ {\mu (\ frac{{\partial u_{i}}}{{\partial x_{j}}} + \frac{{\partial u_{j}}}{{\partial x_{i}}})} \right] + S_{mi}$$ 9{ \, T} } \right] + S_{m}$$

(8)

где \({\varvec{u}}\) — вектор скорости жидкости. \(\nabla {\varvec{u}}\) — градиент вектора скорости \({\varvec{u}}\). \({\varvec{uu}}\) — тензор второго порядка, образованный интегрированием двух векторов, представляющих поток импульса. \(\nabla \cdot \, (\rho {\varvec{uu}})\) — тензор первого порядка, указывающий на дивергенцию потока импульса. \(S_{m}\) — обобщенный исходный член вектора объемной силы.

Чтобы закрыть основные уравнения, необходима модель турбулентности. Это численное моделирование выбирает перенос напряжения сдвига (SST) 9{*} \rho_{{\text{m}}} \omega k$$

(9)

$$\frac{{\partial (\rho_{{\text{m}}} \omega)} }{\partial t} + \frac{{\partial \left( {\rho_{{\text{m}}} u_{j} \omega} \right)}}{{\partial x_{j}}} = \ frac {\ partial }{{\ partial x_ {j}}} \ left [ {\ left ( {\ mu_ {{\ text {m}}} + \ frac {{\ mu_ {t}}} {{ \sigma_{\omega } }}} \right)\frac{\partial \omega }{{\partial x_{j} }}} \right] + \frac{\alpha \omega}}{k}P_{k} — D_{\omega } + Cd_{\omega }$$

(10)

$$\ост. {\ begin {массив} {* {20} l} {\ mu_ {t} = \ frac {{\ rho_ {{\ text {m}}} \ alpha_ {1} k}} {{\ max \ left ( {\alpha_{1} \omega ,SF_{2} } \right)}}} \hfill \\ {D_{\omega} = \beta \rho_{{\text{m}}} \omega^{2} ,C = 2\rho_{{\text{m}}} \left( {1 — F_{1} } \right)} \hfill \\ {d_{\omega} = \frac{1}{{\omega \sigma_{\omega 2}}}\frac{\partial k}{{\partial x_{j}}}\frac{\partial \omega}}{{\partial x_{j}}}} \hfill \\ \ конец{массив} } \right\}$$ 9{*}\), \({\upbeta}\), \({\upalpha}\), \(\alpha_{1}\), \(\alpha_{k}\), \(\sigma_{\ omega }\), \(\sigma_{\omega 2}\) — все эмпирические коэффициенты. \(S\) — инвариант скорости деформации. \(D_{\omega}\) — член диссипации в \({\upomega}\)-уравнении. \(Cd_{\omega}\) — член кросс-диффузии в модели SST k–ω .

Добавлены удлинители на входе и выходе системы осевого насоса. Предположение об отсутствии проскальзывания принимается для каждого проточного компонента. Граничное условие на входе выбирает массовый расход, граничное условие на выходе выбирает открытие, а относительное давление устанавливается равным 0 Па. Непостоянное численное моделирование использует результаты постоянного численного моделирования в качестве начального условия. Метод замораживания ротора используется для решения вращающейся крыльчатки и неподвижных частей в нестационарном численном моделировании. Член конвекции решается по схеме высокого разрешения, а переходный член решается обратным Эйлером второго порядка. Шаг по времени установлен равным 0,0005 с, а общее время расчета составляет 0,48 с (8 циклов вращения крыльчатки).

Результаты численного моделирования и анализ

Сравнение внешних характеристик

В этой статье численно рассчитаны осевые насосные системы для трех особых условий эксплуатации. Для более независимого сравнения численных результатов для различных специальных рабочих условий с экспериментальными результатами скорости потока осевой насосной системы при трех особых рабочих условиях рассматриваются независимо и безразмерны. На рисунках 20, 21 и 22 показано сравнение результатов численного моделирования и экспериментальных результатов при трех особых условиях использования. Q bep1 на рис. 21 — скорость потока, соответствующая оптимальной точке RPC, а Q bep2 на рис. 22 — скорость потока, соответствующая оптимальной точке RPGC. Внешние характеристические кривые численного моделирования и эксперимента хорошо согласуются по тренду при NZHC и RPGC. Ходы внешних характеристических кривых численного моделирования и экспериментов по ОФП примерно совпадают, но в деталях согласие плохое. Из анализа погрешностей результатов численного моделирования и результатов эксперимента можно установить, что погрешность численного моделирования в большинстве случаев колеблется около 5 %, а максимальная ошибка находится в пределах 13 %.

