Повышение энергетической и динамической эффективности поршневого малорасходного одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.13, кандидат наук Недовенчаный Алексей Васильевич

• Недовенчаный Алексей Васильевич
• кандидат наук
• 2020

Оглавление диссертации кандидат наук Недовенчаный Алексей Васильевич

ВВЕДЕНИЕ

Глава 1 АНАЛИЗ СОВРЕМЕННОГО СОСТОЯНИЯ НАУКИ И ТЕХНИКИ В ОБЛАСТИ МАЛОРАСХОДНЫХ КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ СРЕДНЕГО И ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

1.1 Современная компрессорная техника для получения средних и высоких давлений

1.1.1 Анализ конструкций существующих компрессоров среднего и высокого давления

1.1.2 Анализ конструкций современных приводов компрессоров

1.1.3 Отличительные особенности одноступенчатых компрессорных агрегатов с линейным гидроприводом

1.2 Обзор теоретических методов исследований рабочих процессов в рабочей камере ступени поршневого компрессора и гидравлическом приводе

1.2.1 Рабочие процессы длинноходовой поршневой компрессорной ступени

1.2.2 Рабочие процессы гидравлического привода

1.3 Анализ экспериментальных методов исследования рабочих процессов тихоходных поршневых компрессорных агрегатов с гидравлическим приводом

1.4 Цели и задачи исследования

Глава 2 МЕТОДИКА РАСЧЁТА ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРНОГО АГРЕГАТА С ЛИНЕЙНЫМ ГИДРОПРИВОДОМ

2.1 Методика расчёта одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом

2.1.1 Математическая модель гидравлического привода

2.1.2 Математическая модель рабочего процесса поршневой тихоходной длинноходовой ступени

2.2 Верификация методики расчёта энергетических и динамических характеристик одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным

гидроприводом

Глава 3 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПОРШНЕВОГО МАЛОРАСХОДНОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРНОГО АГРЕГАТА С ЛИНЕЙНЫМ ГИДРОПРИВОДОМ

3.1 Разработка методики экспериментального исследования поршневых малорасходных одноступенчатых компрессорных агрегатов с линейным гидроприводом

3.1.1 Разработка экспериментального стенда для исследования поршневых малорасходных одноступенчатых компрессорных агрегатов с линейным гидроприводом

3.1.2 Система измерения мгновенных параметров рабочего газа и интегральных характеристик поршневой ступени

3.2 Основные результаты экспериментального исследования

Глава 4 РАСЧЕТНО-ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И ИНТЕГРАЛЬНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ ПОРШНЕВЫХ ДЛИННОХОДОВЫХ КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ ПРИ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИЯХ НАГНЕТАНИЯ

4.1 Задачи расчетно-параметрического анализа

4.1.1 Анализ рабочих процессов тихоходной компрессорной ступени при высоких давлениях нагнетания

4.1.2 Анализ влияния закона перемещения поршня на эффективность рабочего процесса ступени

4.1.3 Анализ влияния закона перемещения поршня на мощность одноступенчатого тихоходного длинноходового компрессорного агрегата

4.2 Реализация запатентованных конструктивных решений при раз-

работке тихоходного длинноходового компрессорного агрегата

ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Одним из направлений совершенствования малорасходных (до 2 нм /ч) компрессорных агрегатов, обеспечивающих величину давления нагнетаемого газа не менее 10 МПа, является применение длинноходовых (8П/ВЦ > 1) тихоходных (время рабочего цикла т > 1 с) поршневых ступеней с линейным приводом, что позволяет снизить количество ступеней сжатия, повысить степень унификации агрегата, улучшить его весовые и габаритные характеристики [185, 219]. Кроме того, в таких агрегатах отсутствуют нормальные силы в цилиндропоршневой группе, что позволяет снизить износ зеркала цилиндра и потери мощности [184]. В существующих поршневых компрессорных агрегатах газовые силы за время рабочего цикла изменяются в 3.. .6 раз, при этом снижение неравномерности нагрузки за цикл обеспечивается применением маховика. В агрегатах на базе длинноходовых тихоходных поршневых компрессорных ступеней среднего и высокого давления газовая сила и мгновенная мощность привода могут изменяться более чем в сто раз; в этом случае применение маховика приведёт к недопустимому росту веса и габаритных размеров агрегата. Анализ современных результатов исследований энергосберегающих законов мехатронных приводов энерготехнологического оборудования позволяют предположить, что существуют такие зависимости скорости перемещения поршня от времени, которые позволят снизить амплитудное изменение мгновенной мощности. То есть при изменении входного воздействия в виде газовой силы за счёт изменения функции скорости перемещения поршня от времени возможно изменение выходной величины - потребляемой мощности, что по сути и является совершенствованием динамических характеристик агрегата [8, 143, 151], а также снизить среднеинтегральную мощность привода агрегатов на базе длинноходовых тихоходных поршневых компрессорных ступеней, что относится к энергетическому совершенствованию агрегатов. Одним из распространённых типов линейного привода является гидропривод. Неоднозначная функциональная взаимосвязь между тепловым режимом, индикаторным КПД, коэффициентом подачи компрессорной ступени, интегральными характеристиками гидро-

привода и функцией перемещения поршня делает актуальной задачу определения зависимости скорости перемещения поршня от времени и конструкции компрессорной ступени, обеспечивающих снижение среднеинтегральной мощности и амплитуды мгновенной мощности поршневого малорасходного одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом.

Результаты исследований рабочих процессов поршневых компрессорных ступеней представлены в многочисленных работах отечественных и зарубежных авторов (Пластинин П. И., Френкель М. И., Minta M., Barclay M., Davies R., John F. McLaren, Corberan, J. M., Hafner, J., Gaspersic, B., Luszczycki, M., Prakash, R. и др.) [35, 103, 107, 155]. Значения отношения величины давления нагнетания к величине давления всасывания в одной ступени, рекомендованные в известных работах, имеют ограниченный диапазон и в зависимости от конструктивных и режимных параметров агрегата принимают значения от 2 до 10; связано это в первую очередь с безопасной работой агрегата и ограничено областью допустимых температур сжимаемого рабочего тела. Исследование поршневой компрессорной ступени с линейным приводом, выполненное Громовым А. Ю., показали возможность повышения давления газа в одной поршневой ступени в 20...30 раз [36]. Информация о более высоких отношениях давления нагнетания к давлению всасывания при непрерывном режиме работы ступени в доступных источниках информации не приводится. Фундаментальные и прикладные исследования динамики поршневых компрессорных агрегатов (Френкель М. И., Гоц А. Н., Истомин П. А., Кутенев В. Ф., Чистяков В. К. и другие) посвящены преимущественно решению проблем снижения степени неравномерности изменения сил полезного сопротивления на приводном валу за счёт применения маховиков [111, 155, 114]. В трудах Артоболевского И. И. отмечается, что функциональная взаимосвязь изменения мощности с кинематическими параметрами агрегата является одной из значимых динамических характеристик последнего [8]. Поэтому определение зависимостей движения исполнительного органа технологического оборудования за счёт улучшения динамических характеристик, связанных с уменьшением ампли-

туды колебания приводной мощности, явилось задачей исследования таких учёных как Л.С. Понтрягин, A.A. Фельдбаум, Н. Н. Красовский, А.Н. Волков, О. Н. Мацко и др. [8, 23]. Однако, вопросы выбора зависимости скорости перемещения поршня (предлагаемой зависимости)и снижения при этом неравномерности изменения мгновенной мощности, а также определение их влияния на эффективность рабочего процесса (температурный режим, коэффициент подачи, кпд) применительно к компрессорным агрегатам с линейным приводом в доступных источниках информации не рассматривались.

Методология и методы исследования

Для решения поставленных задач были использованы: математическое моделирование рабочих процессов в компрессорной ступени с учётом нестационарной теплопередачи через стенки рабочей камеры; верификация методики расчёта по экспериментальным данным, численные методы расчёта; экспериментальные методы исследования рабочих процессов поршневых компрессорных ступеней, основанные на измерении мгновенных параметров состояния рабочего тела и их интегральных характеристик; экспериментальные методы исследования интегральных характеристик компрессорных агрегатов с линейным гидроприводом; параметрический анализ влияния конструктивных и режимных факторов на работу компрессорной ступени и агрегата; методы анализа существующих и вновь полученных результатов и синтез перспективных технических решений.

Научная новизна работы

1. Уточнена и экспериментально верифицирована математическая модель рабочих процессов воздушной поршневой малорасходной длинноходовой компрессорной ступени, в которой использована уточнённая эмпирическая зависимость расчёта коэффициента теплоотдачи в рабочей камере, при изменении давления газа в рабочей камере в диапазоне от 0,1 МПа до 10,0 МПа, времени рабочего цикла т = 2.. .6 с, величине хода поршня S = 0,2.. .1,0 м.

2. Теоретически и экспериментально доказано, что в рассмотренном диапазоне конструктивных и режимных параметров и водяном охлаждении цилиндра в одной компрессорной ступени обеспечивается повышение давления воздуха от 0,1 МПа до 10,0 МПа.

3. Теоретически и экспериментально доказано, что за счет реализации предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени обеспечивается снижение амплитуды мгновенной мощности одноступенчатого длинноходового тихоходного компрессорного агрегата в 2...3 раза.

4. Установлено, что реализация предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени позволяет повысить эффективность работы КС: снизить температуру нагнетаемого газа на 12.25 К, повысить производительность на 5.10 % и изотермический КПД - на 5.8 %; увеличить тепловой поток между газом и стенками рабочей камеры на 15 %; снизить утечки рабочего газа до 5 %.

Личный вклад автора

С участием автора выполнена разработка запатентованной конструкции лабораторного образца малорасходного компрессорного агрегата с отношением давления нагнетания к давлению всасывания не менее 100 на базе поршневых ступеней с линейным приводом; сформулирована цель и задачи исследования; выполнены экспериментальные исследования рабочих процессов, основанные на измерении мгновенных параметров состояния рабочего тела и их интегральных характеристик КС и агрегата на их базе;разработана и верифицирована методика расчёта энергетических и динамических характеристик такого агрегата, устанавливающая взаимосвязь теплофизических и газодинамических процессов в компрессорной ступени с предлагаемой зависимостью скорости перемещения поршня от времени и характеристиками гидропривода; автором разработаны рекомендации по снижению среднеинтегральной мощности и амплитуды мгновенной мощности одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом, опубликованы наиболее значимые результаты проведённых исследований.

Практическая значимость

1. Предложено программное обеспечение для реализации методики расчёта энергетических и динамических характеристик одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом.

2. Предложена методика экспериментального исследования одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом.

3. Разработаны рекомендации по снижению среднеинтегральной мощности и амплитуды мгновенной мощности поршневого малорасходного одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом, обеспечивающем повышение давления воздуха от 0,1 МПа до 10,0 МПа за счёт конструктивных и режимных параметров компрессорной ступени: (8п/Оц> 10; время рабочего цикла т = 2...4 с) и реализации предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени.

4. Создан лабораторный стенд для испытаний тихоходных поршневых компрессорных агрегатов с давлением нагнетания до 12,0 МПа, ходом поршня до 0,5 м, мощностью до 15 кВт.

5. Методика расчёта внедрена в учебный процесс ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет», а разработанные рекомендации по проектированию - в АО «Научно-технический комплекс «Криогенная техника» г. Омск.

6. Работа выполнена в рамках госбюджетной ПНИЭР «Создание перспективных одноступенчатых компрессорных агрегатов высокого и среднего давления с повышенным ресурсом работы для систем жизнеобеспечения автономных подводных объектов» (соглашение № 14.577.21.0203).

Положения выносимые на защиту

1. Математическая модель рабочих процессов воздушной КС, позволяющая выполнять расчёты при изменении давления газа в рабочей камере в диапазоне от

0,1 МПа до 10,0 МПа, времени рабочего цикла т = 2.6 с, величине хода поршня Sn = 0,2.1,0 м.

2. В рассмотренном диапазоне конструктивных и режимных параметров и при водяном охлаждении цилиндра в одной компрессорной ступени возможно повышение давление воздуха от 0,1 МПа до 10,0 МПа.

3. Реализация предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени обеспечивает снижение амплитуды мгновенной мощности одноступенчатого длинноходового тихоходного компрессорного агрегата в 2.3 раза.

4. Реализация предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени позволяет повысить эффективность работы КС: снизить температуру нагнетаемого газа на 12.25 К, повысить производительность на 5.10 % и изотермический КПД - на 5.8 %; увеличить тепловой поток между газом и стенками рабочей камеры на 15 %; снизить утечки рабочего газа до 5 %.

Достоверность полученных результатов обеспечивается использованием стандартных методов исследования с применением современного оборудования, прошедшего метрологическую поверку; апробацией результатов; достаточной воспроизводимостью результатов экспериментов и статистической обработкой полученных данных, удовлетворительным совпадением экспериментальных и теоретических результатов.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Повышение энергетической и динамической эффективности поршневого малорасходного одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом»

Апробация работы

Основные положения и результаты работы обсуждались и докладывались на: VII Международной научно-технической конференции «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке» (г. Санкт-Петербург, 2015 г.); Международной научно-практической конференции "Фундаментальные научные исследования: теоретические и практические аспекты" (г. Кемерово, 2016 г.); VI-X научно-технических конференциях «Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства («Oil and Gas Engineering»)» (г. Омск, 2016-2020 rr.,);X

Международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» (г. Омск, 2016 г.); XVII, XVIII Международных научно-технических конференциях по компрессоростроению «Вакуумная, компрессорная техника и пневмоагрегаты» (г. Казань, 2017, 2019 гг.), III Международной научно-технической конференции «Проблемы машиноведения» (г. Омск, 2019 г.).

