Методика расчета поршневых детандеров с учетом колебательных процессов в выпускном тракте тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.03, кандидат наук Молодов Михаил Анатольевич

• Молодов Михаил Анатольевич
• кандидат наук
• 2019

Оглавление диссертации кандидат наук Молодов Михаил Анатольевич

СПИСОК УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

ХАРАКТЕРНЫЕ ТОЧКИ ЦИКЛА ПРЯМОТОЧНОЙ СТУПЕНИ ПАРОЖИДКОСТНОГО ДЕТАНДЕРА

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. КОЛЕБАТЕЛЬНЫЕ ПРОЦЕССЫ В газовом ТРАКТЕ ПОРШНЕВЫХ компрессоров и ДЕТАНДЕРОВ

СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Введение

1.2. Обзор исследований в области колебательных процессов

в элементах ступеней машин объёмного действия

1.3. Цель и задачи исследования

ГЛАВА 2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ИССЛЕДОВАНИЯ. ЧИСЛЕННЫЙ ЭКСПЕРИМЕНТ

2.1. Расчетные схемы и основные уравнения математической модели

2.1. Предварительный анализ

2.2. Численный эксперимент. Влияние свойств рабочего вещества на колебательные процессы в элементах ступеней детандера

2.3. Численный эксперимент. Влияние объема выпускной полости на параметры колебательных процессов в ступени детандера

2.4. Численный эксперимент. Влияние длины выпускного патрубка на параметры колебательных процессов в ступени детандера

2.5. Моделирование рабочих процессов в двухрядном одноступенчатом поршневом детандере

ГЛАВА 3. НАТУРНЫЙ ЭКСПЕРИМЕНТ

ГЛАВА 4. ПРАКТИЧЕСКОЕ ПРИМЕНЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЯ

4.1. Влияние свойств рабочих веществ на рабочие процессы ступени

поршневого детандера с учетом колебательных процессов

в выпускном тракте

4.2. Выход на установившийся режим

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ А. СХЕМЫ ВПУСКНОЙ И ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМ

ПРИЛОЖЕНИЕ Б. ГРАФИКИ ИЗМЕНЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ И ТЕМПЕРАТУРЫ

В СЕЧЕНИЯХ ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ В. АКТ ВНЕДРЕНИЯ

СПИСОК УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

р - давление, Па

V - объем, м3

Т, t - температура, К(0С) р - плотность, кг/м3 m - масса, кг

т - массовый расход, кг/с

V - объемный расход, м3/с

R - газовая постоянная, Дж/(кг • К)

k - показатель адиабаты

М - критерий скорости потока газа

П - отношение давлений

Пб - номинальное усилие базы, кН

Pбазы - усилие базы по рядам, кг

D, d - диаметр, м

F, f - площадь, м2

Sп - ход поршня, м

г - радиус кривошипа, м

п - частота вращения вала, с-1

ю - угловая скорость, рад/с

w, u, с - скорость, м/с

С - относительный ход поршня

© - относительная скорость поршня

а - относительное мертвое пространство

^ - коэффициент расхода

X - коэффициент подачи

П - коэффициент полезного действия

L, ! - длина, м

B, Ь - ширина, м

Н, Ь - высота, м

5, А - толщина (зазор), м

Ф, а, в - угол, град.(рад.)

т - время, с

Ь - работа, Дж

N - мощность, кВт

Р - холодопроизводительность, кВт

- удельная мощность, кВт/(м3/мин) ВМТ / НМТ - верхняя мертвая точка /нижняя мертвая точка КПД - коэффициент полезного действия МКЭ - метод конечных элементов МОД - машина объемного действия НКР - научно-квалификационная работа ПД - поршневой детандер ПК - поршневой компрессор

ПЭВМ - персональная электронно-вычислительная машина

ХАРАКТЕРНЫЕ ТОЧКИ ЦИКЛА ПРЯМОТОЧНОЙ СТУПЕНИ ПАРОЖИДКОСТНОГО ДЕТАНДЕРА

• 1 - положение поршня в ВМТ (впускной клапан открыт);

• 1 - 20 - 2 - процесс наполнения, где 20 - начало закрытия впускного

клапана;

• 2 - момент закрытия впускного клапана (2-р-3 - процесс расширения);

• р - момент равенства температур газа и стенок цилиндра в процессе

расширения;

• 3 - момент начала открытия выхлопных окон;

• 3 - рж - 4 - процесс выхлопа;

• жр - начало фазового перехода рабочего вещества из газового в паро-

жидкостное состояние;

• 4 - положение поршня в НМТ (выхлопные окна полностью открыты);

• 4 - 5 - процесс вытеснения расширившегося газа;

• 5 - момент закрытия выхлопных окон (начало процесса сжатия 5-сж-с-6);

• жс - начало обратного фазового перехода рабочего вещества из паро-

жидкостного в газовое состояние;

• с - момент равенства температур газа и стенок цилиндра в процессе

сжатия;

• 6 - окончание процесса сжатия при р6 < рн (момент начала открытия

впускного клапана);

• 6 - 6' - процесс впуска (кратковременный в рассматриваемом случае);

• 6' - момент равенства давлений в цилиндре и впускной полости (р& = рн);

• 6' - 1 - процесс нагнетания (кратковременный в рассматриваемом случае);

• рж-4-5-сж - участок цикла, соответствующий паро-жидкостному

состоянию рабочего вещества с переменной степенью сухости х = Хф).

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Методика расчета поршневых детандеров с учетом колебательных процессов в выпускном тракте»

ВВЕДЕНИЕ

Слово «детандер» происходит от французского "detendгe", что значит «уменьшать давление» и является общеупотребительным в технической литературе. Название это введено выдающимся ученым - французским академиком Ж. Клодом, который длительное время экспериментировал и в 1902 г. осуществил процесс ожижения воздуха при помощи сконструированного им детандера. В последние годы, наряду с этим термином, стало применяться название «расширительные машины».

Детандеры или расширительные машины предназначены для расширения газов с целью генерации холода в циклах низкотемпературных установок, для чего в этих машинах энергия сжатого газа преобразуется в работу, передаваемую специальному тормозному устройству или в случае детандер-компрессорных и детандер-генераторных агрегатов на вал компрессора или генератора.