Рисунок 20

Сравнение результатов численного моделирования и экспериментальных результатов НЗХК.

Изображение в натуральную величину

Рисунок 21

Сравнение результатов численного моделирования и экспериментальных результатов РПЦ.

Увеличенное изображение

Рис. 22

Сравнение результатов численного моделирования и экспериментальных результатов RPGC.

Изображение полного размера

Анализ поля потока в насосе

Для дальнейшего объяснения и анализа пульсаций давления в насосе при особых условиях эксплуатации в сочетании с полем потока в насосе было проведено нестационарное численное моделирование системы насоса при трех особых условиях. Условия эксплуатации приведены в этой статье. На рисунке 23 показано сравнение между колебаниями давления в насосе, полученными с помощью нестационарного численного моделирования, и колебаниями давления в насосе, измеренными экспериментально. На рисунке 23 показано, что при NZHC и RPGC частотные составляющие сигнала пульсации давления, полученные с помощью численного моделирования и эксперимента, в основном одинаковы, а разница в амплитуде невелика. При РПМ частотная составляющая сигнала пульсаций давления, полученная численным моделированием и экспериментом, имеет определенную погрешность, а амплитуда также имеет определенную разницу. Причина в том, что в насосе при реверсивном насосе существует серьезный неустойчивый поток, что приводит к снижению достоверности численного моделирования. В общем, пульсация давления, полученная нестационарным численным расчетом, может отражать закон пульсации давления, измеренный в эксперименте, а поле внутреннего потока, полученное нестационарным численным расчетом, может быть использовано для дальнейшего объяснения и анализа пульсации давления в насосе. .

Рисунок 23

Сравнение значения пульсации давления, полученного при численном моделировании, и экспериментального значения.

Изображение полного размера

На рисунке 24 показана внутренняя линия тока насосной системы при особых условиях эксплуатации 24,25,26,27 . На рис. 24 показано, что при РПН картина течения в насосной системе разупорядочена, и после прохождения потока через рабочее колесо возникает серьезное явление отрыва потока. Под 0,66 Q d состояние потока и 0,82 Q d состояние потока, спиральный поток заполнен каналами. Это также согласуется с тем фактом, что при испытании на пульсацию давления в низкочастотной и высокочастотной областях спектра пульсаций давления РПК наблюдается большое количество пульсаций. При NZHC и RPGC картина потока внутри насосной системы относительно хорошая, распределение линии потока за рабочим колесом относительно плавное и регулярное, а поток в канале потока демонстрирует определенную симметрию. Это также согласуется с регулярной формой волны пульсации давления и относительно простыми компонентами сигнала пульсации давления каждой точки мониторинга при NZHC и RPGC в тесте пульсации давления.

Рисунок 24

Внутренний подающий трубопровод насосной системы в особых условиях эксплуатации.

Изображение полного размера

Рисунок 25 представляет собой 0,99-кратную высоту лопасти (близко к стенке насосной системы) распределения давления насоса и вектора скорости. На рисунке 25 показано, что при NZHC расход насосной системы велик, угол между относительной скоростью потока жидкости и окружным направлением увеличивается, а угол наклона лопасти не изменяется, что приводит к уменьшению лопасти. угол аэродинамического профиля. В нерабочей поверхности лопатки явного вихря или зоны противотока нет. Распределение скорости и давления однородно, а столкновение и диффузия потока в насосе не слишком серьезны. Этот результат близок к полю внутреннего потока, полученному Вангом при численном моделировании насосной системы с осевым потоком под NZHC 9.0448 1 . Это также согласуется с меньшим PPV каждой контрольной точки в области рабочего колеса под NZHC при испытании на пульсацию давления. При РПН возникает большой градиент давления в передней кромке лопатки, а в нерабочей грани лопатки возникает большой спектр зон рефлюкса. Жидкость в насосе показывает противоположную тенденцию движения с впускным притоком. Неблагоприятный поток, такой как рефлюкс и вторичный поток в насосе, приводит к сложному сигналу пульсации давления в насосе. В тесте пульсации давления комплексные компоненты сигнала пульсации давления каждой точки контроля под RPC также подтверждают это. С увеличением расхода при РПН постепенно уменьшается протяженность зоны рециркуляции и постепенно улучшается картина течения на входе в рабочее колесо. Это также согласуется с тем, что составляющая сигнала пульсаций давления стремится к простоте, а пульсации в низкочастотной области и высокочастотной области исчезают в точке контроля Р6 при испытании пульсаций давления при большом расходе RPC. . Под RPGC, когда насосная система работает на 1,30 Q d и 1.62 Q d условия потока, состояние потока в насосе хорошее, отрыва потока в нерабочей поверхности рабочего колеса не обнаружено. При увеличении расхода до 1,94 Q d на передней кромке рабочего колеса возникает большой градиент давления, а на нерабочей поверхности рабочего колеса происходит локальный отрыв потока. В целом, внутренняя картина потока системы осевого насоса лучше при реверсировании выработки электроэнергии, что согласуется с выводом исследования Цяня по реверсированию выработки мощности небольшого осевого насоса 9.0448 11 . Рисунок 25