Публикации

По теме диссертации опубликовано 64 научных печатных работ из них в том числе: 11 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ; 16 в изданиях, индексируемых в Scopus и Web of Science; получены 3 патента на полезную модель, 2 патент на изобретение, а так же свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ.

Структура и объём работы

Диссертация состоит из введения, 4 глав, заключения, двух приложений, списка использованных источников. Содержит 232 страницы текста, 101 рисунок, 9 таблиц. Список использованных источников содержит 221 наименований.

Глава 1 АНАЛИЗ СОВРЕМЕННОГО СОСТОЯНИЯ НАУКИ И ТЕХНИКИ В

ОБЛАСТИ МАЛОРАСХОДНЫХ КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ СРЕДНЕГО И ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

1.1 Современная компрессорная техника для получения средних и высоких давлений

1.1.1 Анализ конструкций существующих компрессоров среднего и высокого давления

Основными функциональными компонентами малорасходных компрессорных агрегатов являются собственно компрессоры (одно- или многоступенчатые) и привод (состоящий из двигателя и передаточного устройства). Проведём анализ этих компонентов.

В последние годы одними из основных потребителей сжатых газов средних и высоких давлений нагнетания являются такие отрасли народного хозяйства, как: машиностроение, холодильная, криогенная техника, химическая, газовая и нефтяная промышленности и транспорт [27, 35, 86, 122, 140, 187, 200, 208, 211].

В настоящее время для получения высоких давлений (10,0 МПа и более) и небольшой производительности чаще других применяют мембранные и многоступенчатые поршневые компрессоры [104].

Рассмотрим каждый из этих типов компрессоров.

Конструкция мембранного компрессора не имеет смазываемых деталей в газовой камере. Применяются только статические уплотнения, гарантирующие практически полное отсутствие утечек.

Отсутствие в мембранных компрессорах смазочных веществ в рабочей камере, т.е. не происходит контакта между сжимаемым газом и маслом, позволяет исключить процесс очистки сжимаемого газа от масла. Данное достоинство конструкции позволяет сжимать до высоких давлений такие газы как, кислород или хлор.

В мембранных компрессорах рабочий газ контактирует только с металлическими деталями. В зависимости от свойств газа могут применяться различные материалы. При правильном выборе материала достигается высокая коррозионная устойчивость и, следовательно, долгий срок службы деталей, контактирующих с газом. Применяемые материалы варьируются от нормальной углеродистой стали и нержавеющей стали до высоколегированных специальных материалов, таких как «хастелой» [2, 3, 76, 170].

Сжатие газа в мембранных компрессорах происходит при помощи мембраны в обоюдовогнутой камере, которая уплотняет и герметично отделяет газовую камеру от привода [2]. Мембрана зажата по периметру крышкой мембраны и фланцем с перфорированной плитой и при помощи кривошипо-шатунного механизма колебательно прогибается. Как следствие пространственного прогиба газовая камера между мембраной и крышкой мембраны циклически уменьшается и увеличивается. С началом увеличения рабочей камеры газ поступает из всасывающего трубопровода через встроенный в крышку мембраны всасывающий клапан, а во время уменьшения объема газовой камеры выталкивается в нагнетательный тракт через напорный клапан, также встроенный в крышку мембраны. Необходимое для прогиба мембраны давление достигается с помощью кривошипно-шатунного механизма. Возможность использовать крейцкопф кривошипно-шатунного механизма одновременно как поршень снижает стоимость изготовления мембранного компрессора и позволяет увеличить срок службы уплотнений.

При вышеуказанных достоинствах мембранные компрессоры обладают рядом существенных недостатков [2, 3, 34, 79]:

1. Малый прогиб мембран, определяемый конструктивно из условия прочности и долговечности, вследствие чего для получения приемлемой степени сжатия должны изготавливаться мембраны относительно больших диаметров, что в свою очередь ведет к росту размеров и массы самих компрессоров и к увеличению количества их ступеней. В известных компрессорах отношение радиуса мембраны к ее допустимому прогибу принимается не менее 56.

2. Невозможность оперативно и точно определить момент разгерметизации мембраны и проникновения рабочих газа или жидкости в сжимаемый газ высокой чистоты. Обнаруживается этот факт только при отрицательных результатах анализа чистоты сжатого газа, вышедшего из компрессора, что ведет к невозможности его использования по назначению или к необходимости дополнительной очистки, что не всегда выполнимо.

3. Малый ресурс работы.

Самым слабым элементом мембранного компрессора является мембрана, поэтому общий ресурс работы такого компрессора определяется именно долговечностью мембраны. По данным [2], ресурс мембраны может варьироваться от 500 до 10000 ч.

4. Большие массовые и габаритные показатели.

Ввиду небольшого изгиба мембраны такие компрессора выполняют с массивными цилиндрами большого диаметра для получения требуемой производительности [3, 34]. Это приводит к ухудшению массогабаритных показателей агрегата и по данному показателю ставит мембранные компрессора на последнее место по сравнению с любыми другими типами компрессоров.

Многоступенчатые поршневые компрессоры являются альтернативой мембранным компрессорам для получения сжатого газа высокого давления. Они представляют собой ряд последовательно соединенных ступеней с промежуточным охлаждением сжимаемого газа между ступенями. Ступени соединены между собой межступенчатыми коммуникациями, содержащими холодильники, водо-маслоотделители, емкости и другую аппаратуру. По коммуникации газ транспортируется от нагнетательного патрубка предыдущей ступени до всасывающего патрубка последующей. Многоступенчатые компрессоры выполняются в двух основных вариантах: с дифференциальными поршнями и несколькими ступенями сжатия в одном цилиндре; со ступенями сжатия в отдельных цилиндрах. Промежуточное охлаждение позволяет уменьшить мощность путем приближения про-

цесса ступенчатого сжатия к изотермическому. К недостаткам многоступенчатых поршневых компрессоров относятся в том числе [1, 25, 32, 109, 118, 159]:

1. Небольшой межремонтный интервал.

2. Вибрация и шум.

3. Низкая унификация и технологичность.

4. Обязательное наличие дополнительных функциональных компонентов (ресиверы, буферные ёмкости, межступенчатые теплообменные аппараты и пр.).

Существует ещё одно направление в компрессорах высокого давления: компрессоры, которые по конструкции, в общем, не отличаются от существующих, однако в силу ряда причин к ним предъявляются менее жёсткие требования. Их можно классифицировать как компрессоры кратковременного, циклического действия [111, 173, 176]. Работа компрессоров циклического действия ограничена определённым промежутком времени, за который детали рабочей камеры не успевают достичь конечной температуры. Затем идёт период времени, когда компрессор не работает - остывает. Связано это с технологическим процессом. Такая система позволяет уменьшать массогабаритные показатели системы охлаждения.

Примером такой компрессорной станции может служить станция для зарядки баллонов акваланга. Это небольшая компрессорная установка переносного типа с компрессором высокого давления АК-150. В литературе встречается также другое название станции - компрессор УР-230 [111]. С её помощью возможно производить зарядку воздухом непосредственно баллонов акваланга, а также транспортных баллонов, из которых воздух перекачивается в баллоны аппарата. Акваланг типа АВМ-1М с двумя баллонами емкостью по 7 л каждый, такой компрессорной установкой можно зарядить воздухом до 15 МПа за 5-6 мин. [111].

На транспортных средствах компрессоры циклического действия нашли широкое применение из-за простоты сопутствующих систем. Примером использования компрессоров циклического действия могут быть локомотивы [92]. Компрессоры ж/д локомотивов предназначены для снабжения сжатым воздухом систем пневматических тормозных и устройств для подачи песка, электропневматиче-

ских контакторов, сигнальных устройств и других аппаратов. На подвижном составе железных дорог применяются поршневые компрессоры, различающиеся по числу ступеней сжатия, расположению и количеству цилиндров и конструкции привода (от электродвигателя или коленчатого вала дизеля). Во избежание перегрева и воспламенения паров масла режим работы компрессоров рассчитан на периодические остановки для охлаждения. Для этого производиться расчет объема ресивера и подбирается регулятор давления с необходимым диапазоном рабочих (верхнее и нижнее) давлений. Средняя продолжительность включенного (ПВ) состояния компрессора 25...35 с (по Г0СТ10393 - 2014), под нагрузкой не более 50 % при продолжительности цикла до 10 мин [92].

Возможно применение агрегатов кратковременного действия без системы охлаждения, рассчитанных для работы только на то время, пока компрессорная ступень не нагрелась до определённой температуры. Однако длительность работы таких компрессоров может составлять всего несколько минут [92].

Таким образом, существующие компрессорные агрегаты для получения среднего и высокого давления весьма сложны из-за наличия большого количества деталей, имеют большие массогабаритные параметры, либо не позволяют работать длительное время. Это усложняет использование существующих агрегатов на мобильных установках или установках предполагающих автономное существование в течение длительного срока эксплуатации.

Одним из направлений совершенствования малорасходных компрессорных агрегатов, обеспечивающих величину давления нагнетаемого газа не менее 10,0 МПа при непрерывном режиме работы, является применение длинноходовых тихоходных поршневых ступеней с линейным приводом [20, 89, 90, 184, 217, 219].

В работах [36, 90] были рассмотрены агрегаты среднего давления с особенностями их функционирования; показано, что в них вполне достижима реализация экономичного рабочего процесса при средних давлениях нагнетания (в диапазоне до 3,0.5,0 МПа). Получение же высоких давлений свыше 10,0 МПа с применением длинноходовых тихоходных поршневых агрегатов до настоящего вре-

мени исследователями не рассматривалось. Особенностью поршневых длиннохо-довых тихоходных компрессорных агрегатов является увеличение параметра у = Зп/Оц > 10; при времени рабочего цикла N = 2.6 с [36], тогда как значения у для современных быстроходных компрессоров составляют 0,27.0,8 [103, 107, 108, 154, 155].

Обеспечение рациональных соотношений между конструктивными и режимными параметрами, по-видимому, могло бы за счёт интенсификации теплоотвода и минимизации перетечек через зазоры позволить экономично и без превышения допустимых температур сжимать газ до высоких давлений (10,0 МПа и выше). Возникает очевидная проблема, связанная со значительным возрастанием амплитуды изменения газовой силы в ступени за время рабочего цикла.

Проведённый анализ показал, что существующие компрессоры для сжатия газа до высоких и средних давлений имеют ряд существенных недостатков. Альтернативным решением является применение длинноходовых тихоходных поршневых ступеней с линейным приводом. В свою очередь, линейный привод открывает возможности для снижения амплитуды изменения нагрузки на привод в течение цикла.

1.1.2 Анализ конструкций современных приводов компрессоров

В настоящее время в различных отраслях техники, в том числе в компрессо-ростроении, применяется достаточно широкая номенклатура приводов [9, 10, 17, 36, 38, 65, 68, 83, 151, 163, 171, 187, 195, 206, 209, 212, 221]. При выборе привода учитываются эксплуатационные условия, сфера применения, требования к качеству и объему воздуха. На рисунке 1. 1 приводится классификация существующих приводов поршневых компрессоров.

Привод компрессора включает в себя двигатель, механизм передачи к валу (штоку) компрессора и аппаратуру управления. В подавляющем большинстве случаев приводом поршневого компрессора содержит один из следующих компонентов: электродвигатель, двигатель внутреннего сгорания или линейный привод.

оо

Рисунок 1.1 - Классификация приводов поршневых компрессоров

В редких случаях они приводятся в движение от паровой турбины (через редуктор). Привод от электродвигателя имеет наибольшее распространение. Компрессоры сравнительно малой мощности оснащаются асинхронными или синхронными электродвигателями, мощностью от 100 до 1000 кВт. Для привода крупных оппозитных компрессоров отечественного производства применяются специальные синхронные электродвигатели мощностью от 250 до 6300 кВт [68].

При мощности привода менее 500 кВт часто применяют фланцевый электродвигатель, статор которого крепится своим фланцем к станине компрессора, а ротор насаживается на удлиненный конец коленчатого вала. В компрессорах большей мощности статор электродвигателя не соединяют со станиной компрессора, а устанавливают на общей с компрессором или отдельной от него фундаментной плите. Компрессоры большой мощности имеют электродвигатель с выносным подшипником, при этом вес ротора воспринимается не только ближайшим подшипником станины, но и выносным, что облегчает условия работы вала компрессора [79].

К обособленному электродвигателю компрессор подсоединяется с помощью муфт, причем полумуфта на конце вала компрессора конструируется с таким расчетом, чтобы она выполняла функцию маховика (если это необходимо) [8, 38, 155, 156]. Если скорость вращения вала компрессора ниже скорости вращения электродвигателя, то соединение их осуществляется с помощью клиноременной передачи, причем шкив на валу компрессора может выполнять, если это требуется, роль маховика или редуктора-мультипликатора. При пуске компрессора электродвигатель потребляет ток, в несколько раз превышающий номинальный, поэтому компрессор разгружают либо перепуском газа после последней и промежуточных ступеней в линию всасывания первой ступени, либо отжимом всасывающих клапанов [156].

Для передвижных компрессорных установок часто используются двигатели внутреннего сгорания. В газовой, нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленностях нашли применение газомотокомпрессоры, т. е. компрессоры,

выполненные заодно с газовым двигателем и имеющие с ним общий вал. Такие компрессоры делают угловыми с горизонтальным расположением компрессорных цилиндров двойного действия и вертикальным или У-образным расположением цилиндров двигателя. Разная производительность мотокомпрессора, как и компрессора с приводом от отдельного двигателя, зависит от изменения частоты вращения вала [155, 156], которая при прямом приводе может иметь значение 1000 об/мин и более.