Существуют два основных класса детандерных машин - газодинамического и объемного действия. В газодинамических машинах энергия сжатого газа преобразуется в кинетическую энергию потока, которая через вращающиеся рабочие колеса передается на вал агрегата. В объемных машинах энергия газа преобразуется в работу в цилиндрах агрегатов с периодически меняющимся объёмом рабочей камеры. В обоих случаях расширение газа сопровождается понижением его температуры.

Параметры рабочего тела на входе в детандер в каждом конкретном случае определяются требованиями заказчика по величине массового расхода вырабатываемого газа с заданной конечной температурой и показателям агрегата, характеризующим его совершенство с позиций современного состояния по удельным массо-габаритным показателям, эффективности и надежности, типом рабочего цикла и комплектующих узлов и элементов.

Поршневые детандеры - наиболее распространенные представители машин объёмного действия. На современном этапе они проектируются на унифицированных освоенных в производстве вертикальных, прямоугольных,

горизонтальных, У и Ш-образных базах в одно- и многорядном исполнении с широким диапазоном допустимых усилий по осям каждого ряда. Торможение поршневых детандеров чаще всего осуществляется электрогенератором. На газораспределительных пунктах магистральных газопроводов поршневые детандеры в ряде случаев заменяют ранее созданные системы с дросселирующими устройствами, работая в режиме газового привода. В этом случае при расширении газа достигается максимальная мощность агрегата при более высокой температуре газа на выходе детандера.

К особенностям поршневых детандеров следует отнести:

- возможность создания машин очень малой и средней производительности в широком диапазоне температур, давлений на входе и степеней расширения для любых рабочих тел;

- высокая эффективность малорасходных агрегатов;

- простота эксплуатации и хорошие регулировочные характеристики.

Основные недостатки существующих поршневых детандеров:

- повышенная удельная металлоемкость (на единицу массы рабочего тела);

- худшие массо-габаритные характеристики в сравнении с другими машинами одинаковыми параметрами.

На современном этапе поршневые детандеры должны соответствовать следующим требованиям:

- предельно низкие величины удельных массогабаритных показателей, что достигается при высоких частотах вращения вала детандера укомплектованного самодействующими нормально-открытыми клапанами;

- минимальное сопротивление органов газораспределения (Хд = р2/рн ^ тах при скоростях соударения подвижных клапанных пластин с седом 'с < 1 м/с, что обеспечивает эффективность работы детандера и высокий уровень его надежности;

- высокий уровень герметичности ступени в сочетании с износостойкостью элементов клапанов и уплотнительных узлов при отсутствии жидкостной смазки;

- динамическая уравновешенность в сочетании с требованиями Заказчика по виброшумовым характеристикам детандера;

Моторесурс существующих детандеров, удовлетворяющих указанные выше требования, составляет от 4 до 10 тыс. ч; уровень изоэнтропного КПД лучших образцов воздушных поршневых детандеров высокого давления соответствует величине % = 0,75 - 0,80.

Поршневые детандеры весьма разнообразны не только конструктивно, но и ряду другим признакам. Поэтому целесообразно отметить лишь основные из них.

По роду рабочего вещества: воздушные, водородные, гелиевые и т. д.

По уровню начального давления и температуры: детандеры высокого давления (ориентировочно рн >10 МПа, среднего давления рн = 2,5 - 7.0 МПа и низкого давления рн < 1,5 МПа.

Согласно международной договоренности температуры ниже 20°К отнесены к области криогенных; поэтому детандеры, работающие при таких температурах в ряде случаев называют криогенными.

Известно, что в условиях эксплуатации зачастую возникают ситуации, в которых требуется изменить (уменьшить или увеличить) расход рабочего вещества через детандер. Первая задача применительно к ступеням детандеров, укомплектованным самодействующими нормально-открытыми клапанами, решена путем оснащения детандеров системами регулирования различного типа, которые подробно рассмотрены в работах профессора Прилуцкого И.К. и его учеников [20-21-23-24-28-35-42--55]. В частности, был предложен, апробирован и показал высокую эффективность и целесообразность применения на практике способ изменения расхода газа через детандер путем плавного снижения высоты перемещения одной из пластин многокольцевого клапана с подвижным промежуточным ограничителем в диапазоне от Ькл = Ьном до Ькл = 0, что гарантировало снижение расхода газа через детандер в пределах от 100 % до 50 %.

При решении второй задачи была сделана попытка применения стандартного двухскоростного электродвигателя-генератора, позволяющего дискретно (вдвое !!) увеличивать частоту вращения вала детандера. Полученные результаты на первых порах озадачили автора: при увеличении частоты вращения вала производительность детандера оставалась практически постоянной !? Ответ

на данный вопрос был найден в работе [55]. В ней было показано, что увеличение частоты вращения вала n в 2 раза ведет к росту перепада давления в щели впускного клапана пропорционально n2 и сопровождается в той же мере снижением величины относительного хода поршня в процессе наполнения (С2|). Совокупность двух факторов, противоположно влияющих на производительность детандера, приводит к тому, что в этом случае расход газа через детандер

m ~ |С2-п| ~ const.

Известны способы повышения производительности поршневых компрессоров путем акустического наддува за счет организации резонансных акустических колебаний в линии всасывания с наперед заданной амплитудой и частотой. Поэтому естественно возникает вопрос научного обоснования и практического применения аналогичного способа повышения расхода газа в существующих и вновь создаваемых поршневых детандерах. Реализация этого способа увеличения производительности детандера на практике не требует изменений в конструкции детандера, больших материальных и временных затрат. Для этого необходимо лишь внести определенные изменения в конфигурацию выпускного тракта детандера: объём выпускной полости Увып.п, длину Ьтр и диаметр ётр выпускного трубопровода. При заданной продолжительности процесса наполнения (С2 = const), а следовательно, и массы газа в начале процесса выхлопа М3 = М2 можно прогнозировать увеличение производительности детандера за счет снижения текущего давления р5 в цилиндре и выпускном тракте в момент окончания процесса вытеснения соответствующий закрытию выхлопных окон при ф5 = const.

