Принципиальные схемы и характеристики бесклапанных насосов с вытеснителем возвратно-поступательного перемещения

Q ид = qn =

^П d Порш zD осей tgY • n

где q – рабочий объем насоса; n – частота вращения вала; d порш – диаметр поршня; z – количество поршней; γ – угол наклона блока цилиндров (наклонного диска)

относительно приводного вала насоса; D осей – диаметр окружности, на которой расположены центры (оси) поршней (цилиндров).

Повысить надежность поршневых гидромашин и устранить нежелательное воздействие клапанов на жидкость позволило применение гидравлических диодов в качестве органов распределения. Качество гидравлического диода определяется диодностью по сопротивлению D, то есть отношением гидравлического сопротивления диода в обратном и прямом направлениях при одинаковой потере напора.

Рис. 1. Аксиально-поршневой насос

В статье [5] опубликованы результаты аналитического исследование поршневого насоса одностороннего действия с вихревыми гидродиодами (рис. 2), которое показало, что КПД такого насоса зависит главным образом от диодности по сопротивлению, с ее увеличением КПД растет. На рис. 3 показаны кривые расходно-напорной характеристики и КПД поршневого насоса одностороннего действия с гидродиодами, построенные по расчетной модели, приведенной в статье [5]. Расчет производился для насоса со следующими геометрическими и режимными параметрами: диаметры поршня и патрубка d п =0,08 м; d тр =,032 м;

радиус кривошипа r =0,03 м; прямое сопротивление ζ пр =1 и диодность D =40 гидравлических диодов; частота вращения вала кривошипа n =1500 об/мин. Как видно на рис. 3, при диодности полупроводников D =40, максимальный КПД насоса не превышает 20 %, однако расчет показывает, что уже при диодности 60, максимальный КПД составляет 30-33%.

Рис. 2. Поршневой насос одностороннего действия с вихревыми диодами

В микрофлюидике для перекачивания жидкости используются преимущественно мембранные микронасосы [6]. Одна из возможных коснтрукций бесклапанного мембранного насоса двустороннего действия, запатентованая в США (патент № 8308452), приведена на рис. 4 [7]. Насос состоит из мембраны с пьезоэлектрическим приводом, насосных камер, нагнета-тельных и всасывающих гидродиодов. В данной конструкции в качестве диодов используются диффузоры и конфузоры различной геометрии, имеющие сравнительно невысокую диододность порядка 3-6, поэтому КПД такого насоса будет невелик. Существуют также микронасосы, в которых применяются вихревые гидравлические диоды, диоды Тесла и др [6].

Рис. 3. Расходно-напорная характеристика (1) и КПД (2) поршневого насоса с гидродиодами

Рис. 4. Бесклапанный микронасос двустороннего действия (патент № 8308452)

Гидравлические диоды также применяются в насосах, вытеснителем в которых служит газ, попеременно нагнетаемый и откачиваемый из цилиндра насоса. В 80-х годах XX века японские ученые провели аналитическое и экспериментальное исследование нагнетателя, состоящего из цилиндра, в который подается газ, всасывающего и нагнетательного патрубков, двух вихревых диодов и двух успокоителей [8]. Насосы такого типа нашли практическое применение в ядерной промышленности. Например, насосные установки, выпускаемые компанией NuVision Engineering, Inc в рамках направления Power Fluidics. Компания позиционирует такие гидромашины как выско-надежные, эффективные и способные перекачивать гидросмеси [9]. Однако в открытом доступе компания не предоставляет никаких конкретных характеристик данной установки. Об ее эффективности можно судить по результатам исследования, опубликованным в статье [8], согласно которым при диодности полупроводников 74,4, КПД насоса составил 20%.

Таким образом, при замене клапанов гидравлическими диодами в проточной части насоса остается одна подвижная часть – вытеснитель. Это позволяет существенно повысить надежность насосов и расширить область их применения (транспорт сильно загрязненных жидкостей, гидросмесей и биологических растворов; миркофлюидика).