Использование передач, например ременных, позволяет снизить частоту вращения вала компрессора до 300-500 об/мин [79]. Однако для тихоходных поршневых ступеней даже такие скорости являются значительными. Поэтому виды приводов используемые в существующих компрессорах не позволяют обеспечить требуемый режим работы для длинноходового тихоходного компрессорного агрегата.

Еще один из приводов получающий все большее распространение в машиностроении, станкостроении, металлургии, нефтедобыче, на транспорте - линейный привод. Это обусловлено его неоспоримыми преимуществами в отношении конструктивных и эксплуатационных характеристик относительно ранее применяемых приводов поршневого компрессора [17, 38, 103, 167], таких как отсутствие вращающихся частей, приводящих к уменьшению вибрации и шума, возможность изменять ход поршня, осуществлять движение исполнительного органа по сложным законам.

Под линейным приводом понимают совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие исполнительного органа машин по линейному возвратно-поступательному закону движения [8], то есть без преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное.

Широкое распространение получили линейные приводы электромеханического и электрогидравлического типа (отношение хода поршня - 8П к диаметру цилиндра - Бц более 10; частота перемещения поршня 20.100 циклов в минуту) [39, 40, 67, 68, 75, 85, 130].

В состав линейного привода обычно входят: двигатель; система управления; передаточные механизмы; тормозные устройства; датчики обратной связи; коммуникации.

В зависимости от используемого вида энергии линейные приводы подразделяют на электромагнитные; пневматические; гидравлические; электрические (электромеханические); комбинированные [103].

К линейным приводам любого типа независимо от области применения предъявляются следующие общие требования [38, 40, 68, 75, 130, 156, 206]:

- минимальные габаритные размеры при высоких энергетических показателях, обеспечивающие большое значение отношения выходной мощности к массе;

- возможность работы в режиме автоматического управления и регулирования, обеспечивающая оптимальные законы разгона и торможения при минимальном времени переходных процессов;

- быстродействие, т.е. осуществление движений исполнительных механизмов с высокими скоростями и малой погрешностью позиционирования;

- малая масса элементов привода при высоком КПД всей конструкции;

- надежность и долговечность элементов конструкции;

- удобство монтажа, ремонта, обслуживания, переналадки и бесшумность работы.

Применительно к рассматриваемому объекту наибольший интерес представляют длинноходовые линейные приводы. Одним из таких линейных приводов является электромеханический тип привода. Он состоит из гибридного шагового двигателя и линейной передачи. К преимуществам линейного электромеханического привода можно отнести [68]:

- привод обладает высокой точностью позиционирования. Для примера точность может достигать 8 мкм с повторяемостью не хуже 1 мкм [40];

- настройки привода возможны любыми масштабируемыми условиями позиционирования для конкретных целей и требующихся усилий;

- возможность быстрого подключения к системе;

- обеспечивается полное управление параметрами движения (возможность установки энкодеров для контроля скорости, положения, момента и приложенных сил);

- электромеханические приводы тише гидравлических и пневматических аналогов;

- отсутствие систем под давлением для привода рабочего органа позволяет полностью исключить возможность загрязнения окружающей среды.

К недостаткам линейного электромеханического привода можно отнести:

- начальная стоимость электрических приводов выше пневматических и гидравлических;

- в отличие от пневматических приводов электрические приводы (без дополнительных средств) не подходят для применения во взрывоопасных местах;

- при продолжительной работе электродвигатель может перегреваться, увеличивая термонапряжонность деталей и дальнейшую вероятность отказа;

- сила электропривода, допустимые осевые нагрузки и скоростные параметры электропривода определяются выбранным электродвигателем и не могут быть изменены в сторону увеличения (в том числе и при кратковременных перегрузках);

- при необходимости достижения необходимых мощностей и крутящих моментов, соизмеримых с гидравлическими и пневматическими приводами, электродвигатель линейного электромеханического привода должен иметь большие размеры, что может привести к трудностям компоновки и монтажа.

Приводы таких фирм, как Cetal, Exlar, Jrone и других часто используют для задач, где важна динамика, точность, скорость и усилие [68]. Электромеханика способна развивать ускорения до 100 м/с как в прямом, так и в обратном направлении, тем самым осуществлять точные и высокоскоростные реверсивные движения [68]. Линейные электромеханические приводы способны работать на скоростях до 1,5 м/с с усилиями до 500 кН и имеют ход штока до 2,0 м с точностью позиционирования единицы микрон [130].

Данная конструкция является достаточно компактной, но при этом может обеспечивать лишь сравнительно небольшие усилия (рисунок 1.2 - а). Гораздо большие усилия могут быть реализованы в параллельной схеме компоновки гибридного шагового двигателя и линейного механизма. В этом случае передача вращения осуществляется с использованием зубчато-ременной передачи, как показано на рисунке 1.2 - б.

Рисунок 1.2 - Виды компоновки линейной передачи с серводвигателем [17, 67]: а - последовательная компоновка; б - параллельная компоновка

По внутренней резьбе вращающегося полого механизма - инвертированного винта поступательно движется гайка, представленная в виде шарико-винтовой или ролико-винтовой планетарной передачи движения, изображенной на рисунках 1.3 - а и 1.3 - б соответственно [40, 219].

В связи с более равномерным распределением нагрузок в ролико-винтовой передаче она является более ресурсоемкой, чем шарико-винтовая. По данным разработчиков, срок службы для ролико-винтовой передачи более чем в 15 раз превышает этот показатель для шарико-винтовой передачи [40].

Использование линейных электромеханических приводов позволяет сравнительно просто увеличить динамику линейного перемещения за счет малой постоянной времени двигателя, а также увеличить срок использования изделия за счет ресурса привода, который, по данным разработчиков, составляет 60 000 ч [130, 156]. Однако в таких приводах в настоящее время не получается совмещать зна-

чительную скорость перемещения (более 0,1 м/с) с необходимым усилием для получения высокого давления нагнетания (20 кН и более) [68].

а б

Рисунок 1.3 - Механизм передачи линейного перемещения [17, 67]: а - шарико-винтовая передача; б - ролико-винтовая передача

Более широкое применение в различных отраслях техники получил электрогидравлический привод, что объясняется, прежде всего, такими преимуществами, как: простота конструкции, быстродействие, значительные развиваемые усилия, динамика привода. Благодаря возможности получения больших сил в очень ограниченном пространстве обеспечивается способность гидропривода к быстродействию, развитию больших ускорений. По величине отношения развиваемого момента к моменту инерции ротора распространенные гидромоторы в 50-160 раз превосходят электродвигатели той же мощности [127-129].

Основными преимуществами данного типа приводов являются малые габариты и малый вес, приходящийся на единицу передаваемой мощности, а также возможность непрерывного регулирования в широком диапазоне выходной скорости и осуществления высокой степени ее редукции, простота управления, плавность, равномерность и устойчивость движения, большой срок службы гидроагрегатов. Благодаря тому, что передача энергии осуществляется по трубопроводам, гидросистемы обладают хорошими коммутационными качествами [12, 39, 128].

К достоинствам гидравлического привода можно отнести [169]:

1. Бесступенчатое регулирование скорости движения выходного звена гидропередачи и обеспечение малых устойчивых скоростей. Минимальная угловая скорость вращения вала гидромотора может составлять 2.3 об/мин [82].

2. Небольшие габариты и масса. Время разгона благодаря меньшему моменту инерции вращающихся частей не превышает долей секунды в отличие от электродвигателей, у которых время разгона может составлять несколько секунд.

3. Возможность частого реверсирования движения выходного звена гидропередачи. Например, частота реверсирования вала гидромотора может быть доведена до 500, а штока поршня гидроцилиндра даже до 1000 реверсов в минуту. В этом отношении гидропривод уступает лишь пневматическим инструментам, у которых число реверсов может достигать 1500 в минуту [169].

4. Большое быстродействие и наибольшая механическая и скоростная жесткость. Механическая жесткость - это величина относительного позиционного изменения положения выходного звена под воздействием изменяющейся внешней нагрузки. Скоростная жесткость - относительное изменение скорости выходного звена при изменении приложенной к нему нагрузки.

5. Автоматическая защита гидросистем от вредного воздействия перегрузок благодаря наличию предохранительных клапанов.

6. Хорошие условия смазки трущихся деталей и элементов гидроаппаратов, что обеспечивает их надежность и долговечность. Так, например, при правильной эксплуатации насосов и гидромоторов срок их службы составляет в настоящее время 5-10 тысяч часов работы под нагрузкой. Гидроаппаратура может не ремонтироваться в течение долгого времени (до 10-15 лет) [169].

7. Простота преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и возвратно-поворотное без применения каких-либо механических передач, подверженных износу.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Недовенчаный Алексей Васильевич, 2020 год

Источник КАНЗ

КурА

га

Кур В

О

СН1^ 200ти

СНЗ- 1.00У

М 500(1)5

М Роэ ¡0.001

Рисунок 3.22 - Осциллограмма изменения: мгновенного давления - 1;

мгновенной температуры - 2.

На рис. 3.22 представлена индикаторная диаграмма 1, с чётко выраженными процессами всасывания, сжатия, нагнетания и обратного расширения. Отчётлива видна работа клапанов с запаздванием запорного органа и наличием гидравлических потерь в них. Температурная диаграмма 2 качественно соответствует рабочему режиму в быстроходных схемах, видно резкое падение температуры в процессе нагнетания, что обусловлено по видимому хорошим теплоотводом.

На рисунках 3.23, 3.24 представлены экспериментальные зависимости потребляемой мощности электродвигателя в засимости от режима регулирования. Так для времени цикла 3 сек. при давлении нагнетания 5 МПа на рисунке 3.23 пиковая мощность на 15 % больше пиковой мощности при соотношении времени прямого и обратного хода поршня 2:1. Что соответсвует полученным теоретическим результат и подтверждает теорию об уменьшении мощности

привода при организации закона движения поршня с увеличинным временем сжатия.

м эоотг

М РОЭ ¡0.00 ЫБ

КУРСОР Режим

Ручной

Напряж

Истсмник КАН4

Кур А

Рисунок 3.23 - Осциллограмма изменения мощности потребляемой приводом без регулирования при давлении нагнетания 5 МПа

акип шшжф

ди=352ши СигВ = 832ши СигА= 1.180

# & КУРСОР Режим < Ручной

Напряж

Истсмник КАН4

Кур А

Кур В

О

М 500тз

М Ро5:0.00иг

Рисунок 3.24 - Осциллограмма изменения мощности потребляемой приводом при

хсж / твс = 2:1, давление нагнетания 5 МПа

На рисунке 3.25-3.29 представлены основные экспериментальные результаты: как диаграммы мгновенных параметров состояния газа в рабочей камере, так и интегральные характеристики тихоходной ступени. Массивы данных для постороения экспериментальных и теоретических кривых для рисунков 3.25-3.35 представлены в приложении 2.

На рисунке 3.25 представлены результаты экспериментальных исследований, отражающие влияние свойств рабочего газа и величины отношения давления нагнетания к давлению всасывания на среднюю температуру нагнетаемого газа для режима с водяным охлаждением ступени при времени рабочего цикла 3 с.

Рисунок 3.25 - Зависимость средней температуры нагнетаемого газа от степени повышения давления при водяном охлаждении цилиндра при: т = 3 с; Бц = 0,05 м; 8П = 0,5 м: 1 - диоксид углерода; 2 - воздух

Представленные на рисунке 3.25 зависимости аппроксимированы по экспериментально полученным точкам, укладывающимся в доверительный интервал.

Для более тяжёлого газа (диоксид углерода) температура растёт быстрее чем для воздуха, что соответствует теоретическим исследованиям.

На рисунках 3.26, 3.27 представлены результаты экспериментальных исследований, отражающие влияние свойств рабочего газа и величины отношения давления нагнетания к давлению всасывания на коэффициент подачи и индикаторный изотермический кпд для режима с водяным охлаждением ступени при времени рабочего цикла 3 с.

Коэффициент подачи для воздуха уменьшается со значения 0,92 при степени повышения давления 5 и до значения 0,2 при степени повышения давления 100 и времени цикла т = 3 с, для диоксида углерода со значения 0,98 до 0,38. Это показывает влияние плотности рабочего газа на интенсивность массообмена через неплотности рабочей камеры. Изотермический индикаторный кпд также снижается с увеличением степени повышения давления.

я I

юо-

0,800,60-0А0-0,200 \-т-т-т-—

О 30 60 90 £

Рисунок 3.26 - Зависимость коэффициента подачи от степени повышения давления при водяном охлаждении цилиндра: т = 3 с; Бц = 0,05 м; = 0,5 м: 1 - диоксид углерода; 2 - воздух

* А

1,000,800,60-ОАО-0,200

О 30 60 90 е

Рисунок 3.27 - Зависимость индикаторного изотермического кпд от степени повышения давления при водяном охлаждении цилиндра: т = 3 с; Бц = 0,05 м; 8П = 0,5 м: 1 - диоксид углерода; 2 - воздух

Рисунок 3.28 - График изменения давления в рабочей камере за время цикла при

Рн = 5 МПа; Бц = 0,05 м; = 0,5 м: 1 - диоксид углерода; 2 - воздух

т. к {

382-

292

322

352-

0

1

2

3 г,с

Рисунок 3.29 - График изменения температуры в рабочей камере за время цикла

при Рн = 5 МПа; Бц = 0,05 м; 8П = 0,5м: 1 - диоксид углерода; 2 - воздух

На рисунках 3.28 и 3.29 представлены диаграммы изменения мгновенного давления и температуры газа в рабочей камере за время цикла.