Роль резонатора колебаний давления выполняет совокупность выпускной полости и присоединенного к ней выпускного трубопровода, обладающая определенной частотой собственных колебаний. При совпадении или кратности частоты колебаний столба газа с собственной частотой системы «трубопровод-ёмкость» наступает резонанс, при котором возникают «стоячие волны», понижающие давление газа в цилиндре детандера в конце процесса вытеснения (точка 5 рабочего цикла). В этом случае следует ожидать приращения массового расхода детандера в соответствии с уравнением m ~ (М3 - M5)-n.

Поэтому в настоящей работе автор ставит перед собой задачу теоретически обосновать и подтвердить расчетным путем возможность повышения производительности существующих поршневых детандеров без изменения их конструкции и режима работы путем инициирования в выпускном тракте колебаний давления с наперед заданной амплитудой и частотой, уровень которых при прочих одинаковых условиях определяется геометрией выпускного тракта: объёмом выхлопной полости Vвыхл.п, диаметром dтр и длиной Lтр трубопровода.

Данному способу повышения производительности детандеров автор уделяет основное внимание в настоящей диссертационной работе.

ГЛАВА 1. КОЛЕБАТЕЛЬНЫЕ ПРОЦЕССЫ В ГАЗОВОМ ТРАКТЕ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ И ДЕТАНДЕРОВ.

СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1 . Введение

Исследования колебательных процессов в одно- и многорядных поршневых детандерах естественно должны базироваться на результатах подробного литературного обзора. Основной проблемой при этом является:

- достаточно широкий перечень публикаций по морально устаревшим низкооборотным поршневым детандерам с принудительной системой газораспределения отличающимся неудовлетворительными удельными массо-габаритными показателями;

- весьма ограниченный перечень литературы по исследованию колебательных процессов в поршневых детандерах нового поколения, укомплектованным принципиально новой системой газораспределения, основанной на применении нормально-открытых самодействующих клапанов гарантирующих эффективную и надежную работу детандеров при частотах вращения вала п < 50 с-1.

Поэтому при обзоре литературы автору пришлось обращаться к источникам из разных областей специальной техники, таким как: компрессорная техника, пневматика, расширительные машины, а также к литературе, в которой изложены основные законы термодинамики и динамики газовых потоков и вытекающие из них общие положения, являющиеся основой при анализе рабочих циклов машин объёмного действия - поршневых компрессоров, детандеров, насосов, газовых и пневмо-двигателей.

Исследования в области прогнозирования работы поршневых машин на основе углубленного анализа протекающих рабочих процессов относятся к началу ХХ века, т.е. ещё до широкого внедрения ЭВМ в исследовательскую практику. Основное внимание в этот период авторы обращали на развитие инженерных методик расчета и накопление результатов натурного эксперимента при исследовании существующих низкооборотных машинах, различающихся конструктивным исполнением, режимами работы, условиями смазки,

комплектующими узлами и геометрическими параметрами рабочих камер и примыкающих к ним элементам впускного и выпускного трактов и соответствие результатов расчета данным натурного эксперимента.

Объектом расчетного исследования являлась упрощенная ступень машины объёмного действия (МОД) работающая на «идеальном» газе (как правило, ВОЗДУХ), в которой учитывалось ограниченное число реально влияющих на работу объекта исследования факторов, что в ряде случаев приводило к значительному расхождению результатов численного и натурного эксперимента. Учет влияния различных факторов на производительность реальной ступени машины при сравнении с упрощенной, привел к внедрению в расчетную практику комплекса эмпирических коэффициентов, отражающих влияние того или иного фактора (дросселирование Хд, теплообмен Хт, не герметичность ступени Упр.-в.у, мертвое пространство Хо, запаздывание закрытия всасывающих АХо.вс и нагнетательных АХонг клапанов, влажность рабочего вещества Хвл и др.) на производительность реальной ступени. На основании полученных рекомендаций по отдельным коэффициентам рядом авторов были предложены уравнения для коэффициента подачи Х компрессоров и детандеров. Ниже приведены уравнения для коэффициента подачи, рекомендованные в публикациях сотрудников кафедры Криогенная техника ИТМО и используемые в настоящее время: Ступень компрессора - Х = т / тт = Хд Хт [Хо - (АХо.вс + АХо.нг)] - (Упр + Vв.у + "Увл) ; Ступень детандера - Х = т / тт = Хд Хт(С2 - С6) ,

где т и тт - фактический и теоретически возможный массовый расход газа., С2 (С6) - относительный ход поршня в конце процесса наполнения и впуска.

Реальный рабочий цикл машин объемного действия отличается от теоретического тем, что ни одно из ранее принятых допущений не соблюдается. Поэтому при анализе работы поршневых детандеров надо помнить следующее: 1. Идеальный-реальный газ ? При переходе на реальный газ в детандерах нового поколения с самодействующими нормально-открытыми клапанами существенно возрастает продолжительность процесса наполнения, что практически полностью трансформирует рабочий цикл объекта исследования. Отсюда следует вывод, что

при анализе работы современных высокооборотных поршневых детандеров допущение об идеальности рабочего вещества недопустимо. 2. Колебания давления на входе и выходе ступени детандера отсутствуют !? Такое допущение принималось в большинстве ранее выполненных работ и достигалось путем задания объёмов полостей Упол ^ да. Это значительно упрощает расчетную модель, но требует обоснования корректности такого допущения. 3. Дросселирование газа в процессе наполнения 1-20-2 !? Интенсивность дросселирования газа на участке рабочего цикла 1-20-2 характеризуется величиной коэффициента давления Хд =1 - Лр2/р н <1, который при заданном начальном давлении рн = const снижается по мере роста газодинамического сопротивления впускного тракта детандера Лр2. В итоге это приводит к снижению давления р2, а следовательно, и массы газа в цилиндре М2 в начале процесса расширения 2 - 3. Учитывая данный фактор, на стадии предварительного термодинамического расчета должны быть обоснованы диаметры патрубков и сечения каналов впускных клапанов, обеспечивающих приемлемый уровень газодинамических потерь.