Рис. 5. Насос с упругой трубкой

Другое направление разработки и создания высоконадежных гидромашин – использование инерционных и волновых эффектов. Одно из первых исследований в этом направлении выполнили японские ученые [10]. Объектом их исследования был Т-образный трубопровод, к двум противоположным концам которого присоединены баки большой вместимости, а в центральном отводе, расположенном асимметрично, создавались низкочастотные синусоидальные пульсации потока (0,2-1,6 Гц) поршневым вытеснителем. Эту систему подвергали теоретическому и экспериментальному исследованию с точки зрения механизма возникновения насосного эффекта. Было установлено, что насосный эффект существует и связан с разностью амплитуд пульсаций потока и средних за цикл кинетических энергий жидкости в обеих трубах.

С дальнейшим развитием этого направления появились насосы с осциллятором в виде мембраны или упругого участка трубопровода (рис. 5), к которому прикладывается импульсное воздействие (сжатие). Такие гидромашины получили название impedance pump[11-13]. Они, как и насосы с гидродиодами, создают поток без использования клапанов, уплотнений, вращающихся частей, что делает их привлекательными для биологических реализаций, например, в сосудистой системе. Исследованиями выявлены параметры, существенно влияющие на характеристики насоса:

относительное расположение осциллятора и число

Уомерсли wo = l 2^., где L - характерный размер на- v T соса; ν – кинематическая вязкость перекачиваемой среды, T – период пульсации.

Рис. 6. Принципиальная схема инерционного насоса с поршневым вытеснителем и гидродиодами

Таким образом, известные бесклапанные гидромашины, обладая рядом достоинств, имеют сравнительно низкий КПД. Повысить КПД можно, создав гибридный насос, включающий и гидродиоды, и impedance pump, например, инерционный насос с поршневым вытеснителем и гидродиодами. Принципиальная схема такого насоса представлена на рис. 6. Ее анализ показывает, что в отличие классического поршневого насоса, рабочий процесс поршневого инерционного насоса с гидродиодами определяется не только рабочим объемом и частотой хода поршня, но также напором насоса, гидравлическим сопротивлением и диод-ностью полупроводников, соотношением инерционных длин всасывающего и напорного патрубков и площадей поршня и патрубков.

При математическом описании рабочего процесса инерционного поршневого насоса принимаем следующую физическую модель: жидкость несжимаемая, а стенки трубопроводов абсолютно жесткие; вместимость каждого успокоителя является достаточно большой для того, чтобы считать напор в них постоян- ным. Основными уравнениями, описывающими рабочий процесс нагнетателя в рамках принятых допущений, являются уравнения баланса расходов и напоров. При их составлении за положительное направление движение жидкости примем движение слева направо и сверху вниз [14].

В выбранной системе координат запишем уравнение движение поршня и баланса расходов:

у = r( 1 — cos( tot))

;

Q1 = Qn + Q2

,

где y – координата положения поршня; r – радиус кривошипа; ω – угловая скорость вращения кривошипа; Q 1 , Q 2 и Q п – расходы жидкости во всасывающем, напорном патрубках и центрально отводе тройника соответственно.

Движение жидкости в проточной части насоса может происходить по шести различным схемам, которые представлены на рис. 7 [14].

Рис. 7. Схемы движения жидкости в проточной части насоса

Взаимосвязь между напорами в успокоителях     - свободная поверхность жидкости в успокоителях выражается уравнением Бернулли. В качестве расчет- (сечения I-I и II-II, рис. 6) ;

ных, выберем следующие живые сечения:

- сечение п-п для первой и четвертой схем течения жидкости (плоскость соприкосновения нижней поверхности поршня с жидкостью) (рис. 6);

1 — sign (v 1) ,       1 + sign(v 1) , где A =           ; B = --------- ;

1 2             1 2

_ ^{1 —} sign ⁽ v 2 ) .

2           2        ’

- сечение х-х , расположенное на входе или выходе из тройника на участке трубы, через который протекает суммарный поток жидкости (рис. 7).

Запишем уравнения Бернулли для расчетной схемы течения жидкости № 1 (рис. 7):

1 + sign ( v 2 )

B₂ =--------- ; p - плотность перекачиваемой

P vn2 + Z1D1 v 2 L dv1 + — : = H 1 ।     UH 1 рg 2 g 2g g dt ; (4) Pп "П, +    = = H 2 + Z 2 D 2 vl । Luh H2 dv 2 рg 2 g 2g g dt , (5) где Z1 и Z 2 - гидравлическое сопротивление диода в

жидкости.