Видно, что для более тяжёлых газов процессы сжатия и обратного расширения на индикаторной диаграмме описаны более крутыми кривыми, что подтверждает полученные интегральные характеристики в той части, которая касается снижения утечек и перетечек газа через неплотности рабочей камеры при увеличении молекулярной массы. Соответственно, меньшая масса газа в рабочей камере лучше охлаждается при одинаковой площади теплообменной поверхности в рабочей камере.

На рисунках 3.30-3.33 представлены экспериментальные зависимости для режима работы ступени при давлении нагнетания Рн = 10 МПа, диаметре цилиндра Бц = 0,05 м, ходе поршня 8П = 0,5 м и времени цикла т = 2 с.

О 0,5 1 1,5 2 т.с

Рисунок 3.30 - Изменение мгновенного давления в рабочей камере за время цикла при: Бц = 0,05 м; 8П = 0,5 м

т,к{

Ш 415-395375355 335315295

0 25 50 75 100 125 £

Рисунок 3.31 - Изменение средней температуры в рабочей камере от степени повышения давления: время цикла т = 2 с; Бц = 0,05 м; 8П = 0,5 м

Я А

юо-

0,800,60-ОАО-0,20° 0 25 50 75 100 125 8

Рисунок 3.32 - Зависимость коэффициента подачи от степени повышения давления при водяном охлаждении цилиндра при: временя цикла т = 2 с; Бц = 0,05 м; 8П = 0,5 м

Рисунок 3.33 - Зависимость индикаторного изотермического кпд от степени повышения давления при водяном охлаждении цилиндра: время цикла т = 2 с; Бц = 0,05 м; 8П = 0,5 м

Полученные результаты подтверждают полученные теоретические результаты. Сравнивая результаты для времени цикла 3 с и 2 с (рис. 3.30-3.33) можно сказать, что ухудшается тепловой режим ступени, однако температура лежит в допустимых значениях. Показатели эффективности рабочего процесса (коэффициент подачи и изотермический кпд) несколько увеличиваются за счёт более быстрого сжатия газа и уменьшения утечек.

Представленные на рисунках 3.34, 3.35 зависимости мгновенной индикаторной мощности и температуры за время цикла при различных соотношениях времени прямого и обратного хода показали, что увеличение времени сжатия и уменьшение времени всасывания уменьшают колебания мощности. Действительно, при одинаковом начальном значении мгновенной мощности высота пика уменьшается при увеличении соотношения времени сжатия к времени.

Рисунок 3.34 - График изменения мгновенной индикаторной мощности ступени за времст "и^пя ппи т = 4 г; "л = о 05 м- ^ = 0 5 м- р = 10 МПа:

Получение экспериментальной кривой мгновенной мощности было осуществлено путём произведения текущего значения газовой силы (через мгновенное давление) на мгновенную скорость поршня.

12 9 6 3

01

О 1 2 3 4 Т, с

При таком режиме работы (рисунок 3.34) снижается и температура нагнетаемого газа как показано на рисунке 3.35.

Рисунок 3.35 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при т = 4 с; Лц = 0,05 м; = 0,5 м; Рн = 10 МПа:

1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1;

2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1;

3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1.

Таким образом, проведенные экспериментальные исследования подтверждают возможность получения давления нагнетаемого газа 10 МПа в одной ступени сжатия (рис. 3.30), доказывают эффективность применения режима регулирования привода с целью уменьшения приводной мощности, а также позволяют верифицировать методику расчёта рабочего процесса тихоходной длинноходовой компрессорной ступени с гидравлическим приводом.

Глава 4 РАСЧЕТНО-ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОЧИХ

ПРОЦЕССОВ И ИНТЕГРАЛЬНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ ПОРШНЕВЫХ ДЛИННОХОДОВЫХ КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ ПРИ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИЯХ НАГНЕТАНИЯ

4.1 Задачи расчетно-параметрического анализа

Основными задачами расчетно-параметрического анализа являются:

- исследование рабочих процессов поршневой ступени компрессорных агрегатов и определение путей повышения эффективности рабочих процессов поршневых ступеней с линейным приводом при высоких давлениях на основании анализа интегральных характеристик поршневой ступени;

- разработка рекомендаций по режимным и конструктивным параметрам ступени;

- исследование влияние предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени на среднеинтегральную мощность и амплитуду мгновенной мощности привода;

- определение влияние предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени на интегральные характеристики поршневой ступени;

- определение влияния предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня от времени на массогабаритные параметры агрегата.

Представленные ниже результаты параметрического анализа получены с использованием верифицированной методики расчёта (см. глава 2).

Объектом исследования являются тихоходные длинноходовые компрессорные агрегаты.

При проведении параметрического анализа были приняты следующие значения определяющих величин: геометрические - диаметр цилиндра Бц = 0,02...0,1 м; ход поршня Sn = 0,2.1,0 м; граничные условия - температура газа на всасывании Твс = 293 К, давление всасывания Рвс = 0,1 МПа, давление нагнетания Рн = 3.10 МПа; температура охлаждающей среды Тохл = 293 К, коэффициент тепло-

отдачи иа внешней поверхности рабочей камеры - 2000 Вт/м •К; физические условия - сжимаемый газ - воздух, аммиак, пропан, водород, гелий; начальные условия - параметры состояния газа в нижней мёртвой точке.

4.1.1 Анализ рабочих процессов тихоходной компрессорной ступени при высоких давлениях нагнетания

Изучение рабочих процессов тихоходных поршневых ступеней и сравнение с процессами в быстроходных ступенях необходимо для анализа и обоснования преимуществ перед последними. Проводимые исследования охватывают анализ энергетических характеристик с обоснованием эффективных диапазонов конструктивных и режимных параметров тихоходной ступени обеспечивающих давления нагнетания не мене 10 МПа при допустимом уровне температур нагнетания.

Представлены результаты исследований рабочих процессов на основе анализа индикаторных диаграмм при различных конструктивных и режимных параметрах ступени, влияние величины условного зазора на интегральные характеристики ступени, обоснована целесообразность сжатия различных газов в одной ступени до высоких давлений нагнетания при допустимом температурном режиме, обоснован выигрыш в затраченной мощности на сжатие по сравнению с быстроходными ступенями, в соответствии с принятыми критериями эффективности рабочего процесса обоснован рекомендуемый диапазон конструктивных и режимных параметров.

Рассмотрим тепловые процессы, происходящие в рабочей камере тихоходной ступени, характерные для рациональных конструктивных и режимных параметрах последней, когда в ней достигается высокое давление нагнетания при приемлемой температуре газа.

При расчёте коэффициента теплоотдачи (см. рисунок 4.1) использовано уравнение 2.35. Полученный экспериментально коэффициент х для воздушной тихоходной длинноходовой ступени равен - 0,27, для быстроходных поршневых ступеней данный коэффициент принят равным - 0,6 [113-115].

а, Вт/м2-К i 20000 -16000 -12000 -8000 -WOO -

0 0,5 1 1,5 2 г,с

Рисунок 4.1 - Зависимость коэффициента теплоотдачи на внутренней поверхности рабочей камеры от времени цикла Рн = 10 МПа, Бц = 0,05 м, S = 0,5 м: 1 - коэффициент х = 0,27; 2 - коэффициент х = 0,6

Рисунок 4.1 показывает зависимости для одного из возможных режимов работы ступени, однако надо отметить, что как, показал проведенный анализ, зависимость коэффициента теплоотдачи на внутренней поверхности рабочей камеры практически не зависит от конструкций ступени и режимов её работы.

При этом если расчёт проводить с коэффициентом х, полученным в источниках [113-115], то значения коэффициента теплоотдачи практически в 2 раза больше.

Учитывая температурный режим работы быстроходных ступеней при степени повышении давления от 3 до 5 и температурный режим работы тихоходной длинноходовой ступени получаем, что тепловой поток, в данном случае определяемый именно коэффициентом теплоотдачи, будет в 2 раза больше в быстроходных ступенях. Однако время цикла для быстроходных ступеней на 2.3 порядка меньшее по сравнению с тихоходными, что не позволяет насколько - ни будь существенно снизить температуру газа.

Значение же коэффициента х = 0,6 для быстроходных ступеней, позволяющего повысить коэффициент теплоотдачи, связано с большей скоростью движения поршня и соответственно газа, омывающего стенку рабочей камеры изнутри.

Из рисунка 4.2 видно, что при больших диаметрах цилиндра достижение давления нагнетания происходит раньше, то есть линия процесса сжатия идёт более круто. Связано это с уменьшением доли относительной величины утечек при увеличении диаметра цилиндра. Поскольку уплотнения и клапаны для рассматриваемых конструкций одинаковы (имеют идентичные зазоры), то рост массы газа в рабочей камере пропорционален квадрату диаметра цилиндра, а зазор в поршневых уплотнениях прямо пропорционален диаметру.

Рисунок 4.2 - Зависимость давления газа от хода поршня время цикла 3 с: 1 - Бц = 0,05 м; 2 - Бц = 0,08 м; 3 - Бц = 0,02 м

Таким образом, масса газа в рабочей камере растёт быстрее, чем величина утечек. Это ведёт к росту коэффициента подачи поршневой ступени.

Что же касается рабочих процессов представленных на рисунке 4.3 в виде индикаторных диаграммы для различных диаметрах поршневой тихоходной ступени в одинаковом режиме работы агрегата, данные диаграммы качественно не

Р, МПа ♦

в -6 -4 -7 -0,1-.

1

О

0,25 0,5 $ м

отличаются от диаграмм для любой быстроходной поршневой компрессорной ступени. Однако относительный мёртвый объём тихоходных ступеней равный 0,1. 0,02 % приводит к более крутому виду линии обратного расширения, также за счёт малой скорости движения поршня и в соответствии с уравнением неразрывности малой скорости движения газа потери в клапанах значительно ниже чем для быстроходных ступеней.

Рассмотрим, как будет влиять зазор в цилиндропоршневом уплотнении длинноходовой ступени компрессора на коэффициент подачи (рисунок 4.3, 4.4). Согласно экспериментальным данным зазор в цилиндропоршневом уплотнении может составлять 0,5. 10 мкм и более [51, 52]. Для изношенных уплотнений тихоходных длинноходовых ступеней [101] значения зазоров составляли от 4 до 80 мкм [183].

Рисунок 4.3 - Зависимость коэффициента подачи от условного зазора в цилиндропоршневом уплотнении компрессорного агрегата при Dц = 0,05 м: 1 - Рн = 5 МПа (т = 3 с); 2 - Рн = 3 МПа (т = 3 с); 3 - Рн = 5 МПа (т = 2 с); 4 - Рн = 3 МПа (т = 2 с)

Рисунок 4.4 - Зависимость коэффициента подачи от условного зазора в цилин-дропоршневом уплотнении компрессорного агрегата при Dц = 0,02 м: 1 - Рн = 5 МПа (т = 3 с); 2 - Рн = 3 МПа (т = 3 с); 3 - Рн = 5 МПа (т = 2 с); 4 - Рн = 3 МПа (т = 2 с)

Полученные результаты (см. рис. 4.3, 4.4) показали, что для диаметра 0,05 м значение коэффициента подачи может изменяться на величину до 10 % в принятом интервале величин условного зазора, что естественно приводит к значительным погрешностям методики расчёта. Для диаметра 0,02 м влияние зазора на коэффициент подачи больше, и при тех же условиях изменение может составить до 15 %. Полученные результаты свидетельствуют о значительном влиянии утечек на эффективность рабочего процесса и ставят дальнейшие задачи по разработке новых конструкций клапанов и цилиндропоршневых уплотнений.

Ещё одним из важнейших пунктом исследования рабочих процессов поршневых длинноходовых ступеней является рассмотрение вопроса по сжатию различных газов. При проведении параметрического анализа рассмотрено сжатие таких газов как воздух, аммиак, пропан водород, гелий, пропан-бутановая смесь. Физические характеристики рассматриваемых газов приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Свойства рабочих газов

Сжимаемый газ к Ср, кДж/(кг-К) С^ кДж/(кг-К) 3 р, кг/м при 20 °С 1, Вт/м^К при 20 °С ^•106, Пах при 20 °С

Воздух 1,4 1,006 0,717 1,204 0,025 18,1

Аммиак 1,31 2,24 1,709 0,769 0,026 10,0

Пропан 1,13 1,86 1,64 1,882 0,024 8,0

Водород 1,41 14,26 10,1 0,0899 0,18 8,8

Гелий 1,33 5,29 3,98 0,1785 0,136 19,46

Пропан-бутановая смесь 1,13 1,554 1,365 2,703 0,018 7,44

На рисунках 4.5-4.7 представлены результаты расчётов рабочих процессов без-смазочных тихоходных ступеней при сжатии различных газов.

Тор. К А 5Ь0 -

510

Ш-

450433 — 420390360330300

О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

Рисунок 4.5 - Зависимость средней температуры газа от хода поршня при давлении нагнетания Рн = 3 МПа, и времени цикла т = 1 с: 1 - воздух; 2 - аммиак; 3 - гелий; 4 - водород; 5 - пропан-бутановая смесь

Тер, К \

433 4.20

т

380

360

340

320

2 /

»4. 5

1 /

11111

о

01 0,2 0,3 04 05 5, м

Рисунок 4.6 - Зависимость средней температуры газа от хода поршня при давлении нагнетания Рн = 3 МПа, и времени цикла т = 0,5 с: 1 - воздух; 2 - аммиак; 5 - пропан-бутановая смесь

Тор, К 1

433 420

400 \ 380 360 340

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

Рисунок 4.7 - Зависимость средней температуры газа от хода поршня при давлении нагнетания Рн = 3 МПа, и времени цикла т = 0,25 с: 1 - воздух; 2 - аммиак; 5 - пропан-бутановая смесь Из полученных графиков видно, что для различных газов температуры нагнетания различны при одинаковых режимах работы. Одни газы имеют боль-

шой запас по температуре нагнетания по сравнению с допустимой, другие же даже при длительных временах цикла имеют температуру близкую к максимально допустимой либо вообще температура выше допустимой.