Увеличенное изображение

Заключение

Для изучения гидродинамических характеристик осевой насосной системы в особых условиях эксплуатации в данной статье создан высокоточный полнофункциональный испытательный стенд для осевой насосной системы. Впервые проведен эксперимент по энергетическим характеристикам и измерению пульсаций давления в насосе для большой модели осевого насосного агрегата в рамках НЗХК, РПЦ и РПГЦ. Затем с помощью программного обеспечения ANSYS CFX решается непрерывное уравнение и среднее по Рейнольдсу уравнение Навье-Стокса в сочетании с SST 9. 0489 k–ω модель турбулентности, а также характеристическая кривая и поле внутреннего течения насосной системы при особых условиях. Наконец, результаты численного моделирования сравниваются с экспериментальными результатами. Основные выводы следующие:

  1. (1)

    Амплитуда пульсаций давления НЗХК мала, и максимальное значение МФА в районе рабочего колеса всегда возникает на входе в рабочее колесо. По сравнению с ДС МФА точек мониторинга П2, П3 и П4 при Н = 0 м уменьшилась на 62,9.9%, 63,00% и 66,86% соответственно. ППД на входе в рабочее колесо уменьшилось на 67,16 %, а на выходе из крыльчатки — на 8,14 %. Распределение скорости и давления в насосе однородно, а столкновение потока, рефлюкс и диффузия в насосе не слишком серьезны.

  2. (2)

    Состав сигнала пульсаций давления РП сложен, и более очевидны гармонические составляющие высокого порядка частоты лопаток. Максимальный МИД в районе рабочего колеса всегда возникает на входе в рабочее колесо. По сравнению с ДК при оптимальной точке РПМ МИД контрольных точек Р2 и Р3 уменьшилась на 76,58 % и 68,33 %, МИД контрольной точки Р4 увеличилась на 43,84 %, ПДС входа рабочего колеса увеличилась на 122,61 %. , а ППД выходного отверстия рабочего колеса увеличилась на 11,37 %. Явление нестабильного потока в насосе очевидно. На передней кромке лопасти возникает большой градиент давления, а на нерабочей поверхности лопасти возникает широкий спектр зон противотока.

  3. (3)

    Осциллограмма пульсаций давления РПЦ имеет хорошую регулярность и периодичность, а минимальное значение МФА всегда возникает на входе в рабочее колесо. По сравнению с ДК МИД контрольных точек П2, П3 и П4 увеличилась на 24,16 %, 77,71 % и 139,92 % при оптимальной точке РПГК, ППД на входе в рабочее колесо увеличилась на 65,34 %, а ППД на рабочем колесе выпуск увеличился на 206,40%. Состояние потока в насосе хорошее, явного отрыва потока на нерабочей стороне рабочего колеса не обнаружено.

Пульсация давления насосной системы, работающей вблизи нулевого напора, не повлияет на безопасную и стабильную работу насосной системы. Этот результат также согласуется с выводами, полученными в ходе полевых испытаний, проведенных Wang et al. 1 на насосную систему с наклонным осевым потоком под NZHC. Когда насосная система реверсирует перекачку, возникает большое количество пульсаций в низко- и высокочастотных областях сигнала пульсации давления, что, скорее всего, повлияет на безопасную и стабильную работу агрегата. Это отличается от вывода, полученного Ma et al. 3 после изучения гидродинамических характеристик двунаправленного насоса под РПК. Это связано с тем, что объектом Ma является осевой насос, предназначенный для двунаправленной работы, а объектом данной статьи является осевой насос, предназначенный для однонаправленной работы. Состав сигнала флуктуаций давления осевой насосной системы при реверсивной выработке электроэнергии прост и мало влияет на безопасную работу насосной системы. Это также согласуется с выводом об отличном гидравлическом КПД и лучшем режиме внутреннего потока для насосов с осевым потоком, работающих для выработки энергии обратным ходом, как указано Qian et al. 11 .