Важнейшими характеристиками насоса являя-ется зависимость подачи и КПД насоса от напора. Для определения потенциальных возможностей инерцион

ного насоса с поршневым вытеснителем и гидродиодами необходимо определить эти характеристики

и сопоставить их с характеристиками существующих гидромашин. Подача насоса определяется отношением объема жидкости W , поступившего в напорный успокои-тель за цикл, к продолжительности цикла Т :

прямом направлении всасывающего и нагнетательного диода соответственно; D1 и D2 - диодность по сопротивлению всасывающего и нагнетательного диода соответственно; Ьин1, Ьин2 - общая инерционная длина всасывающих патрубка и гидродиода и нагнетательных патрубка и гидродиода соответственно.

Вычтем (4) из (5) и запишем выражение для напора насоса:

H = Z, Dv ² - Z₂ D."^ + L UH^ dv^ — L UH ²- dv^

² g        ² g g dt    g dt ,   (₆)

где H = H2 — H 1.

Таким же образом уравнения Бернулли записываются для остальных схем течения. Объединив их с учетом принятой системы координат, получим обобщенное выражение напора насоса и давления под поршнем:

, ,  „             „ . v 2

H = (AZDi — BZ) t1- +

² g

Q н

W

T

П ^d Тр ^T

v

4T f 2

Гидравлический КПД равен отношению полезной работы А п насоса к затраченной А з за один цикл движе-

A- ния поршня п = ~- Полезная работа насоса состоит в

подаче жидкости в напорный успокоитель: A п = р gHQ H T

.

Затраченная работа без учета сил трения равна по модулю работе сил давления, затраченной на перемещение поршня в цилиндре, и противоположная ей по

+ ( A 2 Z 2 D 2

—

B 2Z2) v 2 g

Lii 1 dv 1 g dt

Lei 2 dv 2 . g dt

2                                   2

P = pgH 1 — ^ V l + ( д^ D i — B 1 Z 1 ) ^l'\ —

dv 1

Pl 1      , dt                                                 (8)

знаку:

.     T П d п

A з = —f - Р п v п dt 0  4            ;(11)

С учетом формул (10) и (11) выражение гидравлического КПД насоса имеет вид:

п =   рgHQH T т П d 2,

^— f - Р п ^V п dt

0  4              ;(12)

Решение уравнений (2), (3), (7) и (8) и расчет характеристик насоса по формулам (9) и (12) производились численным интегрированием по явной схеме Эйлера.

Рис. 8. Энергетические характеристики инерционного насоса с поршневым вытеснителем и гидродиодами

На рис. 8 приведено семейство расходно-   рассчитанное при тех же геометрических и режимных напорных характеристик и КПД гибридного насоса,   параметрах поршневого вытеснителя и гидродиодов,

что и у насоса, приведенного на рис. 2. Параметром семейства характеристик является инерционная длина напорного патрубка с гидродиодом L ин2 , при этом инерционная длина всасывающего патрубка с гидродиодом L и1 неизменна. Видно, что с увеличением инерционной длины L и2 характеристика насоса улучшается, то есть при одном и том же напоре подача и КПД увеличивается. Таким образом, расположение вытеснителя должно быть ассиметричным и приближенным к всасывающему успокоителю. Сопоставление характеристик гибридного насоса с характеристиками насоса с гидродиодами, приведенными на рис. 3, показывает, что использование инерционных эффектов нестационарного движения жидкости в проточной части насоса позволило повысить его максимальный КПД с 18% до 27%.

Выводы:

• 1.    Существуют несколько направлений создания высоконадежных гидромашин, пригодных для перекачивания агрессивных жидкостей, гидросмесей, биологических растворов и т.п. Однако эффективность таких насосов, как правило, небольшая.

• 2.    Повысить эффективность бесклапанных гидромашин можно создав гибридный насос, основанный на принципе работы impedance pump и распределении жидкости с помощью гидродиодов.

• 3.    Использование инерционных эффектов движения жидкости в проточной части поршневого насоса с гидравлическими диодами позволяет улучшить его расходно-напорную характеристику и повысить КПД. При этом расположение вытеснителя должно быть ассиметричным со смещением в сторону всасывающего успокоителя.