Очевидно, что применение безсмазочных тихоходных длинноходовых ступеней для сжатия того или иного газа возможно в определённых диапазонах режимных и конструктивных параметров. Наиболее широкие диапазоны при допустимой средней температуре нагнетания из рассматриваемых газов имеют воздух, аммиак и пропан-бутановая смесь. Перспективным направлением исследования является определение диапазонов режимных и конструктивных параметров тихоходных ступеней, для которых возможно применение различных газов в допустимом диапазоне температуры нагнетания.

Рассмотрим индикаторные диаграммы тихоходной длинноходовой компрессорной ступени и ступени с адиабатным рабочим процессом (быстроходной ступени) на примере анализа индикаторной диаграммы при Рн = 10 МПа, Бц = 0,05 м (рисунок 4.8, 4.9).

Рисунок 4.8 - Свернутая индикаторная диаграмма:1 - рабочий процесс в тихоходной длинноходовой ступени при т = 3 с; 2 - рабочий процесс в адиабатной ступени при т = 0,04 с

Р, МПа\

О 0,5 1 $ м

Рисунок 4.9 - Свернутая индикаторная диаграмма: 1 - рабочий процесс в тихоходной длинноходовой ступени при т = 2 с;

2 - рабочий процесс в адиабатной ступени при т = 0,04 с

Как видно из рисунков 4.8 и 4.9 индикаторные диаграммы тихоходных ступеней имеют меньшую площадь, соответственно и меньшие затраты энергии на сжатие газа по сравнению с быстроходными ступенями (если бы в них было осуществлено сжатие до 10 МПа в одной ступени). Чем ближе процесс сжатия приближается к изотермическому, тем больше выигрыш в индикаторной мощности, а это происходит при более длительном времени цикла. Выигрыш в индикаторной мощности в тихоходных ступенях по сравнению с адиабатным сжатием может достигать 40 % при времени цикла 2...4 с. Таким образом, применение тихоходных ступеней сжатия само по себе позволяет снизить уровень потребляемой мощности по сравнению с существующими поршневыми агрегатами.

Что же касается интегральных характеристик тихоходных ступеней сжатия, то они в значительной степени зависят от конструктивных и режимных параметров ступени. Для таких параметров как средняя температура нагнетаемого газ существует ограничение, связанное с работоспособностью деталей, формирующих

рабочую камеру и материалов цилиидропоршиевых уплотнений из композитных материалов. Для существующих материалов температуру ограничивают 430 К. Что же касается коэффициента подачи и изотермического кпд их уровень может быть принят проектировщиком или заказчиком из различных соображений и является весьма субъективным. Автор работы остановился на уровне 60 % как наиболее приемлемым и характерным для существующего уровня развития ком-прессоростроения в целом.

На рисунках 4.10-4.17 представлены результаты параметрического анализа, характеризующие изменение интегральных характеристик поршневой ступени в зависимости от конструктивных и режимных параметров ступени в сравнении с быстроходными компрессорами с адиабатным сжатием газа.

Рисунок 4.10 - Значения осредненной температуры нагнетаемого газа при обеспечении хода поршня Sп = 0,5 м; диаметре цилиндра Бц = 0,05 м

и времени цикла т = 2 с

Рисунок 4.11 - Значения осредненной температуры нагнетаемого газа при обеспечении хода поршня Sп = 0,5 м; Бц = 0,05 м и времени цикла т = 4 с

Зависимости на рисунках 4.10 и 4.11 характеризуют изменение температуры сжатого газа тихоходного одноступенчатого агрегата при различной степени повышения давления, а также ступени с адиабатным сжатием газа.

Анализ полученных результатов позволил выявить значительное различие по температуре сжимаемого воздуха в тихоходной ступени, при адиабатном сжатии в одной ступени, которое характерно для существующих компрессорных агрегатов. Таким образом возможно уменьшение температуры нагнетания по сравнению с адиабатным сжатием в 2 раза и более.

На рисунках 4.12-4.17 представлен параметрический анализ, направленный на определение эффективных режимных и конструктивных параметров поршневой ступени агрегата при обозначенных выше ограничениях по температуре нагнетаемого газа Тгаза < 430 К, коэффициенту подачи X > 0,6, и индикаторному изотермическому КПД п > 0,6. Значение коэффициента подачи и индикаторного изотермического КПД приняты в соответствии с рекомендациями, применяемыми при проектировании современных поршневых компрессоров.

Рисунок 4.12 - Значения осредненной температуры (1, 2), коэффициента подачи (3, 4) и кпд (5, 6) нагнетаемого газа в зависимости от принятого в конструкции диаметра цилиндра при ходе поршня Sп = 0,5 м и времени цикла т = 3 с: параметры 1, 3, 5 - Рн = 5 МПа, параметры 2, 4, 6 - Рн = 7 МПа

Рисунок 4.13 - Значения осредненной температуры (1, 2), коэффициента подачи (3, 4) и кпд (5, 6) нагнетаемого газа в зависимости от принятого в конструкции диаметра цилиндра при ходе поршня Sп = 0,8 м и времени цикла т = 3 с: параметры 1, 3, 5 - Рн = 5 МПа, параметры 2, 4, 6 - Рн = 7 МПа

Рисунок 4.14 - Значения осредненной температуры (1, 2), коэффициента подачи (3, 4) и кпд (5, 6) нагнетаемого газа в зависимости от принятого в конструкции диаметра цилиндра при ходе поршня Sп = 1 м и времени цикла т = 3 с: параметры 1, 3, 5 - Рн = 5 МПа, параметры 2, 4, 6 - Рн = 7 МПа

Рисунок 4.15 - Значения осредненной температуры (1,2), коэффициента подачи (3, 4) и кпд (5, 6) нагнетаемого газа в зависимости от принятого в конструкции диаметра цилиндра при ходе поршня Sп = 0,5 м и времени цикла т = 4 с: параметры 1, 3, 5 - Рн = 5 МПа, параметры 2, 4, 6 - Рн = 7 МПа

Рисунок 4.16 - Значения осредненной температуры (1, 2), коэффициента подачи (3, 4) и кпд (5, 6) нагнетаемого газа в зависимости от принятого в конструкции диаметра цилиндра при ходе поршня Sп = 0,8 м и времени цикла т = 4 с: параметры 1, 3, 5 - Рн = 5 МПа, параметры 2, 4, 6 - Рн = 7 МПа

Рисунок 4.17 - Значения осредненной температуры (1, 2), коэффициента подачи (3, 4) и кпд (5, 6) нагнетаемого газа в зависимости от принятого в конструкции диаметра цилиндра при ходе поршня Sп = 1 м и времени цикла т = 4 с: параметры 1, 3, 5 - Рн = 5 МПа, параметры 2, 4, 6 - Рн = 7 МПа

Как показывает анализ полученных результатов, представленных на рисунках 4.12-4.17, конструктивные и режимные параметры ступени по-разному влияют на интегральные характеристики. Так увеличение диаметра цилиндра позволяет увеличить коэффициент подачи и изотермический кпд, но уменьшает эффективность внешнего охлаждения, что в свою очередь приводит к росту температуры. Увеличение хода поршня увеличивает значения всех рассматриваемых характеристик ступени. Время цикла уменьшаемое до 2 с приводит к росту температуры до критического значения - 430 К, однако при этом возрастает коэффициент подачи и изотермический кпд. Увеличение времени цикла более 4 с приводит к недопустимому росту утечек и снижению коэффициента подачи ниже 0,6. Проанализировав результаты численных экспериментов в рассматриваемом диапазоне конструктивных и режимных параметров можно дать рекомендации по конструированию тихоходных ступеней: Sп/Dц > 10, т = 2...4 с при водяном внешнем охлаждении цилиндра.

4.1.2 Анализ влияния функции перемещения поршня на эффективность рабочего процесса ступени

Для предварительного анализа влияния функции перемещения поршня на рабочий процесс поршневой тихоходной ступени был выбран режим, при котором поршень в процессе сжатия движется с постоянной скоростью в несколько раз меньше скорости в процессе всасывания.

Такой алгоритм движения выходного звена на практике можно реализовать за счёт ступенчатого регулирования частоты вращения вала приводного электродвигателя, то есть в процессе всасывания режим работы привода происходит на номинальных оборотах, а в процессе сжатия и нагнетания в несколько раз меньше (от 2 до 3 раза) [6, 50, 56, 77, 81, 98-102, 148, 165].

Полученные результаты представлены на рисунках 4.18-4.31.

На рисунке 4.18 изображены развёрнутые индикаторные диаграммы при различном соотношении времени движения от НМТ до ВМТ к времени движения от ВМТ до НМТ и давлении нагнетания 6 МПа. Видно смещение линии нагнетания в

правую часть диаграммы. При этом площадь диаграммы, характеризующая индикаторную мощность для процессов с одним временем цикла и давлением нагнетания, будет одинакова.

Рисунок 4.18 - Развёрнутые индикаторные диаграммы: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1;

3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1

Качественно индикаторные диаграммы, представленные на рисунке 4.18 не отличаются друг от друга. Происходит смещение процесса нагнетания вправо по графику, в соответствии с увеличением отношения времени сжатия ко времени всасывания. При этом площадь индикаторных диаграмм остаётся неизменной для каждого из рассмотренных процессов сжатия. Линия сжатия для большего отношения времени сжатия ко времени всасывания более пологая.

На рисунках 4.19, 4.20, 4.22, 4.23, 4.25, 4.26, 4.28, 4.29 изображены зависимости мгновенной температуры сжимаемого газа в рабочей камере при давлении нагнетания 6 и 10 МПа. Видно, что температура снижается при увеличении соотношения времени прямого к времени обратного хода, то есть смещения линии нагнетаемого газа в правую часть диаграммы. Были рассмотрены три режима движения выходного звена с соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2:1 и 3:1 при общем времени цикла 2, 3 и 4 с.

Рисунок 4.19 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Бц = 0,02 м; 8П = 0,2 м; Рн = 6 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3: 1

Рисунок 4.20 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Бц = 0,02 м; 8П = 0,8 м; Рн = 6 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1

т.к\

4753953753553350 12 3 та/тк

Рисунок 4.21 - Зависимости средней температуры нагнетаемого газа от соотношения времени сжатия и всасывания при Dц = 0,02 м; Sп = 0,8 м; Рн = 6 МПа: 1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с; 3 - время цикла 4 с

Рисунок 4.22 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Dц = 0,05 м; Sп = 0,2 м; Рн = 6 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1

Рисунок 4.23 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Бц = 0,05 м; 8П = 0,8 м; Рн = 6 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1

Рисунок 4.24 - Зависимости средней температуры нагнетаемого газа от соотношения времени сжатия и всасывания при Бц = 0,05 м; 8П = 0,8 м; Рн = 6 МПа: 1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с; 3 - время цикла 4 с

На рисунках 4.21, 4.24, 4.27 изображены графики изменения средней температуры нагнетания для различных соотношений времени сжатия и времени всасывания. Кривые, изображенные на данных рисунках показали, что снижение температуры газа вначале более интенсивно, а при увеличении соотношения времени сжатия к времени всасывания изменение температуры незначительно. Поэтому для рассмотренного частного случая режима движения выходного звена нет необходимости увеличивать соотношение времени сжатия к времени всасывания более 3 раз.

При различных конструктивных и режимных параметрах ступени качественно картина по уменьшению температуры газа идентична. Однако в количественном выражении больший выигрыш может быть получен для ступеней с диаметрами цилиндра 0,05.0,08 м.

Рисунок 4.25 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Dц = 0,02 м; Sп = 0,2 м; Рн = 10 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1

Рисунок 4.26 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Бц = 0,02 м; 8П = 0,8 м; Рн = 10 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3: 1

Рисунок 4.27 - Зависимости средней температуры нагнетаемого газа от соотношения времени сжатия и всасывания при Бц = 0,02 м; 8П = 0,8 м; Рн = 10 МПа: 1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с; 3 - время цикла 4 с

Рисунок 4.28 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Бц = 0,05 м; 8П = 0,2 м; Рн = 10 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3:1

Рисунок 4.29 - Зависимости мгновенной температуры газа в рабочей камере за время цикла при Бц = 0,05 м; 8П = 0,8 м; Рн = 10 МПа: 1 - соотношение времени сжатия и всасывания 1:1; 2 - соотношение времени сжатия и всасывания 2:1; 3 - соотношение времени сжатия и всасывания 3: 1

Рисунок 4.30 - Зависимости средней температуры нагнетаемого газа от соотношения времени сжатия и всасывания при Dц = 0,05 м; Sп = 0,8 м; Рн = 6 МПа: 1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с; 3 - время цикла 4 с

а) б)

Рисунок 4.31 - Влияние соотношения времени прямого хода и времени обратного хода на изменение мгновенной индикаторной мощности ступени за время цикла при давлении нагнетания10 МПа и ходе поршня 0,8 м: а) т = 2 с. 1 — тсж / твс = 1-1, 2 — тсж / твс = 2-1; 3 — тсж / твс = 3-1;

б) т = 4 С. 1 — ТСЖ / ТВС = 1.1; 2 — ТСЖ / ТВС = 2.1; 3 — ТСЖ / ТВС = 3.1; 4 — тсж / твс=6. 1

Полученные результаты показали перспективы применения режимов при различном соотношения времени сжатия и времени всасывания. Эффективность рабочего процесса при данном способе работы тихоходных ступеней связана со снижением температуры сжимаемого газа. Однако такой режим приводит к некоторому снижению коэффициента подачи ступени. Поэтому для рассмотренных режимов не рекомендуется увеличивать соотношение тсж / твс более 3, при данном соотношение коэффициент подачи падает незначительно в пределах 3-5 %.