В настоящей работе в основном используются экспериментальные методы для определения гидродинамических характеристик насосной системы, особенно характеристик пульсации давления в особых условиях эксплуатации. В то же время возможность многофункционального использования и безопасность системы осевых насосов оцениваются путем сравнения специального рабочего состояния с расчетным. Результаты исследования могут стать важным ориентиром для безопасной и стабильной работы малонапорной насосной станции с осевым потоком в особых условиях эксплуатации. Однако, как устранить или улучшить пульсацию давления в насосе в особых условиях, до конца не решено. В дальнейших исследованиях следует рассмотреть более физический анализ насосной системы в особых условиях на основе метода CFD, чтобы выявить механизм повреждения пульсации давления в насосной системе в особых условиях.

Сокращения

С р :

Коэффициент пульсации давления

ф :

Частота (с − 1 )

Факс:

Частота после преобразования Фурье (s − 1 )

г :

Местное ускорение свободного падения (м/с 2 )

Х опыт :

Экспериментальный напор (м)

М :

Крутящий момент рабочего колеса (Н·м)

н :

Номинальная скорость (об/мин)

Н Ф :

Кратность частоты вращения

Р :

Переходное давление (Па)

\(\надчеркните{р}\) :

Среднее давление (Па)

В :

Производительность насосной системы модели (м 3 /с)

В д :

Расчетный расход

т :

Время (с)

и 2 :

Окружная скорость на выходе из рабочего колеса (м/с)

р :

Плотность потока (кг/м 3 )

ω :

Угловая скорость рабочего колеса (рад/с)

η :

Эффективность (%)

η опыт :

Экспериментальная эффективность (%)

γ:

Ошибка

ЦФО:

Вычислительная гидродинамика

SF:

Частота вала

Нержавеющая сталь:

Транспортировка при сдвиге

БФП:

Частота вращения рабочего колеса

DC:

Расчетное состояние насосной системы

НЗХК:

Рабочее состояние околонулевого напора

ПКП:

Состояние реверсивного насоса

РПГЦ:

Состояние обратной выработки электроэнергии

МИД:

Амплитуда основной частоты

PPV:

Размах пульсации давления

Каталожные номера

  1. «>

    Ван З., Пэн Г., Чжоу Л. и Ху Д. Гидравлические характеристики большого наклонного осевого насоса. англ. вычисл. 27 , 243–256 (2010).

    Артикул Google ученый

  2. Ли, К. и др. Оптимизация устойчивости и анализ двунаправленного насоса с удлиненным валом. J. Fluids Eng. 142 , 71203 (2020).

    Артикул Google ученый

  3. Ма, П., Ван, Дж. и Ли, Х. Численный анализ пульсаций давления для двунаправленного насоса при прямом и обратном режимах работы. Доп. мех. англ. 6 , 730280 (2014).

    Артикул Google ученый

  4. Чен, X. и др. Исследование усталостной долговечности насоса Фрэнсиса в условиях обратной генерации на основе гидродинамической твердотельной муфты. Водный Суй. 12 , 1162 (2020).

    Google ученый

  5. Чжоу Ю. и др. Исследование гидравлических характеристик большого вертикального осевого насоса, используемого для производства электроэнергии с постоянной частотой. Проц. Инст. мех. англ. А. 235 , 59–69 (2021).

    Артикул Google ученый

  6. Аль-Обаиди, А. Р. Влияние направляющих аппаратов на поля потока и производительность осевого насоса в условиях нестационарного потока: численное исследование. Дж. Мех. англ. науч. 14 , 6570–6593 (2020).

    КАС Статья Google ученый

  7. Ши, В. Численное и экспериментальное исследование высокоэффективного осевого насоса. Подбородок. Дж. Мех. англ. 23 (01), 38 (2020).

    Артикул Google ученый

  8. «>

    Ши, Л. и др. Численное моделирование и экспериментальное исследование по сравнению гидравлических характеристик осевого насоса и полнотрубного насоса. Продлить. Энергия. 153 , 1455–1464 (2020).

    Артикул Google ученый

  9. Бозорги А., Джавидпур Э., Риаси А. и Нурбахш А. Численное и экспериментальное исследование использования осевого насоса в качестве турбины на пико-ГЭС. Продлить. Энергия. 53 , 258–264 (2013).