4. Теплообмен газа с окружающими стенками !? В процессе наполнения поступающий в цилиндр «теплый» газ с температурой Тн контактирует с «холодными» стенками рабочего цилиндра и охлаждается на величину ЛТ2. Интенсивность теплообмена газа со стенками цилиндра в этом случае характеризуется температурным коэффициентом Х = Тн / Т2 > 1. Теплообмен приводит к повышению конечной температуры газа на выходе детандера, что снижает эффективность его работы.

5. Не герметичность ступени детандера!? В малорасходных машинах высокого и среднего давления существенное влияние на производительность и уровень изоэнтропного КПД детандера оказывает уровень герметичности ступени, зависящий от принятой системы смазки, конструкции уплотнительных узлов и корректности величин задаваемых при расчетах зазоров. Последнее должно базироваться на эмпирических зависимостях, полученных при натурных испытаниях реальных конструкций уплотнительных узлов ступеней детандеров.

Рассмотренные выше основные особенности работы характерны для ступени поршневого детандера, под которой следует понимать совокупность рабочего цилиндра и примыкающих к нему впускной и выпускной полостей, начальные «н» и конечные «к» параметры которых фиксируются в центре сечений патрубков впускной и выпускной полостей. В условиях эксплуатации ступени детандеров дополняются впускным и выпускным трактами, в состав которых обычно входят емкости постоянного объёма и связывающие их трубопроводы. Возникающие в них колебания давления газа вносят дополнительные изменения в текущие и интегральные параметры ступеней, влияя на производительность, потребляемую мощность и конечную температуру газа на выходе детандера.

Рассмотренные выше факторы действуют одновременно и зачастую зависят друг от друга. Результат их комплексного влияния на работу поршневых детандеров оценить достаточно сложно и может прогнозироваться на основе методик в основу которых заложен принцип математического моделирования комплекса одновременно протекающих рабочих процессов в сочетании с рядом корректных эмпирических зависимостей упрощающих расчетную модель и повышающих обоснованность конечных результатов.

1.2. Обзор исследований в области колебательных процессов в элементах ступеней машин объёмного действия

Колебательные процессы в коммуникациях двигателей внутреннего сгорания, в поршневых компрессорах и расширительных машинах давно интересовали отечественных и зарубежных исследователей. Приоритет в этом направлении отдавался работам, направленным на изучение причин возникновения и поддержания в процессе работы устойчивых периодических колебаний во всасывающем тракте поршневых компрессоров и насосов с поршнями двухстороннего действия и двигателей внутреннего сгорания с поршнями одностороннего действия [10,11, 64, 65, 67, 69, 71, 72].

Известно, что описание акустического поля в газах и жидкостях базируется на следующих фундаментальных уравнениях и положениях:

- уравнении состояния рабочей среды, которое при малых амплитудах принимает форму простого дифференциала;

- уравнении Ньютона, применимого к перемещающемуся в пространстве элементу объема с постоянным химическим составом;

- при выполнении требования о неразрывности рабочей среды. требования чтобы отдельные элементы объема не разрывались и не содержали бы участков, не заполненных газовой средой.

Для расчета динамики пульсирующего потока газа в сложных газопроводных системах МОД используется теория расчета электрических линий, возможность применения которой основывается на аналогии колебательных процессов в акустических и электрических системах. Как и в электрических сетях, элементы межступенчатых коммуникаций заменяются элементами с сосредоточенными постоянными (элементы упругости, массы или трения) или отрезками прямолинейных труб. Такая замена допустима, если размеры отдельных элементов и диаметры труб можно считать малыми по сравнению с длиной волны.

На сегодняшний день крайне ограничен перечень литературы с подробным описанием акустических процессов, протекающие в ступенях и коммуникациях поршневых компрессоров и детандеров. Среди отечественных авторов в данном направлении наиболее известны работы Видякина Ю.А., Кондратьевой Т.Ф., Петровой Т.Ф., Френкеля М.И., Гладких П. А., Хачатуряна С. А. [16-19, 32-33, 65].

При колебаниях давления в коммуникациях изменение производительности поршневого компрессора зависит от амплитуды и частоты колебаний давления во всасывающем трубопроводе I ступени, которые определяют давление и массу газа поступившего в цилиндр в момент окончания процесса всасывания.

Производительность компрессора зависит от колебаний давления и в нагнетательном трубопроводе I ступени, поскольку давление в конце процесса нагнетания определяет фактическую массу газа расширяющегося из мертвого пространства ступени, а следовательно, и величину объемного коэффициента. На

рисунке 1.1.1 показано, каким образом проявляется влияние колебаний давления во всасывающем и нагнетательном трубопроводах на свернутую индикаторную диаграмму в цилиндре поршневого компрессора.

Индикаторная диаграмма 2 соответствует случаю работы компрессора с конечным объёмом полостей всасывания и нагнетания, когда в результате колебаний давления во всасывающем и нагнетательном трактах наблюдается задержка открытия всасывапющих клапанов и снижение давления в цилиндре в начале процесса сжатия, что в совокупности негативно отражается на производительности ступени компрессора в сравнении с вариантом при отсутствии колебаний давления во всасывающем и нагнетательном трактах (диаграмма 1).

¿г р

1 • \\\ ^! V / \\\ ^ ч\\ р* ^

------------------*

Рисунок 1.1.1 - Индикаторные диаграммы компрессора:

1 - при бесконечном объеме полостей всасывания и нагнетания;

2 и 3 - при конечном объеме полостей всасывания и нагнетания.

Индикаторная диаграмма 3 соответствует случаю, когда в результате инициирования колебаний давления во всасывающем тракте компрессора давление в цилиндрк в начале процесса сжатия становится выше принятого на стадии проектирования, что указывает на возможность повышения производительности существующих компрессоров при сохранении их базовой конструкции.

Таким образом, организация резонансных колебаний давления во всасывающей линии компрессора может быть использована для повышения производительности компрессора. В литературе такое решение носит название «акустический наддув». В ходе теоретических и экспериментальных исследований ряда отечественных и зарубежных исследователей было установлено, что интенсивность изменения производительности компрессора может не только увеличиваться, но и уменьшаться в зависимости от номера резонирующей гармоники во всасывающем трубопроводе I ступени. Рассмотрим данный аспект более подробно на основе существующей программы КОМДЕТ, выбрав в качестве объекта исследования 2-х ступенчатый дожимающий компрессор ВУ4-115-90-16-150.