Применение рассмотренного режима движения поршня, как показано на рисунке 4.31, приводит к снижению амплитуды индикаторной мощности.

Очевидно, что существует такой закон движения поршня, при котором мгновенная мощность будет иметь постоянно значение. На рисунке 4.32 представлены графики изменения скорости поршня для одного из режимов, при котором мощность будет постоянной.

Рисунок 4.32 - График изменения скорости поршня от времени для обеспечения постоянной индикаторной мощности при: Рн = 10 МПа; Dц = 0,05 м; 8П = 0,5 м:

1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с Представленные на рисунке 4.32 графики изменения скорости относительно сложны и могут быть реализованы только применением частотных преобразова-

телей с управляющим контроллером, позволяющим в соответствии с программой обеспечить данный режим движения поршня.

Таким образом для поршневой ступени с целью получения постоянной индикаторной мощности функцию скорости от времени можно получить из соотношения (4.1):

N = ^ • V, (4.1)

где /](г) - суммарная поршневая сила в I- тый момент времени, Н; f2(t) - скорость поршня в I- тый момент времени, м/с; г - время, с.

4.1.3 Анализ влияния функции перемещения поршня на мощность одноступенчатого тихоходного длинноходового компрессорного агрегата

Рассмотрим теперь каким образом режим работы с постоянной индикаторной мощностью ступени отражается на функционировании поршневого агрегата. На рисунке 4.33 показаны графики изменения мгновенной мощности гидравлического привода при режимах движения поршня в соответствии с зависимостями, представленными на рисунке 4.32.

О 0,6 1,5 2,1 3 т, с

Рисунок 4.33 - График изменения относительной мгновенной мощности привода при постоянной индикаторной мощности ступени при Рн = 10 МПа, Бц = 0,05 м, 8П = 0,5 м: 1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с

Представленные на рисунке 4.33 результаты показывают, что обеспечение постоянной индикаторной мощности не позволяет получить постоянную мощность привода агрегата. Колебания мгновенной мощности в этом случае составляют 50...60 раз.

Полученные результаты объясняются характеристикам гидравлического привода. Для гидравлических насосов характерна значительная зависимость кпд от значений напора и расхода рабочей жидкости при режимах работы значительно отличающихся от номинального. Такие зависимости качественно подтверждаются для всех существующих насосных агрегатов гидравлических систем. В области малых расходов и больших расходов по отношению к номинальному кпд гидропривода имеет низкие значения до 10 %.

Так на рис. 4.34 представлена напорно-расходная характеристика шестеренчатого насоса НШ-32 при обеспечении постоянной мощности привода [78, 127]. Видно, что изменение скорости выходного звена за счёт расхода жидкости в широком диапазоне давлений (изменение в 100 раз) приводит к большим колебаниям кпд гидравлического привода. КПД выше 0,7 обеспечивается лишь в узком диапазоне расходов вблизи номинального режима работы. Это и обуславливает значительные колебания приводной мощности при постоянной мощности поршневой компрессорной ступени.

Представленные на рисунке 4.34 графики изменения напорно-расходных характеристик получены из уравнения мощности для гидравлического привода и соответствуют постоянной мощности агрегата:

N =АРн < , (4.2)

1

Таким образом, изменение расхода рабочей жидкости для обеспечения постоянной мощности привода можно представить в виде зависимости от времени цикла, то же самое касается и скорости движения поршня.

На рисунках 4.35 и 4.36 представлены соответственно зависимости расхода рабочей жидкости и скорости выходного звена от времени при обеспечении постоянной мощности привода [12, 22, 129, 139].

СТ\

'Л

а) б)

Рисунок 4.34 - Изменение характеристики привода при его постоянной мощности: а-3 с; 6-2 с

Рисунок 4.35 - Зависимость расхода рабочей жидкости от времени при режимах постоянной мощности привода при Рн = 10 МПа; Dц = 0,05 м; 8П = 0,5 м

С, м/с 0,9

0,6

0,3

0

2

3

1 I I I I I I I I I

/ 2 т'с

0 1,5 3 с о

Рисунок 4.36 - Зависимость скорости поршня от времени при режимах постоян ной мощности привода при Рн = 10 МПа; Dц = 0,05 м; 8П = 0,5 м

На графиках (см. рисунок 4.36) отображены процессы проходящие в рабочей камере поршневой ступени: 1 - дуга соответствует процессу сжатия; 2 - небольшая площадка соответствует процессу нагнетания; 3 - увеличение расхода (скорости) процессу обратного расширения; 4 - процесс всасывания.

На рисунке 4.37 показаны, как примеры, некоторые характерные законы изменения скорости и ускорения поршня, обеспечиваемые постоянной или изменяемой за время рабочего цикла производительностью гидростанции; в том числе идеальный закон движения, обеспечивающий постоянную мощность гидроприво-

да (зависимость 4) и предлагаемая (реальная) зависимость, учитывающая время разгона и торможения поршня в окрестностях мёртвых точек компрессорной ступени (зависимость 5).

Рисунок 4.37 - Изменение скорости (а) и ускорения (б) за время цикла при Рн = 10 МПа; Dц = 0,05 м; Sп = 0,5 м; т = 3 с: 1 - движение с постоянной по модулю скоростью; 2 - линейный закон; 3 - синусоидальный закон; 4 - закон движения с посто-

янной мощностью агрегата; 5 - предлагаемая зависимость

Наибольший интерес представляет зависимость изменения скорости поз. 5 см. рисунок 4.37. Такая зависимость максимально приближена к идеальной, но учитывает реальные процессы, происходящие при работе гидравлического привода.

Рисунок 4.38 - Зависимость перемещения от времени для обеспечения постоянной мощности при Рн = 10 МПа; = 0,05 м, 8П = 0,5 м: 1 - время цикла 2 с; 2 - время цикла 3 с

N1 кВт

3

О 0,5

Рисунок 4.39 - Графики изменения мощности агрегата за время цикла: 1 - движение с постоянной по модулю скоростью; 2 - линейный закон; 3 - синусоидальный закон; 4 - закон движения с постоянной мощностью агрегата; 5 - предлагаемая

зависимость

Предлагаемые расчетные зависимости скорости перемещения поршня от времени позволяет получить функциональную зависимость перемещения поршня

от времени для каждого конкретного случая. Например, при Рвс = 0,1 МПа; Рн = 10,0 МПа; Dц = 0,05 м, Sп = 0,5 м и времени цикла т = 2 с, функциональная зависимость перемещения поршня от времени имеет вид:

5(т) = -0,0492 ■ т2 + 0,4201 ■ г - 0,4514 (4.3)

Аналогичные зависимости т) могут быть получены для других режимных и конструктивных параметров длинноходового тихоходного компрессорного агрегата.

На рисунке 4.39 представлены графики изменения мгновенной мощности гидропривода при соответствующих функциях перемещениях поршня.

Видно, что при движении поршня с постоянной по модулю скоростью с учётом значительно меняющегося КПД гидропривода, мгновенная мощность за время цикла может изменяться в 58 раз. При использовании известных зависимостей (линейная, синусоидальная) изменения скорости поршня колебания мгновенной мощности могут достигать 30...40 раз. При реализации предлагаемой зависимости изменение мгновенной мощности составит 10.15 раз, что существенно лучше по сравнению с остальными рассмотренными вариантами.

Полученные результаты предварительного качественного анализа взаимосвязи работы ступени и гидропривода позволили провести расчётно-параметрический анализ, направленный на исследование зависимости амплитуды мгновенной мощности рассматриваемого агрегата от режимных и конструктивных параметров агрегата и ступени и их взаимосвязи с рабочим процессов компрессорной ступени. Его результаты показали, что за счёт обеспечения требуемого изменения производительности насоса гидропривода за время рабочего цикла возможна и целесообразна реализация предлагаемой зависимости перемещения исполнительного органа гидропривода и поршня ступени от времени, при котором будет минимизирована амплитуда мгновенной мощности привода агрегата. При этом изменение мгновенной мощности привода за цикл может быть снижена более, чем в 3 раза по сравнению с базовым законом движения (при близкой к постоянной скорости поршня в течение всего рабочего цикла). При таком режиме

работы гидравлического привода эффективность рабочего процесса компрессорной ступени также возрастает - снижается температура нагнетания и изотермический КПД (рисунок 4.40) по сравнению с режимом работы агрегата при постоянной по модулю скоростью движения поршня.

Преимущества от реализации режима работы с постоянной мгновенной мощностью привода очевидны. Одним из возможных вариантов его технической реализации может быть применение программируемого частотного преобразователя для регулирование частоты вращения вала приводного электродвигателя насоса гидропривода. Следует отметить, что для различных режимных и конструктивных параметров поршневых ступеней и линейных приводов рекомендуемые законы движения поршня будут отличаться и определяться характеристиками элементов приводов и ступени. Несмотря на то, что реальный закон заметно отличатся от идеального, снижение энергоэффективности компрессорной ступени не превышает 10 % по сравнению с идеальным законом движения поршня, для отдельно взятой ступени не учитывающей характеристики гидропривода.

Полученные результаты (см. рис. 4.39) показали, что за счёт обеспечения требуемого изменения производительности насоса в течение рабочего цикла возможна минимизация амплитуды мгновенной мощности гидравлического привода агрегата (теоретически амплитуда может быть равна нулю). При этом установочная мощность приводного двигателя может быть существенно снижена. Так, для режимов без дополнительного регулирования скорости поршня (поршень в процессе всего рабочего цикла движется с примерно постоянной скоростью), установленная мощность приводного электродвигателя при давлении нагнетания 10 МПа составляет 17 кВт, при давлении нагнетания 5 МПа - 9 кВт. При режиме движения поршня, обеспечивающем его постоянные скорости и в процессе сжатия, и в процессе всасывания, но в несколько раз отличающихся по абсолютной величине [183, 185] так, что для отношения времени сжатия к времени всасывания 2:1, установленная мощность приводного электродвигателя составляет при давлении нагнетания 10 МПа около 13 кВт, при 5 МПа - 7,5 кВт. При реализации такого закона движения поршня, который обеспечивает постоянную мощность гидро-

привода, установленная мощность приводного электродвигателя составляет для давления нагнетания 10 МПа около 7,5 кВт, при 5 МПа - 5,5 кВт.

а) б)

Рисунок 4.40 - Графики изменения температуры нагнетаемого газа (а) и изотермического КПД (б) за время цикла: 1 - движение с постоянной по модулю скоростью; 2 - линейный закон; 3 - синусоидальный закон; 4 - закон движения с постоянной мощностью агрегата; 5 - предлагаемая зависимость

На рис. 4.41 представлен пример расчётной зависимости массы агрегата от давления нагнетания для различных режимов работы.

Представленные результаты показывают положительное влияние режима работы гидропривода при постоянной мощности, имеющего своим результатом существенное уменьшения массогабаритных параметров агрегата, а также его себестоимости. В таблице 4.2 представлены данные по уменьшению массы тихоходных агрегатов за счёт выбора двигателя с меньшей установочной мощностью. Таким образом, режим работы агрегата при постоянной мощности привода приводит к улучшению интегральных характеристик ступени и уменьшению мгновенной индикаторной мощности ступени по сравнению с режимом работы с постоянной скоростью движения выходного звена.

Таблица 4.2 - Снижение массы агрегата, вследствие применения предлагаемой зависимости движения выходного

звена на базе длинноходового тихоходного поршневого компрессора.

Давление всасывания, кПа 100 100-150 100 100 100 500 200 200 100 200

Давление нагнетания, МПа 10 4 10 6,4 10 15,1 6,4 22 10 20

Производительность, м3/ч 180 30 15 3 10 5,5 13,2 20 111 9,8

Мощность, потребляемая компрессором, кВт 50 7,5 10 4 7,5 2,6 4,7 11,4 33,8 5,4

Отечественные и зарубежные объекты аналогичного назначения

Вид объемных компрессоров Поршневые компрессоры Мембранные компрессоры

ШВ-3/100 ОАО «УКЗ», г. Екатеринбург кп- 500/40, ОАО «УКЗ», г. Екатеринбург ЭКЩ25/1 00, ОАО «Компрессор», г. Санкт Петербург 8У200/64 ТА. Веекег &8оЪпе (Германия) ксвд-м 2-10/0.3-200,НПП «Ковинт», г. Санкт Петербург МК2185-5/120-15 «Но£ег» Германия 1,6 мк- 12/64 ОАО «УКЗ», г. Екатеринбург 4,0МК-20/220 ОАО «УКЗ», г. Екатеринбург Интех ГмБх № 16, Германия 1,6 МК- 8/200 ОАО «УКЗ», г. Екатеринбург

Масса, кг 2000 200 600 120 1750 850 840 1830 5000 900

Число ступеней сжатия 4 2 4 2 4 2 2 4 1 2

Габариты 2400x1250 х1500 3 (У=4,5 м ) 850х640х 700(У=0, 3 38 м ) 950х770х 960 (У=0,71 3 м ) 650х565х 610 (У=0,224 3 м ) 1900x1100 х1300 (У=2,72 3 м ) 1500x1000 х1000 3 (У=1,5 м ) 1580х800х 1250 (У=1,58 3 м ) 2100х960х 1360 (У=2,74 3 м ) 3700x2000 х2000 (У=14,8 3 м ) 1600x800 х1250 (У=1,6 3 м )

Продолжение таблицы 4.2 - Снижение массы агрегата, вследствие применения предлагаемой зависимости движения выходного звена на базе длинноходового тихоходного поршневого компрессора.