    Артикул Google ученый

  10. Цянь З., Ван Ф., Го З. и Лу Дж. Оценка производительности осевого насоса с регулируемыми направляющими лопатками в режиме турбины. Продлить. Энергия. 99 , 1146–1152 (2016).

    Артикул Google ученый

  11. Лю С., Шао Дж., Ву С. и Ву Ю. Численное моделирование колебаний давления в турбине Каплана. наук. Китай сер. E. 51 , 1137–1148 (2008).

    Артикул Google ученый

  12. Лю, С., Ли, С. и Ву, Ю. Прогноз колебаний давления модели турбины Каплана путем моделирования нестационарного турбулентного потока. J. Fluids Eng. 131 , 101102 (2009 г.).

    Артикул Google ученый

  13. Чжан, Д., Ши, В., Бин, К. и Гуань, X. Анализ нестационарного потока и экспериментальное исследование осевого насоса. Дж. Гидродин. Б. 22 , 35–43 (2010).

    ОБЪЯВЛЕНИЕ КАС Статья Google ученый

  14. Аль-Обаиди, А. Р. Численное исследование поведения поля потока и колебаний давления в насосе с осевым потоком при нестационарном режиме потока на основе метода анализа cfd. J. Phys. конф. сер. 1279 , 12069 (2019).

    Артикул Google ученый

  15. Ферн, Дж. и др. Производительность центробежного насоса, работающего в инверсном режиме. Проц. Инст. мех. англ. А. 218 , 265–271 (2004).

    Google ученый

  16. Ян С., Дерахшан С. и Конг Ф. Теоретическое, численное и экспериментальное прогнозирование производительности насоса как турбины. Продлить. Энерг. 48 , 507–513 (2012).

    Артикул Google ученый

  17. Фросина, Э., Буоно, Д. и Сенаторе, А. Метод прогнозирования производительности насосов в качестве турбин (pat) с использованием подхода к моделированию вычислительной гидродинамики (cfd). Энергия 10 , 103 (2017).

    Артикул Google ученый

  18. «>

    Аль-Обаиди, А. Р. и Тоусифян, Х. Экспериментальное исследование вибрационных сигнатур для обнаружения зарождающейся кавитации в центробежных насосах на основе анализа огибающей спектра. J. Appl. Жидкостный мех. 12 , 2057–2067 (2019).

    Артикул Google ученый

  19. Ши В., Чжан Д., Гуан С. и Ленг Х. Численное и экспериментальное исследование высокоэффективного осевого насоса. Подбородок. Дж. Мех. англ. 23 , 38–44 (2010).

    Артикул Google ученый

  20. Яо З. и др. Экспериментальное исследование частотно-временных характеристик пульсаций давления в центробежном насосе двухстороннего всасывания. J. Fluids Eng. 133 , 101303 (2011).

    Артикул Google ученый

  21. Аль-Обаиди, А. Р. Мониторинг производительности центробежного насоса в однофазном режиме и в условиях кавитации: cfd-анализ числа лопастей рабочего колеса. J. Appl. Жидкостный мех. 12 , 445–459 (2019).

    Артикул Google ученый

  22. Hongxun, C., Haifeng, L., Fajia, S. & Zheng, M. Турбулентные модели и прогнозирование производительности осевого насоса. Междунар. Дж. Турбодвигатели. 24 , 1–10 (2007).

    ОБЪЯВЛЕНИЕ Статья Google ученый

  23. Menter, F. R. Двухпараметрические модели турбулентности вихревой вязкости для инженерных приложений. AIAA J. 32 , 1598–1605 (1994).

    ОБЪЯВЛЕНИЕ Статья Google ученый

  24. Фу, С. и др. Численное моделирование и экспериментальное исследование переходных характеристик осевого насоса при пуске. Продлить. Энергия. 146 , 1879–1887 (2020).

    Артикул Google ученый

  25. «>

    Чен, Х. и др. Переходные характеристики при совместном замыкании направляющих и рабочих лопаток колбовой турбины в процессе сброса нагрузки. Продлить. Энергия. 165 , 28–41 (2020).

    Артикул Google ученый

  26. Чжао, З. Л., Го, З. В., Цянь, З. Д. и Ченг, К. Повышение производительности осевого насоса с входным направляющим аппаратом в режиме турбины. Проц. Инст. мех. англ. А. 234 , 323–331 (2020).