Пример текущих параметров в I ступени компрессора при наличии наперед заданных колебаний давления во всасывающем тракте приведен на рисунке 1.1.2.

Из приведенных данных следует, что рост производительности наступает в случае повышения давления в полости всасывания и в цилиндре (р1- > рвс) в момент окончания процесса всасывания, соответствующий закрытию всасывающих клапанов (точка 1). Выполнение условия р1- > рвс соответствует увеличению производительности ступени компрессора согласно соотношению Увс ~ рг/рвс.

Отметим, что аналогичных исследований влияния акустических колебаний в газовом тракте высокооборотных поршневых детандеров на их рабочий цикл и отдельные рабочие процессы при обзоре литературы практически не выявлено. Причина заключается в том, что ранее выполненные исследования проводились:

1. на низкооборотных детандерах (п < 450 об/мин) укомплектованных клапанами принудительного действия с повышенной массой подвижных элементов;

2. движение запорных органов клапанов принудительного действия жестко связано с кинематикой механизма движения поршневого детандера.

Вследствие указанных особенностей устаревших конструкций поршневых детандеров колебательные процессы в коммуникациях не могли оказывать заметного влияния на рабочие процессы в газовом тракте, а следовательно, и на интегральные параметры объекта исследования.

а

Р, еО МПа

5.7 --

4.9 --

4.1

3.3 --

2.5 --

1.7 --

0.9

0.0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.1 2.4 2.7 3.0 3.3 3.6 0.3

й, е2 град.

б

в

Рисунок 1.1.2 - Текущие параметры I ступени дожимающего 2-х ступенчатого компрессора ВУ4-115-90-16-150 при акустическом наддуве (Б1 = 115 мм, Б = 90 мм, п = 1500 об/мин, Ьвс.тр = 1240 мм, ёвс.тр = ^г.тр= 50 мм, рвс = 1.6 МПа,рнг = 5.13 МПа, Твс = 313 К, Кст = 0.46, а = 13 %, Ьш = 250 мм)

Рабочие процессы, протекающие в ступенях поршневых компрессоров и детандеров, идентичны по своей физической сущности. Отличие заключается лишь в последовательности процессов в течение рабочего цикла и уровне температур и давлений в характерных точках рабочего цикла. Учитывая, что «детандер - это агрегат обратный компрессору» по назначению, последовательности протекающих процессов, по интенсивности тепло- и массопереноса и другим факторам, автор высказал гипотезу о возможности использования инициируемых в выхлопном тракте колебаний давления для повышения производительности современных высокооборотных детандеров (n < 50 с-1) с нормально-открытыми клапанами.

Существующая теория поршневых детандеров утверждает, что при наличии колебаний давления в выпускной полости массовый расход газа за один рабочий цикл Мц или в единицу времени m определяется уравнениями

Мц = Мз - M5' ~ M2 - M5' (1)

и m = Мц n (2)

где М2, М3 и M5' - массы газа в цилиндре М2 ~ М3 в процессе расширения и в момент закрытия выхлопных окон M5' на обратном ходе поршня (см. рисунок 1.1.3);

n - частота вращения вала.

Предварительный расчетный анализ показал, что инициирование колебаний давления на входе в детандер при сохранении продолжительности процесса наполнения т1-2 ~ С2 = S2/Sn = const не приводит к существенному изменению отношений давления в процессах расширения р2/р3 и выхлопа р3/р4 и масс газа в точках 3 и 5 рабочего цикла, а следовательно, не способствует заметному изменению массового расхода m и конечной температуры газа Тк за детандером.

Механический перенос приведенного выше подхода для изучения колебательных процессов в выхлопном газовом тракте ступени поршневого детандера не является оправданным по следующим причинам: 1. Инициирование колебаний давления во впускном тракте детандера приводит к практически полной трансформации исходного рабочего цикла. В частности, изменяются продолжительность процесса наполнения и параметры газа в основных

Увп.п Увып.п ^

V,

выхл.пол

= 200 % , П = 25 с-1 №Гапм = 3

^,МПа

= 0,8

р = 0 11

Ф,град

.... • • • • • • * • .-У • • • -ч---

• ® «А* • • Ф,град

цилиндр,

- выхлопная полость

0000000

О

ги /

'Р

(№гарм = 2)

Р

с---. 1 л \ <Г-

1 2\ \ \ \ \ 3 // / * 4 5,' у \

\ / © 00 Ч У/ о ^г г*}

5

с-

Рисунок 1.1.3. Схематизация ступени и рабочих процессов

точках конструктивно простейшей (прямоточной, одноклапанной) ступени детандера, что не позволяет объективно сравнивать эффективность её работы при отсутствии и наличии колебаний давления на входе в детандер. 2. Контрольной точкой рабочего цикла рассматриваемой ступени детандера, определяющей остаточную массу газа в цилиндре в начале процесса сжатия М5, является момент закрытия выхлопных окон на обратном ходе поршня при строго фиксированном угле поворота вала ф5 > 1800.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Молодов Михаил Анатольевич, 2019 год

\\ //

V /

\ у

О йй

> и

Vi /

ч

810

900

990 1080

Ф, град

--ANS YS;----КОМДЕТ-М

Рисунок 2.5.5 - Параметры газа в цилиндре

0,92

р, МПа 0,82

0,72

0,62

0,52

0,42

240

Т, К

200

160

720 810 900 990 1080

Ф, град

--ANS YS;----КОМДЕТ-М

II л

II 1 h \

Ii \ \

и \ \ \ i

I \ 1

N

\

\ "Ч _ N

720 810 900 990 1080

Ф, град

После расчета простейшей модели ряда ПД была построена модель с подключенным выпускным патрубком в АКБУБ и сравнены результаты расчета с аналогичными для программы КОМДЕТ-М. Принципиальная схема с выпускным патрубком представлена на рисунке 2.5.7. Результаты построения модели можно видеть на рисунке 2.5.8. На рисунке красным цветом выделен присоединенный выпускающий патрубок (поз. 1 на схеме).