Поршневой малорасходный одноступенчатый компрессорный агрегат с линейным гидроприводом

Масса, кг 1970 180 270 90 480 180 220 990 4370 486

Число ступеней сжатия 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

Габариты 23 цилиндра 3 (4,37 м ) 2 цилиндра 3 (0,38 м ) 3 цилиндра 3 (0,63 м ) 1 цилиндр 3 (0,19 м ) 1 цилиндр 3 (1,00 м ) 2 цилиндра 3 (0,38 м ) 3 цилиндра (0,86 м3) 8 цилиндров (1,8 м3) 17 цилиндров (3,3 м3) 4 цилиндра (0,84 м3)

Поршневой малорасходный одноступенчатый компрессорный агрегат с линейным гидроприводом (при реализации предлагаемой зависимости движения выходного звена)

Масса, кг 1600 155 240 80 450 155 200 880 3800 450

Число ступеней сжатия 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

Габариты 23 цилиндра 3 (4,37 м ) 2 цилиндра 3 (0,38 м ) 3 цилиндра 3 (0,63 м ) 1 цилиндр 3 (0,19 м ) 1 цилиндр 3 (1,00 м ) 2 цилиндра 3 (0,38 м ) 3 цилиндра (0,86 м3) 8 цилиндров (1,8 м3) 17 цилиндров (3,3 м3) 4 цилиндра (0,84 м3)

Рисунок 4.41 - Зависимость массы тихоходного длинноходового компрессорного агрегата с гидроприводом от давления нагнетания: 1 - режим без регулирования привода при постоянной скорости поршня; 2 - режим при реализации закона движения поршня, обеспечивающим постоянную мощность привода

Рисунок 4.42 - Графики изменения температуры и теплового потока за время цикла: 1, 3 - график изменения разницы температур между газом и стенкой соответственно для предлагаемой зависимости и движения с постоянной скоростью; 2, 4 - график изменения теплового потока от время соответственно предлагаемой зависимости и движения с постоянной скоростью

На рисунке 4.42 показаны зависимости разницы температур газа и стенки и возникающего при этом теплового потока за время цикла при конструктивных параметрах указанных на рисунке 4.1.

Необходимо отметить, что качественная картина изменения разницы температур и теплового потока для рассмотренного режима работы ступени (рис. 4.42) характерна и для других режимов работы.

Из графика видно, что тепловой поток максимален при достижении максимально давления, в соответствии с уравнением Ньютона-Рихмана это объясняется максимальной разницей температур между газом и стенкой и максимальным значением коэффициента теплоотдачи. Реализация предлагаемой зависимости перемещения поршня обеспечивает увеличение теплового потока от сжимаемого газа на 15 %.

Наиболее совершенным способом регулирования скорости вращения асинхронных двигателей является частотное регулирование, т.е. изменением частоты питания [38, 40]. Оно осуществляется с помощью импульсных полупроводниковых преобразователей частоты. Такие преобразователи имеют два независимых канала управления выходной частотой преобразователя и амплитудой выходного напряжения. Для существующих преобразователей время изменения частоты от 0 до 50 Гц составляет 0,1.0,2 с [6]. Связь между частотой, напряжением и вращающим моментом обеспечивает работу двигателя в режиме близком к номинальному и называется законом частотного управления М. П. Костенко.

Частотное регулирование скорости асинхронного двигателя позволяет изменять частоту вращения в диапазоне 20. 30 : 1. Частотный способ является наиболее перспективным для регулирования асинхронного двигателя с короткозамкну-тым ротором. Потери мощности при таком регулировании невелики, поскольку минимальны потери скольжения. Изменение же частоты вращения двигателя от нуля до максимальной при нагрузке составляет 1.2 с.

Учитывая диапазон изменения расхода за один цикл при времени цикла 2.4 с и существующие характеристики частотных регуляторов [40, 49, 67, 81, 83, 102,

160, 171], можно обеспечить плавное регулирование и снизить нагрузки на приводной электродвигатель.

Таким образом, режим работы гидравлического привода в соответствии с графиком изменения расхода рабочей жидкости согласно рисунку 4.41 может быть реализован при использовании частотного регулирования асинхронного приводного электродвигателя.

Поэтому режим работы привода должен обеспечивать закон движения поршня, близкий к соотношению:

,т ^Phj "QM, j .

N = —--- = const, (4 3)

ъ

Это позволит снизить амплитудное изменение мгновенной мощности до приемлемой величины.

4.2 Реализация запатентованных конструктивных решений при разработке тихоходного длпнноходового компрессорного агрегата

Первое решение касается повышения производительности и надежности поршневых компрессоров.

Данный технический результат достигается за счёт минимизации мёртвого пространства в поршневом компрессоре.

Предложенный поршневой компрессор содержит цилиндр, установленный в нем с образованием камеры сжатия, поршень на торцевой поверхности которого, обращенной к клапанной плите, установлен диск, выполненный из упругого (термостойкого эластомерного материала), например, термостойкой резины и жестко закрепленный, например клеем ВС-10Т (ГОСТ 22345-77) к торцу поршня (далее «упругий диск»). Со стороны камеры сжатия между внешней поверхностью поршня и внутренней поверхностью цилиндра образована полость, а для исключения срезания деформируемой части «упругого диска» о кромку поршня на последнем выполнено скругление радиусом R. Полный контакт поршня и клапанной плиты, полностью, исключая линейное мёртвое пространство и нагнетаемый газ поступает к потребителю чистый без примеси жидкости.

На рисунке 4.43 представлена схема поршневого компрессора в промежуточном положении.

На рисунке 4.44 представлена схема поршневого компрессора в верхней мертвой точке - ВМТ.

Рисунок 4.43 - Схема поршневого компрессора в промежуточном положении

Поршневой компрессор содержит цилиндр 1, установленный в нем с образованием камеры сжатия 2, поршень 3 на торцевой поверхности которого, обращенной к клапанной плите 4, установлен диск 5, выполненный из термостойкого эластомерного материала, например, термостойкой резины, с рабочей температурой не менее 454 К жестко закрепленный, например клеем ВС -10Т (ГОСТ 22345-77) к торцу поршня 3 (далее «упругий диск» 5), в клапанной плите 4 установлены всасывающий 6 и нагнетательный 7 клапаны. Со стороны камеры сжатия 2 между внешней поверхностью поршня 3 и внутренней поверхностью цилиндра 1 образована полость 8 для возможности расширения в неё деформируемой части «упругого диска» 5, а для исключения срезания деформируемой части «упругого диска» 5 о стенки поршня 3 на последнем выполнено скругление радиусом Я.

Компрессор работает следующим образом: при движении поршня 3 внутри цилиндра 1 к нижней мертвой точке - НМТ открыт всасывающий клапан 6 и газ поступает в камеру сжатия 2, при достижении НМТ поршень 3 меняет направле-

ние движения и начинает двигаться к ВМТ при этом всасывающий клапан 6 закрывается, при достижении заданного давления нагнетания Рн нагнетательный клапан 7 открывается и газ поступает к потребителю, в конце процесса нагнетания, при достижении поршнем 3 ВМТ, поршень 3 упирается в клапанную плиту 4 при этом «упругий диск» 5 деформируется, деформированная часть «упругого диска» 5 имеет возможность расширяться в полость 8 при этом линейное мёртвое пространство полностью отсутствует. «Упругий диск» 5, выполненный из термостойкого эластомерного материала позволяет осуществлять контакт поршня и клапанной плиты, полностью исключая линейное мёртвое пространство. Для исключения срезания деформируемой части упругого диска 5 на поршне выполнено скругление радиусом Я. После достижения ВМТ поршень 3 меняет направление движения и начинает двигаться к НМТ, «упругий диск» 5 за счёт своих упругих свойств принимает первоначальное (недеформированное состояние), всасываю-

Рисунок 4.44 - Схема поршневого компрессора в верхней мертвой точке - ВМТ

Таким образом, преимущество данного технического решения по сравнению с известными конструкциями является увеличение производительности компрессора за счёт применения поршня на торце которого закреплен «упругий диск», что позволяет осуществлять полный контакт поршня и клапанной плиты, полностью, исключая линейное мёртвое пространство. За счёт деформаций «упругого диска» в данной конструкции отсутствуют деформации поршня и клапанной пли-

ты, поскольку последние выполнены из металлических материалов, обладающих на несколько порядков большей твёрдостью и прочностью. Деформированная часть упругого диска в предложенной конструкции имеет возможность заполнять полость, образованную внутренней поверхностью цилиндра и наружной поверхностью поршня.

Второе решение касается регулирования привода.

Задача заключалась в увеличении степени повышения давления в одной ступени, снижении потребляемой мощности компрессора и снижении массогабарит-ных параметров привода.

Данный технический результат достигается за счёт того, что в предложенном линейном компрессоре с линейным приводом и компрессорным блоком, установленными на единой раме, содержащем компрессорную камеру, подвижный поршень со штоком, магнит, создающий магнитное поле, компрессорный блок содержит компрессорную камеру, которая с одной стороны ограничена подвижным поршнем, а с другой стороны - клапанной плитой, подвижный поршень выполнен с возможностью перемещения по цилиндру и жёстко соединён со штоком, предназначенным для передачи усилия от линейного привода к подвижному поршню, линейный привод соединен с блоком управления, к которому подсоединены герконы конечных положений подвижного поршня, один из которых фиксирует положение подвижного поршня в нижней мёртвой точке и выполнен с возможностью перемещения по направляющей, для изменения хода подвижного поршня, а другой - неподвижный зафиксирован в непосредственной близости к компрессорному блоку и предназначен для определения верхней мёртвой точки, на штоке расположен магнит, предназначенный для создания магнитного поля, воздействующего на герконы, предназначенные для передачи управляющего сигнала с герконов на блок управления, на направляющей расположены упоры, предназначенные для ограничения перемещения подвижного поршня, блок управления соединенный с герко-нами электрической связью и предназначенный для изменения направления движения поршня при получении сигнала с герконов, согласно заявляемому техни-

ческому решению конструкция содержит промышленный программируемый контроллер (ППК), который как и блок управления так же соединен электрической связью с герконами (датчиками "конечных положений" подвижного поршня НМТ и ВМТ) и предназначенный для регулирования режима работы линейного компрессора с регулируемым приводом (скорость движения поршня Уп), ППК обеспечивает скорость движения поршня Уп по заданному алгоритму посредствам электрической связи с линейным приводом и получающий сигнал о положении поршня от герконов также посредствам электрической связи.

Преимуществом данного технического решения является то, что в линейном компрессоре с регулируемым приводом для снижения температуры нагнетаемого газа движения поршня в процессе всасывания происходит с большей скоростью, а движение в процессе сжатия и нагнетания с меньшей скоростью, что обеспечивается ППК. Большая скорость в процессе всасывания обеспечивает быстрое расширение газа и его охлаждение. Низкая скорость в процессе сжатия и нагнетания, когда растёт температура с ростом давления, позволяет увеличить время теплообмена сжимаемого газа с окружающей средой и снизить температура нагнетаемого газа. Также, учитывая, что потребляемая мощность пропорциональна усилию и скорости движения, данное решение позволяет более равномерно распределить потребляемую мощность за время цикла: в процессе всасывания усилие мало, а скорость большая, и наоборот, в процессе сжатия и нагнетания усилие большое, а скорость мала. Таким образом, уменьшается максимальная потребляемая мощность, и исключаются скачки в потребляемой мощности.

На рисунке 4.45 представлена схема линейного компрессора с регулируемым приводом.

На рисунке 4.46 представлена зависимость координаты поршня х от времени т одного цикла, то есть за время движения поршня от НМТ до ВМТ и обратно т.

Скорость движения поршня от НМТ до ВМТ: Уп = 8П / тсж, где

Уп - средняя скорость движения поршня при сжатии и нагнетании;

Бп - ход поршня;

тсж - время сжатия (время движения от НМТ до ВМТ).

Скорость движения поршня от ВМТ до НМТ: У:п = 8П / твс, где

У:п - средняя скорость движения поршня при всасывании газа.

твс - время всасывания (время движения от ВМТ до НМТ).

Причём т = тсж + хвс.

где т - время цикла, то есть время движения поршня от НМТ до ВМТ и обратно.

Максимальная скорость поршня ограничивается допустимым значением - 7 м/с. То есть У:п < 7 м/с, учитывая это условие определяется соотношение времени сжатия к времени всасывания - тсж / твс.

На рисунке 4.47 представлены зависимость величины мгновенной мощности потребляемой линейным приводом (N3 в зависимости от соотношения времени движения поршня от НМТ до ВМТ и обратно.

Так проведённые теоретические расчёты при следующих исходных данных: Рвс = 0,1 МПа, Рн = 10 МПа, Твс = 291 К, Бц = 0,05 м, = 0,8 м, т = 2 с; позволили получить следующие результаты: при тсж / твс = 1:1 индикаторная мощность N = 15 кВт, при тсж / твс = 2:1 индикаторная мощность N = 12 кВт, при тсж / твс = 3:1 индикаторная мощность N = 10,5 кВт.