    Артикул Google ученый

  27. Ши, Ф. и Цукамото, Х. Численное исследование колебаний давления, вызванных взаимодействием рабочего колеса и диффузора в ступени диффузорного насоса. J. Fluids Eng. 123 , 466–474 (2021).

    Артикул Google ученый

Скачать ссылки

Благодарности

Проект, финансируемый Приоритетной академической программой развития (PAPD) высших учебных заведений провинции Цзянсу. Поддержку в строительстве и монтаже объекта также оказала Лаборатория гидродинамического проектирования провинции Цзянсу.

Финансирование

Эта исследовательская работа была поддержана Национальным фондом естественных наук Китая (грант № 51376155), Фондом естественных наук провинции Цзянсу (грант № BK201), Китайским фондом постдокторских наук (грант № 2019)M661946) и проект университетских научных исследований провинции Цзянсу (грант № 19KJB570002).

Author information

Authors and Affiliations

  1. College of Hydraulic Science and Engineering, Yangzhou University, Yangzhou, 225009, China

    Xiaowen Zhang & Fangping Tang

Authors

  1. Xiaowen Zhang

    View author publications

    Вы также можете искать этого автора в PubMed Google Академия

  2. Fangping Tang

    Просмотр публикаций автора

    Вы также можете искать этого автора в PubMed Google Scholar

Contributions

X. Z. участвовал в обработке данных, формальном анализе и подготовке первоначального проекта; Ф.Т. способствовал визуализации и написанию, обзору и редактированию статьи. Все авторы прочитали и согласились с опубликованной версией рукописи.

Автор, ответственный за переписку

Соответствие Фанпин Тан.

Заявление об этике

Конкурирующие интересы

Авторы не заявляют об отсутствии конкурирующих интересов.

Дополнительная информация

Примечание издателя

Springer Nature остается нейтральной в отношении юрисдикционных претензий в опубликованных картах и ​​институциональной принадлежности.

Права и разрешения

Открытый доступ Эта статья находится под лицензией Creative Commons Attribution 4.0 International License, которая разрешает использование, совместное использование, адаптацию, распространение и воспроизведение на любом носителе или в любом формате, при условии, что вы укажете соответствующую ссылку на оригинальный автор(ы) и источник, предоставьте ссылку на лицензию Creative Commons и укажите, были ли внесены изменения. Изображения или другие сторонние материалы в этой статье включены в лицензию Creative Commons на статью, если иное не указано в кредитной строке материала. Если материал не включен в лицензию Creative Commons статьи, а ваше предполагаемое использование не разрешено законом или выходит за рамки разрешенного использования, вам необходимо получить разрешение непосредственно от правообладателя. Чтобы просмотреть копию этой лицензии, посетите http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/.

Перепечатка и разрешения

Об этой статье

Комментарии

Отправляя комментарий, вы соглашаетесь соблюдать наши Условия и правила сообщества. Если вы обнаружите что-то оскорбительное или не соответствующее нашим условиям или правилам, отметьте это как неприемлемое.

Скачать PDF

Стационарный осевой насос, промышленные водяные насосы

+57(605) 668 9300

  • |

Дом ›

Решения ETEC ›

Стационарный осевой насос

ХАРАКТЕРИСТИКИ

Композитный вертикальный осевой насос

  • Колонна и конструкция насоса изготовлены из полиэстера, армированного стекловолокном. Корпуса втулок и системы неподвижных лопастей изготовлены из нержавеющей стали 304.
  • Всасывающий конус с двойным профилем из полиэстера, армированного стекловолокном для повышения эффективности.
  • Пропеллер в сборе с литыми лопастями из нержавеющей стали.
  • Гребной винт термически обработан, отбалансирован и отполирован.
  • Защитная стальная решетка на входе для предотвращения попадания внутрь посторонних предметов.
  • Кольцо защиты от износа из нержавеющей стали для предотвращения преждевременного износа в зоне воздействия гребного винта.
  • Вал из нержавеющей стали 304, поддерживаемый втулками из морской бронзы и резины, смазываемый водой.
  • Сменные втулки из нержавеющей стали 304, устанавливаемые в местах износа втулки.
  • Стальное опорное основание для установки и крепления насоса.
  • Конструкционные материалы могут быть сертифицированы Регистром Ллойда в Лондоне. Если сертификат требуется клиенту.