Рисунок 2.5.7 - Принципиальная схема однорядного ПД с выпускным патрубком

Рисунок 2.5.8 - Модель ступени ПД с подключенным выпускным патрубком

Расчет модели с подключенным выпускным патрубком проводится для установления адекватности результатов расчета параметров газа в выпускном патрубке по модели при использовании программного комплекса АКБУБ. Графики зависимости давления и температуры от угла поворота вала для рабочей и выхлопной полостей представлены на рисунках 2.5.9 и 2.5.10.

Полученный графический материал позволяет сделать вывод, что результаты расчета на базе АКБУБ и КОМДЕТ-М качественно совпадают. Следует отметить, что в выпускной полости наблюдаются колебания температуры и давления, а в цилиндре температура в конце процесса выхлопа понижается.

Ф, град

--ANS YS;----КОМДЕТ-М

Рисунок 2.5.9 - Параметры газа в цилиндре

1,02 р, МПа

0,82 0,62 0,42

0,22

/-Ч \

' \ / N f > /1 \ \ / / \ /

\ V / \ \ 1 1 \ V % /

» Г / \ * V \\ /У

V / t V /

у \ ✓ \ /

720

810

900

990 1080

Ф, град

240

Т, К

190

140

720

810

900

990 1080

Ф, град

--ANS YS;----КОМДЕТ-М

Далее решалась задача проанализировать изменение давления и температуры по длине выпускного патрубка. Для этого в аналогичных 6 сечениях патрубка снимались данные с модели на базе программного комплекса АКБУБ и программы КОМДЕТ-М. Расположение контрольных сечений в выпускном патрубке показано на рисунке 2.5.11.

Рисунок 2.5.11 - Расположение контрольных сечений в выпускном патрубке

На рисунках Б.1 и Б.2 Приложения Б представлены графики сравнения результатов расчета на базе программного комплекса АКБУБ и КОМДЕТ-М для шести сечений. Для удобства визуального сравнения У-ось сделана количественно одинаковой для всех графиков по сечениям.

Проанализировав графики, можно утверждать, что качественно результаты расчета в АКБУБ и КОМДЕТ-М совпадают. Это говорит об адекватности построенной модели и о возможности реализации двухрядной модели ПД.

На первом этапе создания двухрядной модели ПД было принято решение представить выпускную систему, состоящую только из патрубков. Для этого выпускные тракты обеих ступеней посредством труб соединяются в тройнике, откуда общий потом направляется к потребителю. Принципиальная схема представлена на рисунке 2.5.12. Результат построения модели можно увидеть на рисунке 2.5.13.

0.200

0.400 (т)

Рисунок. 2.5.12 - Принципиальная схема двухрядного одноступенчатого ПД с

общей выпускной системой

Рисунок 2.5.13 - Модель двухрядного одноступенчатого ПД без емкости

На рисунке зеленым цветом отмечены добавленные участки трубопровода, которые в дальнейшем не будут изменены (поз.2 и 4 на схеме). Фиолетовым отмечен участок с тройником, который в дальнейших моделях может заменяться емкостью конечных размеров (поз.3 на схеме). Цифрой 1 отмечен цилиндр,

принятый первым, цифрой 2 - второй. Это сделано для дальнейшего сравнения результатов по цилиндрам при сдвиге рабочих циклов по рядам, обусловленных особенностями конструкции коленчатого вала.

Результаты изменения давления и температуры газа в цилиндре (рабочая полость) и выхлопной полости ступени в функции от угла поворота вала представлены на рисунках 2.5.14 и 2.5.15. Здесь и далее на графиках черной сплошной линией показаны результаты для первого цилиндра и выхлопной полостей, а штриховой - для второго. Полученный графический материал позволяет утверждать, что изменение давления и температуры газа в обеих цилиндрах объекта исследования практически идентичною; то же можно сказать и о процессах, протекающих в выхлопных полостях ступеней детандера.

Ф, град

Ф, град

- - 1-й цилиндр;---- 2-й цилиндр

Рисунок 2.5.14 - Параметры газа в цилиндрах двухрядного одноступенчатого ПД без емкости

1,07 р, МПа

0,87

0,67

0,47

0,27

720 810 900 990 1080

Ф, град

Ф, град

- - 1-я выпускная полость;---- 2-я выпускная полость

Рисунок 2.5.15 - Параметры газа в выпускных полостях двухрядного одноступенчатого ПД без емкости

Для фиксации результатов расчета в выхлопном трубопроводе введены дополнительные расчетные точки. Новую схему можно увидеть на рисунке 2.5.16.

Рисунок 2.5.16 - Контрольные сечения в трубопроводе двухрядного одноступенчатого ПД без емкости

Из приведенного рисунка видно, что новое число расчетных точек равно 13. Для упрощения осмысления полученных результатов они были разбиты на две группы: первая - часть обвязки до емкости (точки с 1 по 8) и вторая - включающая емкость и выпускной трубопровод (точки с 9 по 13). Результаты расчета приведены на рисунках Б.3-Б.6 Приложения Б. Для удобства сравнения все графики построены в одинаковых Y осях.

Не имея материала для сравнения сделать какие-либо заключения по полученным графикам колебаний давления и температуры в обвязке детандера сложно. Поэтому их анализ был проведен по результатам расчетов двухрядной модели с различными буферными системами. Дополнительно были подготовлены еще две модели: с буферной емкостью с диаметром D равным двум диаметрам трубы dтp (Э = 2ётр) и с буферной емкостью увеличенного объёма при D = 3dтp.

Принципиальная схема 2-х рядного ПД с буферной емкостью при внутреннем диаметре равным двум диаметрам трубы представлена на рисунке 2.5.17; соответствующая этой схеме модель показана на рисунке 2.5.18.

Рисунок 2.5.17 - Принципиальная схема двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью повышенного объема (Э = 2ётр)

Рисунок 2.5.18 - Модель двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью

повышенного объема (Э = 2ётр)

На рисунке 2.5.18 малиновым цветом отмечена буферная емкость (поз. 3* на схеме). Результаты расчета для цилиндров и выпускных полостей приведены на рисунках 2.5.19 и 2.5.20.

р, МПа 4

2

0

у\/\Л

720 810 900 990 1080

Ф, град

310

Т, К

260

210

160

720

810

900

У/, ч «

А

н

И

//

А /

/7

У? >

990 1080

Ф, град

- - 1-й цилиндр;---- 2-й цилиндр

Рисунок 2.5.19 - Параметры газа в цилиндрах двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью повышенного объема (Э = 2ётр)

Ф, град

240

Т, К

190

140

720 810 900 990 1080

Ф, град

- - 1-я выпускная полость;---- 2-я выпускная полость

Рисунок 2.5.20 - Параметры газа в выпускных полостях двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью повышенного объема (Э = 2ётр)

Полученные данные позволяют сделать вывод, что увеличение объёма буферной емкости при D = 2dтp практически не отразилось на текущих параметрах газа в цилиндрах и интегральных параметрах детандера в целом. Однако при этом наблюдаются изменения текущих температур газа в выхлопных полостях ступеней.

Алгоритм фиксации результатов в расчетных точках трубопровода и емкости аналогичен приведенному выше для первой модели двухрядного ПД. Результаты расчета представлены на рисунках Б.7-Б. 10 Приложения Б. Для удобства сравнения все графики построены в одинаковых У осях.

Принципиальная схема модели с буферной емкостью при внутреннем диаметре равном трем диаметрам трубопровода представлена на рисунке 2.5.21, а соответствующая схеме модель - на рисунке 2.5.22. Серым цветом на рисунке 2.6.12 выделена буферная емкость увеличенного размера (поз. 3** на схеме).

Результаты расчета модели представлены на рисунках 2.5.23 и 2.5.24.

Рисунок 2.5.21 - Принципиальная схема двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью увеличенного объема ^ = 3dтp)

Рисунок 2.5.22 - Модель двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью увеличенного объема ^ = 3dтp)

р, МПа 4

2

0

Алл

II

720 810 900 990 1080

Ф, град

310

Т, К

260

210

160

1С

)

/

720

810

900

990 1080

Ф, град

- - 1-й цилиндр;---- 2-й цилиндр

Рисунок 2.5.23 - Параметры газа в цилиндрах двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью повышенного объема (Э = 3ётр)

1,12 р, МПа

0,92 0,72 0,52

0,32

720

810

V \ > к

\\ \ \ / / ч ^^ —

\ V N ^^ у \ .4 // у/ *

*Ч _Л < /

900

990 1080

Ф, град

240

Т, К

190

140

720

810

900

990 1080

Ф, град

- - 1-я выпускная полость;---- 2-я выпускная полость

Рисунок 2.5.24 - Параметры газа в выпускных полостях двухрядного одноступенчатого ПД с буферной емкостью повышенного объема (Э = 3ётр)

Результаты построения графиков для рабочей и выхлопной полостей можно считать идентичными с таковыми для расчета с меньшим размером буферной емкости: рабочие циклы для разных рабочих полостей совпадают практически полностью, в то время как в выхлопных полостях наблюдаются небольшие расхождения.

Алгоритм фиксации результатов в расчетных точках трубопровода и емкости аналогичен предложенному при анализе колебательных процессов в тех же расчетных точках, что и в первых двух моделях двухрядного ПД. Результаты представлены расчета приведены на рисунках Б.11-Б.14 Приложения Б. Для удобства сравнения все графики построены в одинаковых Y осях.

Анализ полученных графиков показывает, что при «расклинке» шеек вала оппозитного 2-х рядного компрессора на 180 градусов, принятой для всех рассмотренных выше кинематических схем, различий в текущем величинах давления и температуры в полостях 1 и 2 практически не наблюдается. Следовательно, в этом случае допустимо ограничиться рассмотрением текущих и интегральных параметров только для одной из ступеней (пол. 1 или 2) детандера.

Помимо указанного в данном разделе проведено сравнение результатов расчета в характерных точках трубопровода, буферной ёмкости и выпускного патрубка для трех вариантов моделей двухрядных ПД.

Анализ изменения рабочего цикла в наперед заданной полости проводится путем попарного сравнения результатов ряда последовательных вариантов расчета (1-2, 2-3, ... , 4-5) вместе взятых. Результаты сравнения вариантов 1 - 2 представлены на рисунках 2.5.25 и 2.5.26. Черной сплошной линией отмечены результаты первого расчета (без патрубка), а штриховой - второго (с патрубком).

305 Т, К

255

205

155

720

810

900

990 1080

Ф, град

- однорядный ПД без патрубка;---- однорядный ПД с патрубком

Рисунок 2.5.25 - Параметры газа в цилиндре ступени ПД

1,12 р, МПа

0,92 0,72 0,52

0,32

1\

Л

г \

/ \ \

■ <<• >

ч \ ✓ 1 V / \ ✓

4 ч | ✓

\ ч ✓ „ > _ /

720

810

900

990 1080

Ф, град

235

Л

Т, К %

210 \ 1

\ \

\ \

\ \

\ \

185 \ \

ч —Ч— ✓ ч V / / ч N —и—

Ч ✓ ч N \ / \ / ч /

ч ✓

160

720 810 900 990 1080

Ф, град

- - однорядный ПД без патрубка;---- однорядный ПД с патрубком

Рисунок 2.5.26 - Параметры газа в выпускной полости ступени ПД

без и с патрубком

Из приведенных графиков следует, что присоединение патрубка положительно влияет на температуру в конце процесса выхлопа, которая понижается на 5 градусов. Также отметим, что в выхлопной полости возрастает скачок давления в момент открытия выхлопных окон - он стал больше на 0,1 МПа.

Результаты сравнения второго и третьего расчета представлены на рисунках 2.5.27 и 2.5.28. Черной сплошной линией отмечены результаты второго расчета (с трубой), а штриховой - третьего (с трубопроводом).

Анализ представленных графиков позволяет утверждать, что при заданном режиме работы детандера и геометрии элементов выпускного тракта подключение двух рядов ПД к общему выпускному тракту предложенной конструкции не рационально, поскольку сопровождается ростом температуры в конце процесса выхлопа повысилась на 7-8 градусов и увеличились амплитуды колебаний давления и температуры в выхлопной полости. Следовательно, на стадии доводки ступени детандера потребуется выполнение дополнительного численного эксперимента с целью обоснования оптимальных параметров выхлопного тракта, обеспечивающих заданный расход газа в сочетании с предельно низкой конечной температурой газа на выходе из детандера.

р, МПа 4

2

0

720

810

/

|

/

/ / . / /

/ * / /

__ ^ *

900

990 1080

Ф, град

305 Т, К

255

205

155

720

810

900

990 1080

Ф, град

- -однорядный ПД с патрубком;---- двухрядный ПД без емкости

Рисунок 2.5.27 - Параметры газа в цилиндре однорядного и двухрядного ПД

1,12 р, МПа

0,92 0,72 0,52

0,32

720

810

\\

\\ \\ ✓ - - ^ — «ч

к \ ч ч ✓ / \ \

^ \ . \ \ .

> ч у — * 1 --■

900

990 1080

Ф, град

235

Т, К

210

185

160

/V //\»

\

\\

\\

\ \

\ \

\ ^ \

ч / / ч <

ч ч / \

\ V

V " * ч \ / \ /Г-

ч ч \ у \

ч \

720

810

900

990 1080

Ф, град

- -однорядный ПД с патрубком;---- двухрядный ПД без емкости

Рисунок 2.5.28 - Параметры газа в выпускной полости однорядного и

двухрядного ПД

На рисунках 2.5.29-2.5.32 показаны графики, соответствующие результатам сравнения вариантов 3 - 4 - 5 выпускного тракта. Для рабочей и выхлопной полости (№1 и №2) они обозначены сплошной, штриховой и точечной линиями соответственно.

На основе представленных графиков можно сделать вывод о том, что при работе 2-х рядного ПД на общий выхлопной тракт рабочее вещество после отводящих патрубков целесообразно подавать в общую буферную емкость с оптимальными геометрическими параметрами. В рассматриваемом случае установка буферной емкости с внутренним диаметром Dб.ë < 3dтp вместо тройника из труб с диаметром dтp позволяет снизить конечную температуру газа примерно на 10 градусов. В то же время установка емкости большего объема не дает существенного прироста эффективности ПД. Также важен тот факт, что присоединение буферной емкости количественно по-разному влияет на полости №1 и №2.

На графиках Б.15-Б.18 Приложения Б показано сравнение результатов колебания давления и температуры расчетов двухрядных моделей ПД.

Как можно увидеть из графиков колебаний температуры и давления в расчетных точках трубопровода, емкости и выпускного патрубка, присоединение, ровно, как и увеличение в размерах емкости приводит к снижению амплитуды колебаний. В данном случае можно полагать добавление и увеличение емкости положительным аспектом, так как уменьшение амплитуды колебаний давления приводит к снижению вибраций обвязки.

- - двухрядный ПД без емкости

---- двухрядный ПД с буферной емкостью увеличенного объема (О = 2ётр)

.......... - двухрядный ПД буферной емкостью увеличенного объема (О = ЗсЦ)

Рисунок 2.5.29 - Давление газа в цилиндрах для разных исполнений двухрядного

ПД

1 2

Ф, град Ф, град

- - двухрядный ПД без емкости

■- - двухрядный ПД с буферной емкостью увеличенного объема (О = 2ётр)

...... - двухрядный ПД буферной емкостью увеличенного объема (О = ЗсЦ)

Рисунок 2.5.30 - Температура газа в цилиндрах для разных исполнений

двухрядного ПД

- двухрядный ПД без емкости

---- двухрядный ПД с буферной емкостью увеличенного объема (О = 2ётр)

.......... - двухрядный ПД буферной емкостью увеличенного объема (О = ЗсЦ)

Рисунок 2.5.31 - Давление газа в выпускных полостях для разных исполнений

двухрядного ПД

1

2

240

Т, К

200

160

720 810 900 990 1080

Ф, град

240

Т, К

200

160

\\

Р • ! Л \\

N '•.. Ч \ \ ч Л V / /

ч * у

720 810 900 990 1080

Ф, град

- - двухрядный ПД без емкости

---- двухрядный ПД с буферной емкостью увеличенного объема (О = 2ётр)

.......... - двухрядный ПД буферной емкостью увеличенного объема (О = Зётр)

Рисунок 2.5.30 - Температура газа в выпускных полостях для разных исполнений

двухрядного ПД

Стоит отметить, что, хотя использование программного комплекса АКБУБ (или его аналогов) незаменимо в случае исследования двух- и более рядных поршневых машин с общим выпускным трактом, процесс создания модели требует определенных навыков работы именно в этом ПО, а процесс расчета созданной модели требует не только существенных временных, но и существенных вычислительных ресурсов. По мнению автора в случае проектирования однорядных детандеров, а также для анализа работы отдельных ступеней с целью получения комплекса текущих и интегральных параметров стоит применять программу КОМДЕТ-М, модернизированную с учетом представленных в Главе 1 данных.

ГЛАВА 3. НАТУРНЫЙ ЭКСПЕРИМЕНТ

Любая математическая модель требует экспериментального подтверждения, поэтому была поставлена задача провести серию экспериментов. Для этого был собран следующий лабораторный стенд, представленный на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 - Экспериментальный стенд. Схема газового тракта.

Перед проведением эксперимента были проведены предварительные замеры всех присоединенных коммуникаций, размеров входной и выходной полостей и другие необходимые замеры. Для снятий показаний давлений в детандерной ступени использовалась схема, представленная на рисунках 3.2 и 3.3.

Во время эксперимента требовалось проследить влияние изменения давления во входной и выходной полостях на параметры работы ступени детандера, а также влияние подсоединения патрубка переменной длины. С этой целью был проведен ряд экспериментов, отличающихся различной длинной патрубка присоединенного к выходной полости. Для всех экспериментов диаметр и длина входного патрубка составляли 20 мм и 1000 мм соответственно.

Рисунок 3.2 - Схема лабораторного стенда 1. Коленчатый вал; 2. Шатун; 3. Поршень; 4. Цилиндр;5. Выхлопная полость;6. Впускной клапан; 7. Датчик давления;8. Редуктор; 9. Баллон; 10. Записывающее устройство;11. Индикатор положения поршня;12. Манометр для измерения