Линейный компрессор с регулируемым приводом и компрессорным блоком установлены на единой раме. Компрессорный блок 1 содержит компрессорную камеру 2 , которая с одной стороны ограничена подвижным поршнем 3, а с другой стороны - клапанной плитой 4. Подвижный поршень 3 выполнен с возможностью перемещения в цилиндре 5 и жёстко соединён со штоком 6, предназначенным для передачи усилия от линейного привода 7 к подвижному поршню 3. Линейный привод 7 соединен с блоком управления 8, к которому подсоединены герконы 9 и 10 «конечных положений» подвижного поршня 3, один из которых 9 фиксирует положение подвижного поршня 3 в нижней мёртвой точке (НМТ) и выполнен с возможностью перемещения по направляющей 11, для изменения хода подвижного поршня 3, а другой 10 - «неподвижный», зафиксирован в непосредственной близости к компрессорному блоку 1, и предназначен для определения верхней мёртвой точки (ВМТ). На штоке 6 расположен магнит 12, предназначенный для

создания магнитного поля, воздействующего на герконы 9 и 10. Герконы 9 и 10 предназначены для передачи управляющего сигнала на блок управления 8. Магнит 12 подбирают экспериментально, таким образом, чтобы магнитный поток создаваемый магнитом 12 был больше соответствующего параметра срабатывания геркона. На направляющей 11 расположены упоры 13 и 14, предназначенные для ограничения перемещения поршня и не позволяющие подвижному поршню 3 ударяться при движении о клапанную плиту 4 и цилиндр 5. Блок управления 8 соединен электрической связью с герконами 9 и 10 (датчиками "конечных положений" подвижного поршня НМТ и ВМТ) и с линейным приводом 7, и в то же время герконы 9 и 10 также соединены электрической связью с промышленным программируемым контроллером (ППК) 15, предназначенным для регулирования параметров режима работы линейного компрессора с регулируемым приводом (скорость движения поршня Уп), путём передачи электрического сигнала на линейный привод 7.

Линейный компрессор с регулируемым приводом работает следующим образом: линейный привод 7 передаёт усилие для поступательного движения через шток 6 на подвижный поршень 3, расположенный в цилиндре 5 компрессорного блока 1. Подвижный поршень 3 перемещается и изменяет объём компрессорной камеры 2. Ход подвижного поршня 3 ограничен герконами 9 и 10. На штоке 6 расположен магнит 12. Во время движения подвижный поршень 3 достигает верхней мёртвой точки (ВМТ), а магнитное поле, создаваемое магнитом 12, воздействует на геркон 10, который выдаёт сигнал на блок управления 8 и подвижный поршень 3 останавливается и начинает движение к геркону 9. При достижении магнитом 12 геркона 9 - нижней мёртвой точки (НМТ), магнитное поле образуемое магнитом 12 воздействует на геркон 9 и он выдаёт сигнал на блок управления 8, тем самым останавливая подвижный поршень 3, и тот после этого начинает движение к геркону 10. Ход подвижного поршня 3 8П равен расстоянию между герконами 9 и 10 (см. рисунок 4.45). Упоры 13, 14, не позволяют подвижному поршню 3 ударяться об цилиндр 5 и клапанную плиту 4 компрессорного блока 1. Поршень движется от НМТ к ВМТ, при достижении ВМТ ППК 15 и блок

управления 8 получают сигналы от геркона 10, блок управления 8 выдаёт управляющий сигнал на линейный привод 7 и происходит изменение направления движения поршня 3, в то же время ППК 15 выдаёт управляющий сигнал на линейный привод 7 и происходит изменение скорости движения поршня 3, причём скорость движения поршня 3 от НМТ к ВМТ меньше скорости движения поршня 3 от ВМТ к НМТ (процесс всасывания) соотношение скоростей ограничено значением скорости при движении от ВМТ к НМТ - У:п < 7 м/с. После этого поршень движется от ВМТ к НМТ, и при достижении НМТ ППК 15 и блок управления 8 получают сигналы от геркона 9, блок управления 8 выдаёт управляющий сигнал на линейный привод 7 и происходит изменение направления движения поршня 3, в то же время ППК 15 выдаёт управляющий сигнал на линейный привод 7 и происходит изменение скорости движения поршня 3, поршень начинает движение от НМТ к ВМТ и процесс повторяется.

Преимуществом предлагаемого технического решения является то, что в линейном компрессоре с регулируемым приводом для снижения температуры нагнетаемого газа в компрессорной камере движение поршня 3 в процессе всасывания происходит с большей скоростью, чем скорость в процессе сжатия и нагнетания, что обеспечивается ППК 15. Большая скорость в процессе всасывания обеспечивает быстрое расширение газа и его охлаждение, низкая скорость в процессе сжатия и нагнетания, когда растёт температура с ростом давления, позволяет увеличить время теплообмена сжимаемого газа с окружающей средой и снизить температура нагнетаемого газа. Таким образом допустимая температура газа (454 К) в поршневой камере достигается при большей степени повышения давления, что позволяет уменьшить число ступеней сжатия для достижения требуемого давления газа. Также, учитывая что потребляемая мощность пропорциональна усилию и скорости движения данное решение позволяет более равномерно распределить потребляемую мощность за время цикла: в процессе всасывания усилие мало, а скорость большая, и наоборот, в процессе сжатия и нагнетания усилие большое, а скорость мала. Таким образом возможно уменьшение максимальной потребляемой мощности привода на 40 %, то есть для данного компрессора воз-

можно будет применить двигатель с меньшей номинальной мощностью, естественно меньших размеров и меньшей стоимости по сравнению с двигателем применённым при отсутствия регулирования привода с помощью ППК, а также уменьшается амплитуда изменения потребляемой мощности приводом (см. рис.4.47), что значительно увеличит его надёжность.

Рисунок 4.45 - Схема линейного компрессора с регулируемым приводом

П вмт

I

1

нмт ■

Т сж Т 6с т

Т

Рисунок 4.46 - Зависимость координаты поршня х от времени т одного цикла

нейным приводом (К) в зависимости от соотношения времени движения поршня

от НМТ до ВМТ и обратно

Оба технических решения представленных в данном параграфе были реализованы при разработке тихоходного компрессорного агрегата и позволили увеличить производительность и провести эксперимент по реализации одной из возможных функций изменения скорости поршня от времени.

ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ

Результаты экспериментальных и теоретических исследований позволяют обеспечить снижение среднеинтегральной мощности и амплитуды мгновенной мощности одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом за счёт обеспечения требуемых конструктивных и режимных параметров ступени и регулирования скорости перемещения поршня в течении рабочего цикла.

Основные результаты проведённых исследований:

1. Уточнена и экспериментально верифицирована математическая модель рабочих процессов воздушной поршневой малорасходной длинноходовой компрессорной ступени, в которой использована уточнённая эмпирическая зависимость для расчёта коэффициента теплоотдачи в её рабочей камере, позволяющая выполнять расчёты при изменении давления газа в рабочей камере в диапазоне от 0,1 МПа до 10,0 МПа, времени рабочего цикла 2.6 с, величине хода поршня 0,2.1,0 м.

Проведена серия экспериментальных исследований, получены характеристики рабочего процесса тихоходной длинноходовой компрессорной ступени. При этом получено удовлетворительное совпадение результатов экспериментальных исследований и численного расчёта с максимальной разницей результатов - 12%, что позволяет говорить об адекватности усовершенствованной математической модели расчёта.

2. Разработана и экспериментально верифицирована методика расчёта энергетических и динамических характеристик поршневого малорасходного одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом на основе усовершенствованной математической модели рабочих процессов компрессорной ступени, устанавливающая взаимосвязь теплофизических и газодинамических процессов в компрессорной ступени с изменением скорости перемещения поршня и характеристиками гидропривода; разработано программное обеспечение для её реализации.

На программу расчёта получено свидетельство о регистрации программы для ЭВМ №2019661487 от 02.09.2019 "Методика моделирования рабочих процессов тихоходных длинноходовых компрессорных ступеней". Данная программа используется на кафедре "Холодильная и компрессорная техника и технология" ОмГТУ как в учебном процессе, так и для проведения уникальных численных экспериментов.

3. Теоретически и экспериментально доказано, что в рассмотренном диапазоне конструктивных и режимных параметров при водяном охлаждении цилиндра в одной компрессорной ступени обеспечивается повышение давление воздуха от 0,1 МПа до 10,0 МПа.

Полученные экспериментальные результаты доказали предположение о возможности сжатия в одной ступени газов до высоких давлений нагнетания. Предпосылками для этого являлось сравнительно длительное время цикла в таких ступенях, что позволило охлаждать газ в процессе сжатия, а также геометрическая конфигурация ступени с соотношением хода поршня к диаметру цилиндра более 10.

4. Реализация соотношения $П/ВЦ> 10 и времени цикла от 2 до 4 с позволяет улучшить энергетическою характеристику компрессорной ступени путем снижения индикаторной мощности компрессорной ступени до 40 %, температуры нагнетания - более, чем в 2 раза по сравнению с режимом работы быстроходных ступеней с адиабатным сжатием.

Основной идеей по снижению мощности агрегата явилось, во-первых, приближение рабочего процесса тихоходной ступени к изотермическому, что само по себе снизило уровень затрачиваемой энергии на сжатие газа;во-вторых,реализация идеи,согласно которой движение поршня в процессе с большим давлением газа должно осуществляться сменьшей скоростью и наоборот, позволило снизить амплитуду колебаний приводной мощности. Естественно медленная скорость поршня при большом давлении дополнительно увеличивало время теплообмена и снижало температуру газа. Однако при этом в процессе сжатия увеличивались утечки из-за снижения скорости движения поршня, но улучшался

режим в процессе всасывания, происходящий с большей скоростью. В совокупности два этих факторапривели к увеличению коэффициента подачи ступени и её изотермического кпд.Уменьшение же установленной мощностипозволило применять двигатель с меньшей мощностью и меньшей массой, что привело к улучшению массовых и стоимостных характеристик всего агрегата.

5. Использование предлагаемой зависимости перемещения поршня позволяет при изменении газовой силы в ступени в 100 раз обеспечить улучшение динамической характеристики агрегата за счет снижения амплитуды мгновенной мощности гидропривода до 3 раз по сравнению с режимом работы агрегата при постоянной скорости поршня; при этом снижается установленная мощность приводного электродвигателя до 3 раз, масса и стоимость агрегата примерно на 10.30 % и на 15 % соответственно.

6. Определено влияние предлагаемой зависимости скорости перемещения поршня на теплофизические и газодинамический процессы в КС, что выражено снижением температуры нагнетания компрессорной ступени на 12.25 К, повышением её производительности на 5.10 % и изотермического КПД - на 5.8 %; увеличение теплового потока между газом и стенками рабочей камеры составляет до 15 %; снижение утечек рабочего газа составляет до 5 %.

7. Разработан лабораторный стенд для испытаний тихоходных длинноходо-вых поршневых агрегатов с линейным гидроприводом с давлением нагнетания до 12 МПа, ходом поршня до 0,5 м, мощностью до 15 кВт.

8. Методика расчёта внедрена в учебный процесс ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет», а разработанные рекомендации по проектированию - в АО «Научно-технический комплекс «Криогенная техника».

Список литературы

1. Агурин, А. П. Передвижные компрессорные станции / А. П. Агурин. - М. : Высш. шк., 1984. - 152 с. - ISBN 5-06-000370-1. - Текст : непосредственный.

2. Алтухов, С. М. О долговечности работы мембран компрессоров / С. М. Алтухов. - Текст : непосредственный // Химическое и нефтяное машиностроение. - 1965. - №5. - С. 8-11.

3. Алтухов, С. М. Мембранные компрессоры / С. М. Алтухов, В. А. Румянцев. -М. : Машиностроение, 1967. - 128 с. - Текст : непосредственный.

4. Амосов, А. А. Вычислительные методы для инженеров / А. А. Амосов, Ю. А. Дубинский, Н. В. Копченова. - М. : МЭИ, 2003. - 596 с. - ISBN 5-7046-09198. - Текст : непосредственный.

5. Андрюшенко, А. И. Основы технической термодинамики реальных процессов / А. И. Андрюшенко. - М. :Высш. шк., 1975. - 264 с. - Текст : непосредственный.

6. Андрюшенко, О. А. Электронные программируемые реле серий EASY и MFD-Titan / О. А. Андрюшенко, В. А. Водичев. // Одесса: Одесский национальный политехнический университет, 2006. - 223 с. - ISSN 0023-1126. -Текст : непосредственный.

7. Ардашев, В. И. Исследование рабочего процесса ротационных пластинчатых компрессоров : дис. ... канд. техн. наук / В. И. Ардашев ; М-во высш. и сред. спец. образования РСФСР. Моск. ордена Ленина и ордена Трудового Красного Знамени высш. техн. училище им. Н. Э. Баумана. - М. : Изд-во МГТУ им. Баумана, 1963. - 168 с. - Текст : непосредственный.

8. Артоболевский, И. И. Теория механизмов и машин / И. И. Артоболевский. -М. : Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 640 с. - ISBN 978-5-91872-001-1. -Текст : непосредственный.

9. Атаев, С. С. Специализированный технологический транспорт в строительстве / С. С. Атаев, Б. Ф. Кулик. - Минск : Наука и техника, 1971. - 223 с. -Текст : непосредственный.

10. Баловнев, В. И. Машины для восстановления и ремонта асфальтобетонных покрытий / В. И. Баловнев, Б. А. Лифшиц. - М. : МАДИ, 1986. - 88 с. - Текст : непосредственный.

11. Бахвалов, Н. С. Численные методы / Н. С. Бахвалов. - М. : Наука, 1975. - 632 с. - Текст : непосредственный.

12. Башта,Т. М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы / Т. М. Башта. - М. : Машиностроение, 1982. - 423 с. - ISBN: 978-5-903034-88-8 - Текст : непосредственный.

13. Беляев, Н. М. Методы нестационарной теплопроводности / Н. М. Беляев, А. А. Рядно. - М. :Высш. шк., 1978. - 328 с. - Текст : непосредственный.