Вертикальный осевой насос с корпусом из морской стали

  • Корпус насоса изготовлен из морских стальных пластин ASTM-131 класса A.
  • Весь сварочный персонал периодически проходит сертификацию Lloyd’s Register of London.
  • Рабочее колесо изготовлено с литыми профилированными лопастями из нержавеющей стали, лопасти имеют лучший гидравлический профиль.
  • Защитное кольцо из нержавеющей стали с электролитической изоляцией, предотвращающее износ поверхности насоса рядом с рабочим колесом.
  • Встроенный теплообменник оптимизирует мощность и эффективность дизельных двигателей за счет замены радиатора.
  • Насосы с водяной смазкой имеют вал из нержавеющей стали, поддерживаемый морскими латунно-резиновыми втулками, смазываемыми перекачиваемой водой.
  • Дополнительно: вал смазывается маслом для операций, когда в воде присутствуют абразивные частицы или посторонние предметы. Вал поддерживается бронзовой втулкой с высоким сопротивлением, все погружено в масло и удерживается сверхмощным уплотнением зеркального типа.

Предыдущий Следующий

Рабочий объем

РАЗМЕР ЛИТРА/СЕКУНДА гал/мин
12”-305 мм 325 5 200
16”– 385 мм 515 8 200
20”- 500 мм 875 13 900
24 дюйма — 600 мм 1 250 19 800
30”– 750 мм 1 960 31 100
36”- 900 мм 2 800 44 400
42”- 1050 мм 3 850 61 000
48 дюймов — 1200 мм 5000 79 300
60”- 1500 мм 7 850 124 400
72”- 1800 мм 11 300 179 100
Для больших размеров проконсультируйтесь с заводом

ПРИЛОЖЕНИЯ

ОРОШЕНИЕ И ДРЕНАЖ

для сельского хозяйства и смежных отраслей, таких как плантации масличной пальмы, риса и бананов, сахарные заводы и т. д.

ПЕРЕКАЧИВАНИЕ ВОДЫ

для проектов аквакультуры, таких как фермы по разведению креветок, тиляпии и т. д.

УЛУЧШЕНИЕ

травы для скота.

ВОДОСНАБЖЕНИЕ

и управление сточными водами для городов

ВОДОСНАБЖЕНИЕ

для промышленных предприятий и гидроэлектростанций.

ЛЮБЫЕ ДРУГИЕ ПРИМЕНЕНИЯ

где необходимо перекачивать большие объемы воды.

 

ЗАПРОСИТЬ ЦЕНУ

ПРЕИМУЩЕСТВА

  • Способность управлять большими объемами воды.
  • Конструкционные материалы и дизайн рассчитаны на долговечность при длительной эксплуатации в неблагоприятных условиях, таких как соленая вода и высококоррозионные среды.
  • Радиальное всасывание обеспечивает постепенное и контролируемое ускорение воды, поступающей в насос.
  • Рабочее колесо с профилированными литыми лопатками из нержавеющей стали для максимальной эффективности.
  • Конструктивное исполнение и конструктивные материалы, используемые для обеспечения высокой надежности и долговечности.
  • Лопасти крыльчатки и фиксированные углы наклона лопастей точно отрегулированы в соответствии с работой динамической головки.
  • Насосы с водяной смазкой имеют сменные втулки из нержавеющей стали, установленные на валу для защиты от преждевременного износа.
  • Дополнительно: вал смазывается маслом для операций, когда в воде присутствуют абразивные частицы или посторонние предметы. Вал поддерживается бронзовой втулкой с высоким сопротивлением; все погружено в масло, удерживаемое сверхмощным уплотнением типа зеркал.

Инженерные решения для управления водными ресурсами

ETEC предлагает консультационные услуги и анализ процессов для правильной диагностики ситуации, за которой следует концептуализация, проектирование и внедрение подходящего решения.

 

  • 1

    Консалтинг

  • 2

    Ввод в эксплуатацию

  • 3

    Техническое обслуживание

  • 4

    Ремонт

Поговорите с экспертом

Акведуки, сельскохозяйственные и аквакультурные фермы, противопаводковые и ирригационные системы.

Наши водяные насосы есть в более чем 36 странах на пяти континентах.

Что такое осевой насос?|Интернет-галерея Autodesk

Описание

Осевой насос представляет собой центробежный насос, в котором для направления осевого потока используется лопастное рабочее колесо. Это отличает их от большинства других центробежных насосов и направляет поток радиально. Как правило, осевые насосы создают меньшее давление (напор), чем радиальные центробежные насосы, но они могут создавать более высокие скорости потока.

Осевые насосы не сжимаемы для перекачки жидкостей и используются для перекачки больших объемов на высотах с относительно низким давлением. Как и в центробежных насосах, передача энергии осевому насосу происходит исключительно за счет процессов, связанных с потоком. Осевые насосы представляют собой центробежные насосы , в которых жидкость перекачивается параллельно валу насоса.

Работа осевого насоса

Механизм потока в центробежном насосе можно описать следующим образом:

Жидкость поступает в рабочее колесо за счет энергии, поступающей через всасывающий фланец. Узел насоса поглощает механическую энергию приводного двигателя через вал. Лопасти рабочего колеса постоянно прикреплены к валу, чтобы нагнетать жидкость и увеличивать ее движение. В результате давление и скорость Земли увеличиваются. Таким образом, энергия передается жидкости.

По мере ускорения Земли энергия в виде движущей силы обычно преобразуется диффузором в дополнительную энергию статического давления. Сегодня в качестве диффузора обычно используются вольтовые или блейд-плееры. Диффузор с крыльчаткой представляет собой так называемый гидронапорный насос. Для поддержания потока после фланцевого выхода энергия также должна быть размещена непосредственно за насосом, например, на входе насоса. Например, потери в системе из-за трения или тока утечки должны увеличить потребляемую мощность насоса.

Типы материалов

Типы материалов, используемых для изготовления осевых насосов, приведены ниже:

· Чугун обладает прочностью на растяжение, долговечностью и стойкостью к истиранию пропорционально высокому давлению.

· Пластмассы недороги и обладают широким диапазоном коррозионной стойкости и химической стойкости.

· Сталь и сплавы нержавеющей стали могут предотвратить коррозию и химическую коррозию и имеют более высокую прочность на растяжение, чем пластик, благодаря более высокому давлению.

Некоторые другие материалы, используемые в конструкции насоса, включают:

· Алюминий

· Латунь

· Бронза

· Керамика

· Никелевый сплав

ряд соображений, которые необходимо учитывать при выборе типа материала.

1) Химическая совместимость

Детали насоса, контактирующие с перекачиваемой средой и добавками (детергентами, разбавляющими растворами), должны быть изготовлены из химически совместимых материалов, не вызывающих коррозии или чрезмерного загрязнения. Когда дело доходит до агрессивных сред, проконсультируйтесь с металлургом, чтобы выбрать подходящий металл.

2) Взрывозащищенный

Искробезопасные материалы требуются для рабочих сред или сред, особенно подверженных возгоранию или взрыву. Для получения дополнительной информации о насосах, предназначенных для этих применений, см. Руководство по выбору взрывных насосов.

3) Санитария

Для насосов в пищевой промышленности и производстве напитков требуются герметичные насосы или насосы высокой плотности, которые легко чистить и дезинфицировать.

4) Одежда

Для абразивных насосов, перекачивающих абразивы, требуются хорошо абразивные материалы. Твердые поверхности и химически стойкие поверхности часто несовместимы. Основные материалы и покрытия должны быть достаточно прочными, чтобы выдерживать условия рабочей среды.

5) Тип среды

Выбор правильного осевого насоса требует понимания свойств жидкости в используемой системе. Эти свойства включают вязкость и консистенцию.

6) Вязкость

Мера толщины жидкости. Жидкости, такие как отходы, создают большее давление в системе и требуют большей силы насоса для прохождения через систему. Производит жидкости с низкой вязкостью и низкой нагрузкой, такие как вода и масло. Осевые насосы предназначены для перекачивания жидкостей с низкой вязкостью, поскольку они обеспечивают низкий напор и высокую производительность.

7) Консистенция

Консистенция – это химический состав жидкого раствора и состав нерастворимых твердых веществ. Осевые насосы не подходят для работы в средах, содержащих твердые частицы, но их можно использовать, если они разработаны с подходящими типами рабочих колес. Насосы из коррозионностойких материалов должны работать с растворами, содержащими коррозионно-активные химические вещества.

8) Использование насоса

Осевой насос используется в приложениях, требующих очень высокого расхода и низкого давления. Они используются для циркуляции жидкостей в электростанциях, варочных котлах и испарителях. Они также используются в системах орошения и затопления. Однако насосы с осевым потоком используются реже, чем насосы с радиальным потоком, поэтому это оборудование не является распространенным.

Преимущества осевого насоса

1. Легкий, простой в проектировании и сборке.

2. Подходит для непрерывной подачи сжатого воздуха, например, для охлаждающих устройств.

3.

About the author

Related Posts

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *