Разработка и исследование двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.13, кандидат наук Овсянников Андрей Юрьевич

• Овсянников Андрей Юрьевич
• кандидат наук
• 2021

Оглавление диссертации кандидат наук Овсянников Андрей Юрьевич

Оглавление

Введение

Глава I. Анализ влияния охлаждения на рабочие процессы поршневого ^

компрессора

1.1. Основные причины организации охлаждения газа в поршневом компрессоре

1.2. Сравнительный анализ преимуществ и недостатков различных систем охлаждения газа в поршневом компрессоре

1.2.1. Поверхность теплообмена

1.2.2. Коэффициент теплоотдачи

1.2.3. Температурный напор

1.3. Влияние охлаждения на рабочие процессы и потребляемую мощность компрессора

1.3.1. Процесс сжатия

1.3.2. Процесс нагнетания

1.3.3. Процесс расширения

1.3.4. Процесс всасывания

1.3.5. Анализ энергетических затрат на организацию охлаждения

1.4. Анализ влияния охлаждения на коэффициент подачи компрессора и его ^ составляющие

1.5. Анализ конструкций поршневых гибридных энергетических машин объемного действия и методов расчета их рабочих процессов

1.5.1. Поршневые машины с крейцкопфным направлением поршня

1.5.2. Поршневые машины с тронковым поршнем

1.5.3. Поршневые машины с автономным охлаждением

1.5.4. Методы расчета рабочих процессов поршневых насос-компрессоров

1.6. Выбор объекта исследования. Цели и задачи исследования

1.6.1. Выбор объекта исследования

1.6.2. Цели и задачи исследования

Глава II. Теоретическое исследование рабочих процессов двухцилиндровой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением

жидкости за счет разрежения на всасывании газа

2.1. Расчет оптимального и рационального охлаждения поршневого компрессора с учетом энергетических затрат на водяное охлаждение

2.2. Принципиальная схема машины, концептуальная модель рабочих процессов и система упрощающих допущений

2.3. Математическая модель рабочих процессов в компрессорной секции

2.4. Математическая модель рабочих процессов в насосной секции

2.5. Постановка начальных условий и особенности реализации разработанной

математической модели

Глава III. Экспериментальное исследование двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением

жидкости за счет разрежения на всасывании газа

3.1 Описание экспериментального стенда и объекта исследования

3.2 Методика измерений основных термодинамических параметров и расходов

3.2.1 Измерение мгновенного давления

3.2.2 Измерение расхода жидкости

3.2.3 Визуализация движения жидкости в системе охлаждения

3.2.4 Измерение расхода газа

3.2.5 Измерение температуры газа, жидкости и поверхности стенок цилиндра

3.2.6 Измерение частоты вращения приводного вала поршневой гибридной энергетической машины

3.2.7 Измерение потребляемой мощности электродвигателя

3.3 План экспериментальных исследований

3.4 Оценка погрешности основных измеряемых величин

3.5. Подтверждение адекватности математической модели рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением

жидкости за счет разрежения на всасывании газа

3.6 Основные результаты экспериментальных исследований

3.6.1. Температура деталей цилиндро-поршневой группы

3.6.2. Коэффициент подачи

3.6.3. Работа процессов цикла поршневого компрессора и индикаторный к.п.д

Глава IV. Параметрический анализ влияния основных конструктивных и эксплуатационных параметров на рабочие процессы и интегральные характеристики двухцилиндровой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа

4.1. Основные технические характеристики исследуемого объекта, независимые переменные и функции отклика

4.2. Анализ влияния давления нагнетания на рабочие процессы и интегральные характеристики машины

4.3. Анализ влияния угловой скорости вращения коленчатого вала на рабочие процессы и интегральные характеристики машины

4.4. Анализ величины мертвого пространства на рабочие процессы и эксплуатационные характеристики машины

4.5. Анализ влияния объемов полостей всасывания на рабочие процессы и эксплуатационные характеристики машины

4.6. Анализ влияния объемов полостей, частично заполненных жидкостью, на рабочие процессы и эксплуатационные характеристики машины

4.7. Анализ влияния расхода охлаждающей жидкости на рабочие процессы и

эксплуатационные характеристики машины

Основные выводы по работе

Список литературы

ПРИЛОЖЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка и исследование двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа»

Актуальность темы

В настоящее время поршневые компрессоры и поршневые насосы являются одними из наиболее крупных потребителей вырабатываемой энергии.

Одним из кардинальных путей повышения экономичности и эффективности их работы, а также улучшения их массогабаритных показателей является объединение их в единый агрегат, получивший название «поршневая гибридная энергетическая машина объемного действия» (ПГЭМОД).

Среди существующего многообразия поршневых гибридных энергетических машин можно выделить класс гибридных энергетических машин, в которых поршень компрессора частично выполняет также функции поршня насоса. В проведенных ранее исследованиях рассматривалась поршневая энергетическая машина, в которой подъем жидкости в рубашке охлаждения осуществлялся за счет разрежения, возникающего в процессе всасывания газа в компрессор, т.е. одним поршнем осуществляется перемещение газа и жидкости. В процессах сжатия и нагнетания газа жидкость, под действием сил тяжести, опускается в системе охлаждения.

К недостаткам данной конструкции следует отнести невысокий расход охлаждающей жидкости, обусловленный малой скоростью движения жидкости под действием массовых сил.

Таким образом, для интенсификации процессов охлаждения цилиндро-поршневой группы и компримируемого газа, представляется целесообразным разработать и исследовать новую поршневую гибридную энергетическую машину, имеющую высокий расход охлаждающей жидкости и движение жидкости в которой осуществлялось бы за счет поверхностных сил. Данному вопросу и посвящена настоящая работа.

Степень разработанности темы

Известны поршневые гибридные энергетические машины объемного действия, объединяющие в себе функции компрессора и насоса и обладающие высокими экономическими, расходными и массогабаритными показателями.

Среди данных машин известна также поршневая гибридная энергетическая машина, в которой для подъема охлаждающей жидкости используется разрежение в цилиндре машины в процессе всасывания газа, а опускание жидкости происходит под действием сил тяжести.

В данной работе, с целью повышения эффективности охлаждения цилиндро -поршневой группы и охлаждения компримируемого газа, разработана новая конструкция поршневой гибридной энергетической машины, в которой движение охлаждающей жидкости в прямом и обратном направлениях осуществляется за счет поверхностных сил, возникающих в цилиндрах машины.

Улучшение охлаждения компримируемого газа приводит к повышению к.п.д. и коэффициента подачи компрессора.

Цель исследования

Разработать и исследовать новую поршневую гибридную энергетическую машину с интенсивным движением охлаждающей жидкости в рубашечном пространстве за счет разрежения в процессе всасывания газа.

Научная новизна

1. Разработана методика определения оптимального и предельного значений показателя значений политропы процесса сжатия, исходя из максимального и нулевого значений выигрыша в индикаторной работе, определенного с учетом затрат на прокачку жидкости через рубашку охлаждения.

2. На основе основных фундаментальных законов сохранения энергии, массы, движения и состояния, записанных для компримируемого газа и охлаждающей жидкости, разработана математическая модель рабочих процессов новой поршневой гибридной энергетической машины, с движением охлаждающей жидкости за счет разрежения в процессе всасывания газа, включающая:

- расчет термодинамических параметров газа в полостях переменного и постоянного объемов в компрессорной секции;

- расчет течения газа в соединительных трубопроводах;

- расчет течения жидкости в соединительных трубопроводах;

- расчет термодинамических параметров газа и охлаждающей жидкости в полостях постоянного объема, частично заполненных жидкостью в насосной секции.

3. На основе разработанной математической модели рабочих процессов исследуемой машины проведен параметрический анализ влияния основных эксплуатационных (давление нагнетания и угловая скорость вращения коленчатого вала) и конструктивных параметров (величина мертвого объема, объемы полостей всасывания и т.д.) на рабочие процессы, энергетические и расходные характеристики.

Практическая значимость

1. На основе анализа рабочих процессов и конструкций гибридных энергетических машин, использующих для прокачки охлаждающей жидкости разрежение газа на всасывании, разработана новая высокоэффективная конструкция ПГЭМОД с движением охлаждающей жидкости за счет разрежения в процессе всасывания газа:

- Поршневой двухцилиндровый компрессор с автономным жидкостным охлаждением / Заявка на патент № 2020138070 Российская Федерация. Способ работы гидропневматического агрегата и устройство для его осуществления : заявл. 20.11.2020 / В. Е. Щерба, А. П. Болштянский, А. Ю. Овсянников, А. С. Тегжанов, Е. Ю. Носов ; заявитель ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет». - 9 с. : ил.- Поршневой двухцилиндровый компрессор с автономным жидкостным рубашечным охлаждением / Заявка на патент № 2020141842 Российская Федерация. Способ работы гидропневматического агрегата и устройство для его осуществления : заявл. 18.12.2020 / В. Е. Щерба, А. П. Болштянский, А. Ю. Овсянников, А. С. Тегжанов, Е. Ю. Носов ; заявитель ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет». - 26 с. : ил.

2. На основании разработанной принципиальной схемы разработан и создан опытный образец двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа.

3. Проведенные экспериментальные исследования позволили подтвердить работоспособность исследуемой конструкции, получить новые знания о рабочих процессах и эксплуатационных характеристиках машины и подтвердить адекватность разработанной математической модели рабочих процессов.

4. Полученные результаты по разработке и исследованию новой ПГЭМОД с движением охлаждающей жидкости за счет разрежения на всасывании газа внедрены у индустриального партнера ОмГТУ при выполнении соглашения №14.574.21.0068 «Создание перспективных конкурентно способных конструкций гибридных энергетических машин объемного действия нового типа с повышенным интенсивным теплообменом в зоне рабочих органов», а также в учебный процесс при подготовке бакалавров по направлению 13.03.03 «Энергетическое машиностроение» и магистров по направлению 13.04.03 «Энергетическое машиностроение» при чтении курсов «Объемные гидромашины и гидропередачи», «Математическое моделирование рабочих процессов компрессоров объемного действия», «Математическое моделирование рабочих процессов насосов объемного действия».

Методы исследования

В работе используются методы: математического моделирования и анализа, механики жидкости, термодинамического анализа, планирования эксперимента, оценки погрешностей и обработка результатов экспериментальных исследований.

Объекты исследования

Двухцилиндровая одноступенчатая поршневая гибридная энергетическая машина объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа.

Предметом исследования являются: рабочие процессы, энергетические и расходные характеристики двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Конструкция двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа:

- двухцилиндровая одноступенчатая поршневая гибридная энергетическая машина объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа (1. Поршневой двухцилиндровый компрессор с автономным жидкостным охлаждением / Заявка на патент № 2020138070 Российская Федерация. Способ работы гидропневматического агрегата и устройство для его осуществления : заявл. 20.11.2020 / В. Е. Щерба, А. П. Болштянский, А. Ю. Овсянников, А. С. Тегжанов, Е. Ю. Носов ; заявитель ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет». -9с.: ил.; 2. Поршневой двухцилиндровый компрессор с автономным жидкостным рубашечным охлаждением / Заявка на патент № 2020141842 Российская Федерация. Способ работы гидропневматического агрегата и устройство для его осуществления : заявл. 18.12.2020 / В. Е. Щерба, А. П. Болштянский, А. Ю. Овсянников, А. С. Тегжанов, Е. Ю. Носов ; заявитель ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет». - 26 с. : ил.).

2. Теоретические исследования, включающие:

2.1. Методику определения оптимального и предельного значений показателя значений политропы процесса сжатия, исходя из максимального и нулевого значений выигрыша в индикаторной работе, определенного с учетом затрат на прокачку жидкости через рубашку охлаждения.

2.2. Математическую модель рабочих процессов новой поршневой гибридной энергетической машины, с движением охлаждающей жидкости за счет разрежения в процессе всасывания газа, включающая:

- расчет термодинамических параметров газа в полостях переменного и постоянного объемов в компрессорной секции;

- расчет течения газа в соединительных трубопроводах;

- расчет течения жидкости в соединительных трубопроводах;

- расчет термодинамических параметров газа и охлаждающей жидкости в полостях постоянного объема, частично заполненных жидкостью в насосной секции.

3. Результаты теоретических и экспериментальных исследований двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа.

Достоверность_результатов подтверждается использованием

фундаментальных законов сохранения энергии, массы и движения, работоспособностью созданной машины и проверкой адекватности разработанной математической модели рабочих процессов.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались на конференциях: 11 международная научно-техническая конференция студентов и аспирантов НИУ МЭИ «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» (г. Москва 6.12.2017), «Наука и молодежь в 21 веке» (г. Омск, 30.11.2017 г.), 14 международная научно -техническая конференция студентов и аспирантов посвященная 90-летию Национально-исследовательского университета МЭИ «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» (г. Москва, 9.12.2020), а также на семинарах кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» ОмГТУ.

ГЛАВА I. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ОХЛАЖДЕНИЯ НА РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ

ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА

1.1 Основные причины организации охлаждения газа в поршневом

компрессоре

Эффективность работы компрессоров объемного действия характеризуется их полным КПД цпол,, который определяется формулой: цпол_ = цинд_ • цмех. • цпрш, где цинд,- индикаторный КПД, • цмех. - механический КПД и • цпр - КПД привода (электрического, гидравлического, пневматического, от ДВС и др.) [1, 37, 84, 85, 89, 92, 93, 98, 118 и др.].

Совершенство рабочих процессов, протекающих в рабочей полости машины,

N л /

определяется индикаторным КПД - т^инд = и/ ю , где Nud. и Nd - соответственно

мощность идеального и действительного (реального) компрессора.

Основная часть подводимой мощности, которая затрачивается в полном цикле машины объемного действия, приходится на процессы сжатия и нагнетания [82, 87, 90, 91, 96, 116 и др.], в связи с чем большинство исследований, которые направлены на совершенствование циклов, протекающих в компрессорных машинах объемного действия, содержат изучение именно этих процессов [112, 113, 115].

Изучение способов повышения эффективности работы компрессоров объемного действия проводится по следующим основным направлениям:

1. Повышение эффективности работы системы охлаждения компримируемого рабочего тела.

2. Снижение утечек и перетечек компримируемого рабочего тела.

3. Повышение ресурса и эффективности работы газораспределительных органов.

4. Снижение потерь мощности от колебаний газа в коммуникациях.

5. Уменьшение работы сил трения и износа в подвижных соединениях.

При этом большая часть исследований направлена на изучения методов и технических решений, направленных на совершенствование именно систем

охлаждения, поскольку температура рабочего тела и окружающих его деталей оказывает существенное влияние на эффективность работы всей машины.

В первую очередь - это возможность снижения работы, затраченной на сжатие рабочего тела, которая иллюстрируется, обычно, на индикаторной диаграмме идеального компрессора (рисунок 1.1.1).

Р

Рисунок 1.1.1 - Индикаторная диаграмма идеального компрессора:

- п, п, п - показатель политропы;

- к, к - показатель адиабаты;

1> п<к п=1

• адиабата, (3 - 4); ■ политропа, (3 - 4); . изотерма, (3 - 4");

- рн и рв - давление нагнетания и всасывания, Уи - объем, описанный поршнем

Поскольку площадь индикаторной диаграммы характеризует работу цикла, то из рисунка хорошо видно, что приближение процесса сжатия к изотермическому, которое при постоянной массе газа возможно организовать только путем отвода от него теплоты, выделяемой при сжатии, позволяет существенно снизить работу, потраченную на сжатие газа.

При обсуждении донного вопроса в отношении реального компрессора следует учитывать факторы, влияющие на целесообразность отвода теплоты сжатия от газа, и, прежде всего, такие как изменение объема и плотности сжимаемой рабочей среды и затраты энергии на собственно охлаждение. Например, для охлаждения газа путем впрыска охлаждающей жидкости в рабочую полость - это затраты энергии на ее распыливание, при рубашечном охлаждении -затраты на прокачку жидкости через полости, окружающие цилиндр и клапанную группу, при внешнем воздушном охлаждении - затраты энергии на работу вентилятора. В связи с этим, вероятно, существуют некоторые оптимальные

сочетания параметров процессов, происходящих в рабочих полостях машины, и параметров системы охлаждения.

Другой причиной необходимости применения в конструкции машин объемного действия системы отвода теплоты сжатия от газа в окружающую среду, является стремление добиться минимального мертвого пространства в рабочей полости, которое, как известно, снижает производительность и экономичность работы машины.

Как правило, в поршневых машинах для уменьшения массы возвратно -поступательно движущихся деталей (поршень, шатун) их изготавливают из легких сплавов (чаще всего - из дюралюминия), коэффициент температурного линейного расширения (КТЛР) которых значительно ниже, чем у материала цилиндров. Так, если КТЛР дюралюминиевых сплавов равен (22^24)-10-6 мм/мм-К, то у стали и чугуна, из которых изготавливают цилиндры - (10^12)-10-6 мм/мм-К. И если, например, температура этих деталей повышается после пуска при выходе на установившийся тепловой режим на величину около 50К, то при длине тела шатуна £=500 мм и расстоянии от оси поршневого пальца до поверхности днища поршня /=100 мм, при положении поршня в верхней мертвой до пуска компрессора его днище из условия безударной работы должно быть ниже торца цилиндра минимум на Л=0,3 мм (рисунок 1.1.2).

Рисунок 1.1.2 - Иллюстрация необходимости наличия мертвого пространства в связи с разным КТР деталей цилиндропоршневой группы: -а - положение поршня в ВМТ до пуска; б - то же после выхода на установившийся тепловой режим:

1. Клапанная головка. 2. Поршень. 3. Цилиндр. 4. Шатун. 5. Коленчатый вал. 6. Ось поршневого пальца

Компрессорные машины, как правило, работают на переменных режимах, температура деталей цилиндропоршневой группы постоянно изменяется, и из условий безопасной работы наличие линейного мертвого пространства (величина Л) является обязательной. В то же время, правильно организованное охлаждение цилиндропоршневой группы позволяет стабилизировать температуры ее деталей в широком диапазоне выходных параметров и минимизировать ту часть мертвого пространства, которая зависит от их температурной деформации.

В связи с изменением линейных размеров при нагреве деталей компрессора меняются и зазоры между сопрягающимися поверхностями в подшипниках коленчатого вала и поршневого пальца, зазор в ЦПГ. Последний существенно влияет на работу поршневого уплотнения, особенно в компрессорах с бесконтактным уплотнением поршня [9, 13, 94, 114, 125, 126, 127 и др.], в которых нагрев поршня в процессе пуска машины происходит гораздо быстрее, чем стенки цилиндра [8, 43, 122]. В связи с этим приходится увеличивать зазор в ЦПГ, что увеличивает утечки компримируемого газа и снижает КПД компрессора. Применение оригинальных систем охлаждения ЦПГ (см., например, [54, 79, 80 и др.]) позволяет смягчить влияние этого обстоятельства на величину исходного зазора в ЦПГ.

Еще одной причиной необходимости охлаждения компримируемого газа является широкое применение в компрессорной технике композиционных самосмазывающихся материалов в поршневом уплотнении и клапанах, что связано, прежде всего, с тенденцией расширения безмасляного сжатия газов по экологическим требованиям. В подавляющем большинстве основой таких материалов является политетрафторэтилен (торговое название «Тефлон», техническое - «Фторопласт-40») с различными добавками (кокс, графит, дисульфит молибдена и др.), [39-40, 95 и др.]. Рабочая температура этих материалов не превышает 120-160 0С, и без применения систем активного охлаждения ЦПГ таких компрессоров их работа просто невозможна.

Существуют также ограничения температуры деталей ЦПГ смазываемых компрессоров по температуре вспышки масляных паров, которая составляет для

разных сортов компрессорных масел от +216 до +260 0С [18, 19], что намного ниже, чем температура нагнетания при сжатии двухатомных газов с изменением объема в 2-3 раза. Поэтому без необходимого для снижения температуры деталей ЦПГ охлаждения смазываемые компрессоры работать не могут.

Кроме того, известно [17, 24 и др.], что с повышением температуры сталей и сплавов на основе железа они теряют свойства прочности и пластичности (см. рисунок 1.1.3).

0,кг/мм2

80 60 40 20

i Ов

От

Рисунок 1.1.3 - Типичные графики зависимости предела прочности ов и предела текучести от углеродистой стали от температуры

0 100 200 300 400 t, °С

Аналогичное явление наблюдается и в дюралюминиевых сплавах [41, 43] (рисунок 1.1.4).

Рисунок 1.1.4 - Графики зависимости предела прочности ов дюралюминиевых сплавов В95 и АК4-1 от температуры

0 100 200 300

Таким образом, чрезмерное повышение температуры деталей цилиндропоршневой группы вызывает необходимость для придания им необходимой прочности увеличивать их сечение, воспринимающее нагрузку, и тем

самым ухудшает массогабаритные характеристики машины, увеличивает ее стоимость и удельные затраты на производство сжатого газа.

Особенно важно снижать температуру клапанной плиты в зоне нагнетательных клапанов, через которые проходит газ, имеющий максимальную температуру цикла, и которые работают в тяжелых условиях, воспринимая ударные нагрузки при движении запорного элемента [12, 27]. Актуальность этого обстоятельства обостряется в случае применения клапанов, изготовленных из полимерных композиций [41, 83, 124].

Следует также стремиться к снижению температуры клапанной плиты и в зоне расположения всасывающих клапанов, так как известно [45], что снижение температуры газа, поступающего на всасывание, на каждые 3 0С приводит к росту индикаторного КПД компрессора на 1 %.

Таким образом, следует сделать вывод о том, что охлаждение компримируемого газа чрезвычайно полезно, так как положительно воздействует на основные внешние характеристики машин объемного действия и позволяет существенно увеличить общую эффективность компрессорной машины.

1.2 Сравнительный анализ преимуществ и недостатков различных систем охлаждения газа в поршневом компрессоре

Одним из наиболее эффективных способов снижения затрат энергии на производство сжатого газа в поршневом компрессоре является охлаждение сжимаемого газа. Следует отметить, что наиболее значимый эффект охлаждения газа будет достигаться при изотермическом сжатии газа [93, 98]. В данной связи экономичность работы поршневого компрессора существенно зависит от эффективности системы охлаждения. В настоящий момент времени известно 2 способа охлаждения сжимаемого газа в цилиндре поршневого компрессора внешнее и внутреннее [5]. Внешнее охлаждение является рекуперативным теплообменом, представляющим собой передачу тепла от сжимаемого газа в цилиндре компрессора к охлаждающей среде через стенку цилиндра.

Охлаждающей средой в данном случае, как правило, выступают воздух (воздушное охлаждение) и вода (жидкостное охлаждение). Вторым способом охлаждения сжимаемого газа является впрыск жидкости непосредственно в сжимаемый газ [116]. Следует отметить, что каждый из способов охлаждения имеет свои преимущества и недостатки, однако, для оценки эффективности применения рассматриваемых систем охлаждений следует установить зависимости среднего теплового потока от параметров системы охлаждения, а также провести анализ и сравнение данных зависимостей.

При охлаждении ступени поршневого компрессора независимо от конструктивного исполнения и особенностей работы системы охлаждения, эффективность последней оценивается количеством отводимой теплоты от сжимаемого газа. Следует отметить, что эффективность использования любой из систем охлаждения может быть оценена средним тепловым потоком, проходящим через теплообменную поверхность, который может быть определен по уравнению, записанному в интегральном виде:

Q = aF(Тгaз-Т0XЛ) (1.2.1)

где а - коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности теплообмена в рабочей камере компрессора;

Б - площадь поверхности теплообмена;

(Тгаз — Т0хл) - температурный напор;

Тгаз - температура газа в полости компрессора;

Т0хл - температура охлаждающей поверхности.

Таким образом, эффективность системы охлаждения определяется 3-мя факторами:

1. Площадью поверхности теплообмена;

2. Коэффициентом теплоотдачи;

3. Температурным напором.

В данной связи необходимо последовательно рассмотреть каждый фактор, влияющий на средний тепловой поток при различных способах охлаждения рабочей камеры компрессора.

В качестве объекта анализа выберем поршневой одноступенчатый компрессор. Рассмотрим последовательно факторы, влияющие на средний тепловой поток в камере поршневого компрессора.

1.2.1 Поверхность теплообмена

Перед рассмотрением влияния различных факторов на эффективность системы охлаждения примем систему допущений:

- рабочее тело представляет собой идеальный газ;

- теплообмен рабочего тела со стенками рабочих камер компрессорной секции, а также каплями впрыснутой жидкости осуществляется только конвекцией и описывается гипотезой Ньютона-Рихмана;

- при впрыске жидкости в рабочую полость цилиндра капли неиспаряемые и статичные.

Для случая внешнего охлаждения рабочей камеры компрессора как жидкостного, так и воздушного максимальная внутренняя площадь поверхности теплообмена рабочей камеры определится из выражения [92]:

пй2

+ (1.2.2)

где D - диаметр цилиндра;

Би - ход поршня.

Следует отметить, что в поршневом компрессоре соотношение хода поршня к его диаметру находится в пределах от 0,5 до 1,5 [87]. На начальном этапе оценки эффективности различных систем охлаждения примем соотношение хода поршня к его диаметру равным 1. В данной связи выражение запишется в следующем виде:

Р1=3п-2 (1.2.3)

В случае внутреннего теплообмена (впрыска жидкости) внутренняя поверхность рабочей камеры компрессора оказывает слабое влияние на тепловой поток. В данном случае тепловой поток направлен к жидкости, распыленной в рабочей камере [88]. Площадь поверхности теплообмена при этом определится как

¥г = 4 пг2Ы (1.2.4)

где г - радиус капель распыленной жидкости; N - количество капель.

Количество капель жидкости, находящейся в рабочей камере компрессора, определится из выражения:

N = М\ (1.2.5)

3/4пг3рж у 7

где Мж - масса распыленной жидкости; рж - плотность жидкости.

Следует отметить, что оптимальная масса распыленной жидкости зависит от массы газа, всасываемого в рабочую полость компрессора, которая для поршневого компрессора определится как

П02

Мг = —^рвс (1.2.6)

где рвс - плотность всасываемого газа.

С учетом оптимального соотношения массы жидкости и массы газа й0пт = Мж/ Мг площадь поверхности теплообмена при впрыске жидкости в конечном итоге определится из выражения

Р _ 4п-Р ^РвАпТ ^ 2 уч

2 = 3грж ( .. )

Оценить эффективность использования той или иной системы охлаждения по поверхности теплообмена можно с помощью введения коэффициента поверхности теплообмена кр. В данном случае необходимо соотнести площадь внутренней поверхности теплообмена жидкостной системы охлаждения и системы впрыска к внутренней поверхности теплообмена в случае воздушной системы охлаждения. Необходимо отметить, что при жидкостном и воздушном охлаждении внутренние поверхности теплообмена поршневого компрессора одинаковы, таким образом, кр=1. При сопоставлении поверхностей теплообмена впрыска и воздушного охлаждения данный коэффициент можно определить по выражению:

кР=^ = 8ДРвАпт (1.2.8) * 9грж у 7

Анализируя данное выражение можно отметить следующее. Коэффициент кр в случае воздушного компрессора будет слабо зависеть от плотности всасываемого воздуха, в связи с незначительными отклонениями от среднего значения плотности атмосферного воздуха равного 1,25 кг/м3. Другие критерии, входящие в полученное выражение, будут вносить существенное влияние на коэффициент кр, и как следствие, на средний тепловой поток, проходящий через рабочую камеру компрессора.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Овсянников Андрей Юрьевич, 2021 год

От источника газа

15

К потребителю жидкости

Рисунок 1.5.7 - Одна из возможных схем двухступенчатого насос-компрессора с

тронковым дифференциальным поршнем: 1. Картер. 2. Шатун. 3. Поршневой палец. 4. Дифференциальный поршень. 5 и 6. Полость 1-й и 2-й газовой ступени. 7 и 8. Цилиндры 1-й и 2-й ступени. 9 и 10. Рубашки охлаждения. 11. Насосная полость. 12 и 13. Всасывающий и нагнетательный жидкостные клапаны. 14. Теплообменник. 15. Поршень насосной полости. 16 и 17. Всасывающий и нагнетательный газовые клапаны 1-й ступени. 18. Теплообменник. 19 и 20. Всасывающий и нагнетательный клапаны 2-й газовой ступени. 21. Антифрикционная втулка. 22. Цилиндр насосной полости

При этом газ всасывается в первую ступень 5 через клапан 16, сжимается в ней до низкого давления (например, до 4-6 бар) и нагнетается через клапан 17 в теплообменник 18, который одновременно служит ресивером. Охлажденный в теплообменнике 18 газ через клапан 19 всасывается во вторую ступень 6, дожимается в ней до высокого давления (например, до 20-25 бар) и направляется через клапан 20 потребителю.

Одновременно при возвратно-поступательном движении поршня 4 и его части, представляющей собой поршень 15, происходит всасывание жидкости через клапан 12 в рубашку 10 и в полость 11. Там жидкость сжимается и нагнетается через клапан 13 в теплообменник 14, где она охлаждается и затем поступает в рубашку 9, откуда истекает к потребителю жидкости.

В процессе течения жидкости через рубашки 10 и 9, она отнимает теплоту от стенок цилиндров 7 и 8, которая предается им от газа при его сжатии, и снижает температуру стенок. Это приводит к интенсивному отводу теплоты сжатия от газа, снижению политропы процесса сжатия и повышению КПД рабочих циклов, протекающих в ступенях 5 и 6.

Кроме того, при движении поршня 4 вверх, сжатая жидкость попадает в зазор между поршнем ступени 6 и цилиндром 8, создавая в этом зазоре гидравлический затвор, через который невозможны утечки газа из ступени 6 в процессе сжатия-нагнетания. При ходе поршня 4 вниз, в связи с высокой вязкостью и плотностью жидкости, величина разрежения в ступени 11 существенно больше, чем в ступени 6, где происходит всасывание газа, в связи с чем жидкость, поступившая в процессе сжатия-нагнетания в зазор между поршнем ступени 6 и цилиндром 8, истекает назад, в полость ступени 11.

Аналогичные процессы происходят и между полостью ступени 11 и полостью ступени 5 - при сжатии-нагнетании жидкости в ступени 11 она проникает в зазор между поршнем 15 и направляющей втулкой 21 и образует гидрозатвор, а при всасывании жидкости - возвращается в полость ступени 11.

1.5.3 Поршневые машины с автономным охлаждением

К насос-компрессорам следует также отнести группу поршневых машин, в которых движение охлаждающей жидкости осуществляется не за счет изменения объема, в котором она находится, а за счет сил инерции, возникающих при движении поршня, или колебаний в нагнетательном или всасывающем тракте.

Впервые такой способ продемонстрирован в техническом решении [82] (рисунок 1.5.8).

21

22

4 5 6 7 8 9 10 11 19

Рисунок 1.5.8 - Схема поршневого насос-

компрессора:

I. Бак. 2. Теплообменник.

3. Картер.

4. Нагнетательный клапан.

5. Кольцевая полость насоса. 6 и 7. Наружные и внутренние ребра. 8. Шток.

9. Полость поршня.

10. Отверстия.

II. Полость картера.

12. Всасывающий клапан.

13. Цилиндр. 14. Наружная гильза поршня. 15. Крышка поршня. 16 Внутренняя гильза поршня. 17. Восходящий поток капель жидкости.

18. Конденсат жидкости.

19. Эластичная трубка.

20. Компрессорная полость.

21. Всасывающий клапан.

22. Нагнетательный клапан

При возвратно-поступательном движении поршня легко испаряемая жидкость (например, вода, спирт, хладон) увлекается в виде брызг лабиринтными выступами гильз поршня и попадает на оребренную поверхность крышки поршня, где она испаряется, отводя от крышки теплоту, полученную при сжатии газа в компрессорной полости. Пары жидкости конденсируются на внутренней поверхности гильзы 16. Эта гильза охлаждается путем теплопроводности от ребер 7, которые двигаются вместе с поршнем с минимальным зазором относительно ребер 6. Ребра 6 отводят теплоту в жидкость, находящуюся в насосной полости 5. В этой полости находится эластичная трубка 19, объем которой пульсирует из-за пульсации давления в нагнетательном тракте компрессора. При изменении объема

трубки жидкость в насосной полости с помощью клапанов 4 и 12 прокачивается через теплообменник 2, отдавая теплоту в окружающую среду.

В конструкции, описанной в [60, 71], автономное охлаждение компрессорной полости осуществляется за счет колебаний давления в полсти нагнетания компрессора (рисунок 1.5.9).

12

I

Рисунок 1.5.9 - Схема поршневого насос-компрессора с автономным жидкостным охлаждением:

1. Цилиндр. 2. Рубашка охлаждения. 3. Поршень.

4. Рабочая полость компрессора.

5. Нагнетательный клапан.

6. Полость нагнетания.

7. Полость всасывания.

8. Всасывающий клапан.

9. Газовый канал. 10. Обратный клапан. 11 и 15. Полость. 12 и 16. Охлаждающая жидкость. 13. Внешний теплообменник. 14. Обратный клапан. 17. Отверстие

15 16

17

В процессе нагнетания давление сжатого в полости 6 газа и соединенной с ней каналом 9 полости 11 повышается выше давления потребителя, что приводит к закрытию клапана 14, открытию клапана 10 и вытеснению жидкости 12 через рубашку охлаждения 2 в полость 15, где уровень жидкости 16 вырастает, и давление в полости 15 повышается. После окончания процесса нагнетания, давление в полости 11 снижается до давления потребителя, и так как давление в полости 15 стало выше, чем давление потребителя, клапан 14 открывается, и жидкость 16 выталкивается через теплообменник 13, где она охлаждается, в полость 11. Затем процесс повторяется. Эта схема машины была исследована в

работе [34] и показала высокую работоспособность и эффективность.

На рисунке 1.5.10 изображена схема машины, в которой для прокачки жидкости через систему охлаждения задействованы одновременно колебания давления в полости всасывания и изменение давления в картере [62].

10 ' 9

12 13 14 15

Рисунок 1.5.10 - Схема насос-компрессора с комбинированной системой прокачки охлаждающей жидкости:

1. Коленчатый вал.

2. Картер.

3. Полость картера.

4. Клапан.

5. Шатун.

6. Рубашка охлаждения.

7. Цилиндр. уч 8. Поршень.

1|[ 9. Поплавок-затвор. V 10.Канал с теплообменником.

11 и 14. Всасывающий и нагнетательный клапаны.

12 и 14. Полости всасывания и нагнетания.

13. Рабочая полость.

16. Отверстие.

17. Теплообменник.

18. Емкость.

19. Полость с охлаждающей жидкостью.

20. Отверстие.

21. Гибкая пластина.

Система охлаждения машины работает следующим образом.

При ходе поршня 8 вниз (процесс всасывания газа) давление в полости 12 падает ниже атмосферного, а в полостях 3 и 19 поднимается выше атмосферного. Под действием суммы возникшего общего перепада давления между этими полостями жидкость 19 движется через теплообменник 17, рубашку 6 и теплообменник 10, отнимая теплоту от цилиндра 7. Поплавок-затвор 9 при этом поднимается, и, дойдя до перегиба теплообменника 10, останавливается, не допуская попадания жидкости в газовую полость всасывания 12.

8

3

При подходе к положению НМТ поршень 8 своей юбкой нажимает на пластину 21, открывая клапан 4, в результате чего происходит сброс давления в полостях 3 и 19 до атмосферного давления, и движение охлаждающей жидкости останавливается. Затем поршень 8 приходит в положение НМТ, открывая отверстие 16, полость 13 сообщается через него с атмосферой, и через это отверстие в полость 13 начинает течь газ, пополняя цилиндр и компенсируя сопротивление всасывающего тракта в процессе всасывания.

В начале хода поршня 8 вверх, клапан 11 закрывается, давление в полости 12 восстанавливается до давления всасывания, перепад давления между полостями 12 и 19 полностью исчезает, и жидкость в системе охлаждения под действием гравитационных сил течет назад, в полость 19 в течение всего времени протекания процесса сжатия-нагнетания газа.

В других вариантах конструкций, описанных в [62], в системе охлаждения используются гидравлические диоды и клапаны, позволяющие организовать круговое движение жидкости по контуру и повысить эффективность процесса передачи отнятой у цилиндра теплоты в окружающую среду (рисунок 1.5.11).

В конструкции, изображенной на рисунке 1.5.11« в емкости 18 за счет работы диодных блоков 25 и 26 осуществляется активное перемешивание охлаждающей жидкости, что повышает эффективность системы охлаждения. Происходит это следующим образом.

При движении жидкости в обратном направлении (из рубашки 6 в емкость 18), ее поток делится надвое: большая часть течет по теплообменнику 23, в котором блок гидродиодов стоит в «прямом» направлении и оказывает минимальное сопротивление течению, а меньшая часть - по теплообменнику 24, в котором блок гидродиодов стоит в «обратном» направлении и оказывает максимальное гидравлическое сопротивление.

9 --2£1

12 13 14 15

2 1

а)

б)

Рисунок 1.5.11 - Схема насос-компрессора с комбинированной системой прокачки

жидкости с использование гидродиодов (а) и самодействующих обратных клапанов

(б):

23. Теплообменник обратного потока. 24. Теплообменник прямого потока.

25. Блок гидродиодов обратного потока. 26. Блок гидродиодов прямого потока.

27. Канал прямого потока. 28. Теплообменник канала обратного потока.

29. Обратный клапан прямого потока. 30. Обратный клапан обратного потока.

Остальные обозначения см. на рисунке 1.5.10

При этом в емкости 18 потоки смешиваются, но в целом наблюдается течение жидкости слева направо.

При движении жидкости в прямом направлении (из емкости 18 в рубашку 6), расход жидкости вверх через теплообменник 24 существенно превышает расход через теплообменник 23 по вышеописанной причине.

Таким образом, в целом за цикл колебательного течения жидкости в системе охлаждения, наблюдается круговое течение, что способствует наиболее эффективному процессу отвода теплоты от цилиндра.

В схеме, изображенной на рисунке 1.5.116 круговое движение осуществляется за счет работы обратных самодействующих клапанов 29 и 30, она была исследована в работе [96] и показала высокую работоспособность и эффективное охлаждение деталей ЦПГ.

Периодическое изменение параметров течения газа во всасывающем трубопроводе использовано также в техническом решении [64] (рисунок 1.5.12 и 1.5.13).

Рисунок 1.5.12 - Схема насос-компрессора с автономным охлаждением за счет колебаний давления в сужении всасывающего трубопровода -в процессе нагнетания (а) и в процессе всасывания (6):

I. Цилиндр. 2. Поршень. 3. Полость сжатия газа. 4 и 5. Всасывающий и на гнетательный клапаны. 6 и 7. Полость всасывания и нагнетания. 8 и 9. Линии всасывания и нагнетания. 10. Рубашка охлаждения.

II. Теплообменник. 12. Сужение всасывающего трубопровода. 13. Ограничитель. 14 и 15. Каналы. 16. Винтовой выступ цилиндра.

В конце процесса нагнетания газа (рисунок 1.5.12а) всасывающий клапан 4 закрыт, движения газа в линии всасывания 8 нет, давление в сужении 12 и полости 6 равно давлению источника газа, и жидкость рубашке 10 неподвижна, т.к. не испытывает перепада давления.

В процессе всасывания (рисунок 1.5.126) происходит движение газа во всасывающем тракте, его давление в зоне сужения 12 становится существенно ниже давления источника и давления в полости 15, в связи с чем на жидкости, находящейся в рубашке 10 появляется перепад давления, она поднимается по теплообменнику 11 и, увлекаемая потоком газа движется к каналу 15 и далее сливается в рубашку 10, образуя, таким образом, круговое движение по системе охлаждения. Отнятая от цилиндра 1 в процессе этого движения теплота отводится в окружающую среду в теплообменнике 11. Наличие спиралевидного выступа 16 интенсифицирует процесс теплопередачи.

По окончании процесса всасывания клапан 4 закрывается, и движение газа в линии всасывания прекращается, давление газа в линии всасывания становится равным давлению источника, перепад давления на жидкости, находящейся в рубашке 10 исчезает, и жидкость под действие гравитационных сил приходит в исходное состояние, изображенное на рисунке 1.5.12а.

В конструкции, изображенной на рисунке 1.5.13, в качестве механизма, прокачивающего жидкость по контуру охлаждения, используется насос мембранного типа, работающий также за счет колебаний давления газа во всасывающем трубопроводе, что позволяет полностью исключить возможность попадания охлаждающей жидкости в камеру сжатия компрессора.

Однако по сравнению с предыдущим вариантом, очевидно, что абсолютная величина амплитуды колебания здесь должна быть выше, т.к. появляются силы инерции, связанные с массой подвижных частей (пружина, мембрана, запорные элементы клапанов).

8 23 12 14 18 17 4 6 5 7 9 8 23 12 14 17 16 4 6 5 7 9

Рисунок 1.5.13 - Схема насос-компрессора с автономным охлаждением за счет колебаний давления в сужении всасывающего трубопровода -в процессе нагнетания (а) и в процессе всасывания (б):

17. Мембрана. 18. Пружина. 19. Жидкостная подмембранная полость. 20. Всасывающий жидкостный клапан. 21. Нагнетательный жидкостный клапан. 22. Сапун. 23. Надмембранная газовая полость. Описание остальных позиции см. на рисунке 1.5.12

Аналогичное вышеописанному техническое решение по организации автономного охлаждения ЦПГ за счет колебаний давления во всасывающей магистрали показано в техническом решении [65] (см. рисунок 1.5.14).

В этой конструкции колебания давления в полости всасывания приводят к возвратно-поступательному движению (прогибу) мембраны 14, что вызывает изменение объема полостей 11 и 15, которое за счет наличия клапанов 9 и 10 приводит к прокачке охлаждающей жидкости через рубашку цилиндра (рисунок 1.5.14а), и передаче теплоты, отнятой от цилиндра, в окружающую среду через теплообменники 8 и 16.

а)

Рисунок 1.5.14 - Схемы насос-компрессора с автономным охлаждением за счет колебания на всасывании при использовании мембранного блока,

установленного над крышкой газовых клапанов (а) и сбоку на стенке цилиндра

(6):

I. Цилиндр. 2. Рубашка охлаждения. 3. Поршень. 4. Камера сжатия.

5 и 6. Всасывающий и нагнетательный клапаны. 7. Полость всасывания.

8. Теплообменник. 9 и 10. Всасывающий и нагнетательный жидкостные клапаны.

II. Надмембранная жидкостная полость. 12. Груз. 13. Резервный бак.

14. Мембрана. 15. Подмембранная газовая полость. 16. Теплообменник.

17. Канал. 18. положение днища поршня в положении НМТ

Масса груза 12 подбирается таким образом, чтобы частота собственных колебаний мембраны совпадала или была кратной частоте движения поршня, что увеличивает амплитуду ее колебания. В источнике [65] имеется описание мембранного блока, в котором имеется возможность ручного регулирования (настройки) собственной частоты колебания мембраны, а также устройства, позволяющего автоматически изменять жесткость мембраны в зависимости от величины давления нагнетаемого газа. То же самое относится и к конструкции, изображенной на схеме рисунок 1.5.146, однако здесь колебания давления в подмембранной полости, вызывающее колебания самой мембраны, достигается за

счет изменения в ней давления при подходе поршня к положению НМТ в процессе всасывания, когда камера сжатия соединяется с этой полостью.

Во всех вышеописанных конструкциях работа системы охлаждения происходит при сравнительно высокой частоте срабатывания, равной частоте возвратно-поступательного движения поршня, что может вызвать трудности в изготовлении чрезвычайно малоинерционных самодействующих клапанов. Попытка избавиться от этого недостатка продемонстрирована в конструкции, описанной в [67] (рисунок 1.5.15).

Рисунок 1.5.15 - Схема насос -компрессора с автономным охлаждением ЦПГ:

I. Цилиндр. 2. Рубашка охлаждения. 3. Поршень. 4. Камера сжатия компрессора. 5. Газовый всасывающий клапан. 6. Полость всасывания. 7. Теплообменник. 8. Регулятор потоков. 9. Жид-костная полость. 10. Массивный поплавок.

II. Стержень-ограничитель. 12. Пружина. 13. Сквозное отверстие. 14. Золотник. 15. Отверстие. 16. Фиксатор. 17. Канал. 18. Герметичная емкость. 19. Воздушный колпак. 20. Полость. 21. Обратный клапан. 22. Полость нагнетания газа. 23. Нагнетательный газовый клапан. 24. Теплообменник. 25. Упор

Работа этой машины основана на накоплении жидкости, перекачиваемой из емкости 18 через рубашку 2 в полость 9, и последующем ее «сбросе» обратно при подъеме поплавка 10 на определенную величину. Движение жидкости в

полость 9 происходит во время процесса всасывания, и в камере 4 имеет место низкое давление. Между этим давлением и давлением в колпаке 19 образуется перепад, под действием которого жидкость поднимается в полость 9. При этом в колпаке 19 ход от хода давление понижается, и когда стержень 11 сдвигает золотник 14 вверх, открывается отверстие 15, давление над поплавком становится равным атмосферному, и жидкость движется назад в емкость 18. При ходе поплавка вниз он упором 25 сдвигает золотник вниз, и цикл повторяется. Количество жидкости, прошедшее через рубашку 2 за один цикл, зависит от соотношения емкостей рубашки и полости 9. В техническом решении [67] описаны также и другие варианты этой машины, в том числе - с применением гидродиодов в схеме движения жидкости и простейшего электромеханического управления работой регулятора 8.

Использование колебаний давления в полости всасывания для охлаждения ЦПГ в одноступенчатой машине с дифференциальным поршнем показано в [69] (рисунок 1.5.16).

Рисунок

1.5.16 одноступенчатого компрессора с охлаждением

Схема насос-автономным и

19

дифференциальным поршнем:

1. Цилиндр. 2. Дифференциальный поршень. 3. Рубашка охлаждения. 4. Верхняя камера сжатия. 5, 16, 6 и 17. Всасывающий и нагнетательный клапаны. 7 и 12. Теплообменник.

8 и 15. Полости всасывания. 9 и 14. Всасывающие патрубки. 10 и 19. Нагнетательные патрубки. 11 и 18. Полости нагнетания. 13. Нижняя камера сжатия.

Работа системы охлаждения ЦПГ этой машины основана на том, что при возвратно-поступательном движении поршня 2 над слоем жидкости, находящимся в теплообменниках 7 и 12, периодически возникает перепад давления,

обусловленный величиной давления в полостях всасывания 8 и 15. Например, при ходе поршня 2 вверх давление в полости 15 ниже, чем в полости 8, и жидкость перемещается через рубашку 3 снизу-вверх, а при ходе поршня 2 вниз, происходит обратная картина. В связи с этим жидкость в рубашке 3 практически находится в постоянном движении, и, затекая в теплообменники 7 и 12, она отдает теплоту, отнятую у цилиндра, в окружающую среду.

1.5.4 Методы расчета рабочих процессов поршневых насос-компрессоров

В последние десятилетия в компрессоростроении утвердились методы расчета рабочих процессов, протекающих в полостях компрессоров объемного действия. основанных на методе контрольных объемов и уравнений первого закона термодинамики для тела с переменной массой, уравнений сохранения массы и уравнения состояния, уравнения Ньютона-Рихмана для расчета теплообмена между стенками объемов и рабочим телом, уравнений теплопроводности, уравнений динамики запорных органов, уравнений расхода [6, 9, 84, 88, 89, 92, 94, 100, 105, 113, 115, 118 и др.]. При этом для каждого выделенного контрольного объема, который является открытой термодинамической системой, записываются следующие уравнения:

N N

dU = dQ - dLK imdMm iadMa - уравнение первого закона термодинамики

i=1 i=1

для тела (газа) с переменной массой, где dU - изменение внутренней энергии газа; dQ - тепловой поток между газом и стенками контрольного объема, dQ = аДт) •

(7V Тст) ' fi '

где ; dLK = pt ■ dVK - работа газа при расширении его объема (или

dr - изменение

S ( — \

совершенная над газом при его сжатии); dVK = Fu— a Sin(p+—Sin2p

2 v 2 у

объема компрессорной полости за время dr при использовании кривошипно-шатунного механизма (Fn - площадь поршня, ю - угловая скорость, ф - угол

поворота коленчатого вала), ini 5 ioi - соответственно энтальпия присоединяемой и

отсоединяемой массы газа; fi - площадь поверхности теплообмена; аг -коэффициент теплоотдачи; Тст - средняя температура поверхности теплообмена; Т(г) - текущая температура газа в компрессорной полости; а/ = •

dn

Ёи{<р) = + B; 1~е(^), Ш(<р) - числа Рейнольдса и Нуссельта; А, х и В -

постоянные коэффициенты, полученные экспериментальным путем; ^ -характерный размер; 1(Т) - коэффициент теплопроводности газа;

п1 п 2 „1 „ 2

dM = ^ dMm <ЖШ; ^ dMш и ^ ёИ01 - присоединяемая и отсоединяемая масса

/=1

/=1

г=1

г=1

газа; п1 и „2 - число источников присоединяемой и отсоединяемой массы газа; массовые расходы через отверстия и открытые клапаны:

dM = ¡i ■ f

- 2 k+1

2k k Л ^ k

, , РоРо k-1 —

ч Ро J 4 Ро )

■ dt

(докритическое

истечение)

И dM = ц ■ f

■ J\

-— Р0— I 1 • dг(критическое истечение); и - коэффициент

к +1 ^ к +1)

расхода; /- площадь проходного сечения клапана или отверстия; рс - давление в полости, из которой происходит истечение; ро - давление полости, в которую происходит истечение; р0 - плотность газа в полости, в которую происходит истечение; f = ш1т; dKЛ - диаметр запорного элемента клапана; Ит - высота подъема запорного элемента, определяется путем решения уравнения динамики

запорного элемента m

d2 h

2 = Fz - Fnp - Fc - Fg; mnp - приведенная масса движущихся

dt

элементов, Fz - газовая сила, действующая на запорный элемент, Fnp - сила пружины, F - сила сопротивления движению, F - сила тяжести; уравнения

состояния p = (k -и pV=MRT . Расходы через щели уплотняющих устройств

определяются как расход ламинарного потока в соответствии с работами [9, 26, 94, 102 и др.].

2

Таким образом, при расчете процессов, протекающих в контрольных объемах компрессора, используется система уравнений:

(1.5.1)

с1и = с10 - с1Ь + У2 аы - У2 с1Ы

к т П2 ¿ш^ о ог

2=1 г=1

щ щ (1.5.2)

аы = уаыт -Ум

2=1 2=1

Р = (к - 1)и/у (1.5.3)

а2 и

тпр ^Т = ^ - КР - - ^ (1.5.4)

которая позволяет определить текущие значения давления и температуры в выделенных контрольных объемах.

В работе [13] отмечается, что наиболее приемлемой методикой расчета рабочих процессов, протекающих в насосе объемного действия, который сопряжен с компрессором объемного действия одним рабочим органом, является схема расчета, в которой цикл насоса делится на четыре процесса: сжатия, нагнетания, обратного расширения и всасывания (см. также [106]).

Для расчета параметров жидкости в процессе сжатия используется система уравнений:

, (155)

р, = р- + „ 7; (155)

N1 щ

К у - У (1.5.6)

N1,2

N1,2

2=1

Ум,,

у,- ' (1.5.7)

2=1

<

<

которая для процесса расширения имеет аналогичный вид, но приращения давления имеют отрицательный знак.

Для расчета параметров жидкости в процессах нагнетания и всасывания применяют уравнение Бернулли с учетом вязкости жидкости. При этом производится выбор двух характерных сечений, выражают давление в одном из сечений, и, подставляя его значение в уравнение для второго сечения, определяют в нем давление жидкости.

Для определения величины потерь по длине используется уравнение Дарси-Г V2

Вейсбаха: = ,в котором X- коэффициент потерь на трение по длине

/ -диаметр потока; V/ -скорость движения жидкости.

V2

Для расчета местных потерь применяется формула Дарси: ; = %}— , где

2 £

- коэффициент местного сопротивления, зависящий от типа сопротивления и режима течения жидкости.

а

Инерционные потери вычисляются по формуле ЛАЖ. = I.— , в которой а/ -

' ' £

ускорение жидкости в /-тый момент времени, которое равно, например, ускорению поршня при расчете параметров жидкости в насосной полости.

Особое место при расчете процессов, протекающих в контрольных объемах насос-компрессора, занимает их сращивание в зоне поршневого уплотнения.

При использовании контактных уплотнений (например, типа кольцевых, манжетных, или мембранного типа, см. рисунок 1.5.4) перетечками между компрессорной и насосной полостями можно пренебречь, и производить расчеты отдельно для компрессорной и насосной полостей.

В том случае, если в конструкции ЦПГ применяется бесконтактное уплотнение, сращивание следует производить с учетом массообмена между этими полостями, как это сделано, например, в работе [13], где с этой целью приравниваются объемные расходы потоков жидкости и газа, попавших в зону уплотнения. Для производства расчета уплотнение разбивается на характерные участки, через их условное «начало» и «конец» проводятся сечения, которые используются для составления уравнений Бернулли для каждого участка,

производится запись системы этих уравнений, решение которой в работе [13] представлено в аналитическом виде.

1.6 Выбор объекта исследования. Цели и задачи исследования

1.6.1 Выбор объекта исследования

Проведенный анализ конструкций поршневых гибридных энергетических машин и рабочих процессов поршневых компрессоров, насосов объемного действия и гибридных энергетических машин позволил установить, что класс гибридных энергетических машин, работающих за счет разрежения на всасывании, является одним из наиболее эффективных, т.к. обладает достаточно высокой эффективностью охлаждения жидкости, не требует значительных конструктивных изменений и не имеет механических насосов для организации жидкостного охлаждения, что существенным образом повышает надежность машины.

Представляется целесообразным использовать разрежение на всасывании для прокачки жидкости в прямом и обратном направлении (в прямом - через рубашку охлаждения, а в обратном через теплообменный аппарат) с целью повышения скорости движения жидкости в рубашечном пространстве и увеличения отвода теплоты охлаждающей жидкости, что приводит к увеличению индикаторного к.п.д. и коэффициента подачи компрессора.

На рисунке 1.6.1. представлена принципиальная схема одноступенчатой двухцилиндровой гибридной энергетической машины, в которой движение жидкости осуществляется за счет разрежения на всасывании в левом и правом цилиндрах.

Компрессор содержит левый 1 и правый 2 цилиндры с всасывающими 3 и 4 и нагнетательными 5 и 6 клапанами, соединяющими рабочие полости 7 и 8 цилиндров 1 и 2 через полости всасывания 9 и 10 и общую полость нагнетания 11 с источником и потребителем газа, причем цилиндры 1 и 2 имеют общую жидкостную рубашку 12 охлаждения и поршни 13 и 14, соединенные с механизмом

привода, содержащим коленчатый вал с первой и второй опорными и шатунными шейками, находящимися в противофазе одна относительно другой (на чертеже условно не показаны). Всасывающие полости 9 и 10 обоих цилиндров 1 и 2 соединены с первой 15 и второй 16 герметичными емкостями, частично наполненными жидкостью. Первая емкость 15 имеет всасывающий 17 и нагнетательный 18 клапаны, соединенные каналами 19 и 20 с жидкостной рубашкой охлаждения 12, которая соединена со второй емкостью 16 каналом 21.

15 18 17 28 9

5 1 6 23

Рисунок 1.6.1. Принципиальная схема одноступенчатой двухцилиндровой гибридной энергетической машины, в которой движение жидкости осуществляется за счет разрежения на всасывании в левом и правом цилиндрах.

Каждая из полостей всасывания 9 и 10 левого 1 и правого 2 цилиндра соединена с источником газа через каналы 22 и 23, на которых установлены регулируемые гидравлические сопротивления 24 и 25, выполненные в данном примере, в виде вентилей.

Всасывающий клапан 17 первой герметичной емкости 15 соединен с рубашкой охлаждения 12 через канал 19, а нагнетательный клапан 18 этой емкости соединен через канал 20 и теплообменник 26 с нижней частью второй герметичной емкости 16, и через эту емкость - с рубашкой охлаждения 12 по каналу 21.

Верхняя часть емкости 16 соединена с полостью 10 через канал 27. Верхняя часть емкости 15 соединена с полостью 9 через канал 28.

Компрессор работает следующим образом.

При возвратно-поступательном движении поршней 13 и 14, положение которых смещено на 180 градусов, происходит изменение объема полостей 7 и 8, в результате чего газ всасывается через клапаны 3 и 4, сжимается и нагнетается через клапаны 5 и 6 в полость нагнетания 11 и далее поступает потребителю.

В процессе всасывания, происходящем в полости 7 левого цилиндра 1, когда поршень 13 идет вниз, в связи с наличием гидравлического сопротивления вентиля 24, давление в полости 9 падает ниже давления всасывания, что приводит к снижению давления в емкости 15.

В это же время в полости 8 происходит сжатие и нагнетание газа (поршень 14 идет вверх), всасывающий клапан 4 закрыт, и в полостях 10 и емкости 16 давление газа равно давлению всасывания, т.к. в нее происходит натекание газа через вентиль 25, который при низкой скорости течения не оказывает существенного гидравлического сопротивления.

Под действием образовавшейся разности давлений между емкостями 15 (в ней давление ниже) и 16 (в ней давление выше) жидкость через канал 21 и рубашку охлаждения 12, открытый клапан 17 (клапан 18 закрыт) течет в емкость 15, отнимая у стенок цилиндров 1 и 2 теплоту, полученную ими от газа при его сжатии.

В следующем цикле, когда поршень 13 идет верх, а поршень 14 вниз, клапан 3 закрыт, давление в полости 9 в связи с натекающим газом из канала 22 становится равным давлению всасывания, поскольку скорость течения газа низкая, и вентиль 22 практически не оказывает сопротивления его течению. В то же время, при движении поршня 14 вниз из-за сопротивления вентиля 25 давление газа в полости

10 и емкости 16 падает ниже давления всасывания. При этом возникает перепад давления между емкостями 15 (в ней давление выше) и 16 (в ней давление ниже), в результате чего клапан 16 открывается, клапан 17 закрывается, и жидкость из емкости 15 через канал 20 и теплообменник 26, где полученная ранее от цилиндров 1 и 2 теплота рассеивается в окружающую среду, перетекает в емкость 16.

Затем цикл работы повторяется.

Таким образом, возникает круговое течение жидкости в системе охлаждения из емкости 15 по каналу 20, через теплообменник 26, емкость 16, рубашку 12 и снова в емкость 15, в результате чего теплота от цилиндров 1 и 2 передается жидкости, а затем, через теплообменник 26 - окружающей среде.

Интенсивность движения жидкости в системе охлаждения целиком зависит от гидравлического сопротивления вентилей 24 и 25, которое определяет величину разности давления между емкостями 15 и 16. Воздействуя на вентили 24 и 25, оператор может повышать или понижать интенсивность отвода теплоты от сжимаемого газа и, следовательно - температуру его нагнетания.

Таким образом, в предложенной конструкции осуществляется возможность регулировать интенсивность отвода теплоты от сжимаемого газа в широких пределах, и при необходимости снижать ее до установленных технологией температур.

1.6.2 Цели и задачи исследования

Проведенный анализ повышения эффективности работы поршневых компрессоров позволил установить, что улучшение охлаждения компримируемого газа и приближение процесса сжатия к изотермическому позволяет кардинальным образом повысить экономичность его работы.

Вследствие этого, основной целью данной работы является:

Разработка и исследование рабочих процессов новой одноступенчатой двухцилиндровой гибридной энергетической машины, работающей за счет разрежения на всасывании.

Для реализации данной цели необходимо решить следующие задачи:

1. На основе фундаментальных законов сохранения энергии, массы, движения и уравнения состояния разработать математическую модель рабочих процессов одноступенчатой двухцилиндровой гибридной энергетической машины, работающей за счет разрежения на всасывании.

2. Принимая во внимание, что величина затрат энергии на организацию жидкостного охлаждения поршневого компрессора весьма значительны, разработать методику расчета рациональных и оптимальных значений показателей политропы процесса сжатия в поршневом компрессоре с учетом энергетических затрат на водяное охлаждение.

3. Спроектировать и создать опытный образец одноступенчатой двухцилиндровой гибридной энергетической машины, работающей за счет разрежения на всасывании.

4. Разработать стенд для исследования основных термодинамических параметров исследуемого объекта.

5. Разработать план экспериментальных исследований и обработать полученные результаты.

6. Подтвердить адекватность разработанной математической модели.

7. Провести параметрический анализ влияния основных конструктивных и эксплуатационных параметров на рабочие процессы и интегральные характеристики двухцилиндровой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании, включающий анализ влияния давления нагнетания, угловой скорости коленчатого вала, геометрических параметров соединительных трубопроводов, газовых и жидкостных полостей.

8. Внедрить полученные результаты при изучении, исследовании и конструировании поршневых гибридных энергетических машин.

ГЛАВА II. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ

ДВУХЦИЛИНДРОВОЙ ОДНОСТУПЕНЧАТОЙ ПОРШНЕВОЙ ГИБРИДНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ МАШИНЫ ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ С ДВИЖЕНИЕМ ЖИДКОСТИ ЗА СЧЕТ РАЗРЕЖЕНИЯ НА

ВСАСЫВАНИИ ГАЗА

2.1 Расчет оптимального рационального охлаждения поршневого компрессора с учетом энергетических затрат на водяное охлаждение

В первой главе настоящей работы было показано, что охлаждение жидкости не только уменьшает подводимую работу, но и увеличивает энергетические затраты на организацию системы охлаждения, включающие затраты на привод насоса и водоподготовку.

Вследствие этого, представляется целесообразным рассмотреть вопрос рационального и оптимального охлаждения газа в поршневом компрессоре. В качестве объекта исследования примем поршневой одноступенчатый компрессор с водяным охлаждением. Схема такого компрессора была нами рассмотрена ранее (см. рисунок 1.3.3).

Учитывая ранее проведенный анализ влияния на рабочие процессы, примем, что наибольшее влияние охлаждение оказывает на процесс сжатия газа, в котором в компрессоре подводится техническая работа.

В этом случае общий выигрыш в подводимой работе за счет организации охлаждения компримируемого газа может быть определен, как

А4 =ЛАсж - Л№ (2.1.1)

где ААсж - выигрыш в технической работе, подводимой в процессе сжатия; Лм, -затраты энергии на организацию системы охлаждения.

В качестве независимого параметра выберем показатель политропы процесса сжатия псж.

Выигрыш в подводимой технической работе, принимая во внимание, что отвод теплоты в процессе сжатия без системы охлаждения пренебрежимо мал, запишется в виде

к I к-г \ п I Псж-г \

ААСЖ = -к-МгКГвс (Е— -1\-^жМгКТ6с (е -1) = МгКТвс

= ккЬМгКТбс -1)- ПЖ1МгКТбс -1)= Мг^Тбс ^ -1)~

(™сж-1

Е^сж -1) (2.1.2)

- - I 3- '^П'НГ -

где Я - газовая постоянная; Т6С - температура газа в начале процесса сжатия; Мг -

Рн

масса сжимаемого газа; £ = — - отношение номинальных давлений нагнетания и

Р6С

всасывания; к - показатель адиабаты.

Принимая, что количество теплоты, выделяемой в результате трения в цилиндро-поршневой группе, существенно меньше теплоты, выделяемой в процессе сжатия газа, уравнение теплового баланса можно записать в виде

< = < (2.1.3)

Количество теплоты, выделяемой в процессе сжатия газа, можно определить,

как

к-п ( Псж-1 \

Ql=кr^МгCvТ6с (еж -1) (2.1.4)

псж 1 \ /

где С; - удельная массовая изохорная теплоемкость газа.

Количество теплоты, отводимой охлаждающей жидкостью от компрессора, определится как

¿2 = МСДТ, (2.1.5)

О -р

где м = ™ - количество охлаждающей жидкости, проходящей через

" Поб /60

рубашку охлаждения за один оборот коленчатого вала; - расход охлаждающей жидкости [м3/с]; рм! - плотность охлаждающей жидкости; поб - число оборотов

п

сж

коленчатого вала в минуту; С^ - удельная массовая теплоемкость жидкости; ДТ^ -нагрев охлаждающей жидкости при движении ее через рубашку охлаждения.

Для определения величины ДТ№ необходимо решать сопряженную нестационарную задачу о передаче теплоты через разделяющую твердую стенку сложной конфигурации от пульсирующего потока газа в рабочей полости компрессора к установившемуся потоку охлаждающей жидкости. Это весьма сложная теоретическая задача, требующая значительных временных и материальных затрат. Такая задача должна решаться для каждого компрессора отдельно, т.к. универсальность полученных решений отсутствует. В общем случае, величина ДТ№ будет зависеть от расхода охлаждающей жидкости величины е, числа оборотов коленчатого вала поб, конструктивных параметров рубашки и температуры окружающей среды (То).

При некоторых фиксированных значениях е, поб и То, мы имеем зависимость ДТ^=А(М^). В общем случае, с увеличением расхода охлаждающей жидкости, величина ДТ№ уменьшается. Данная зависимость имеет нелинейный характер, однако, в первом приближении анализируем ее в виде

ЛТ„ =ЛГ^о -Ы -Ы^) (2.1.6)

где ДТ^о - нагрев охлаждающей жидкости при расходе М^; М^о - минимально допустимый расход охлаждающей жидкости; в0 = /(б", поб ,Т0) - постоянный коэффициент, зависящий от е, поб и То.

Подставляя записанную зависимость (2.1.6) в уравнение (2.1.5), и преобразовывая, с учетом уравнения (2.1.3), получаем

-в± __N

к--п I Псж 1

в2-4-в0С„^-^^МгСуТвс[е "сж -г псж 1

2 а

(2.1.7)

где а=воСв = (СюЛТю0 + в0СюМю0).

Таким образом, мы получили зависимость М№=1?(псж).

Работа насоса по прокачке жидкости через рубашку охлаждения может быть определена как

(2.1.8)

где Щ - объемный к.п.д. насоса; Щмех - механический к.п.д. насоса.

Перепад давления ДРн, развиваемый насосом при организации системы жидкостного охлаждения можно определить из уравнения сохранения энергии в форме уравнения Бернулли для установившегося потока жидкости

где С - величина коэффициента ьтого местного сопротивления, установленного на]-том трубопроводе; Р - площадь сечения]-того трубопровода; П1 - количество

местных сопротивлений, установленных на ]-том трубопроводе; п2 - количество _]-тых трубопроводов; /, 4 - длина и диаметр ]-того трубопровода; - коэффициент трения по длине ]-того трубопровода.

Так как коэффициент трения по длине трубопровода является в общем случае функцией числа Рейнольдса [4] и, следовательно, величины Мж, уравнение (2.1.9) можно преобразовать к виду

С учетом уравнения (2.1.10), работу насоса по прокачке жидкости можно записать в виде

(IXЛ С- ^ /■ 1М2 (Пг 12

Ь// . ^ „ 1/ IV! ^ Ппб

(2.1.9)

Лрн = А0(МЮ)М1

(2.1.10)

ЛАН = = АМ1

РжПо Щ мех

(2.1.11)

А

где А = -

РжПо ' Л мех

Принимая во внимание вышеизложенное, выигрыш в работе компрессора при организации системы охлаждения определится, как

ААъ = МГИТВ1

к-1\ / псж-1\ ]

А

-в±

^псж-1

псж-1

2а

(2.1.12)

Таким образом, мы получили зависимость ДАг=/(псж). Проведем исследование полученной функции. Приравнивая величину

ДЛ2=0

(2.1.13)

мы получаем нелинейное уравнение относительно предельного значения показателя политропы (пир), показывающее границы рационального охлаждения, т.е. охлаждения, при котором выигрыш от охлаждения превышает затраты на организацию охлаждения. В диапазоне изменения к>псж>нсжпр мы имеем положительный выигрыш в подводимой работе, при псж=псжпр выигрыш в работе равен нулю, а в диапазоне изменения 1<псж<псжпр мы имеем проигрыш в работе компрессора и дальнейшее охлаждение нецелесообразно.

Исходя из физических представлений о затратах работы, можно предположить, что существует оптимальная величина псжоп, при котором выигрыш в работе ДАг максимален. Необходимым условием экстремума является выражение

д(ЛА£) дп

= 0

3

Дифференцируя уравнение (2.1.12) по показателю политропы п, получим следующее нелинейное уравнение

д(ЛАх) дп

мгятвс

пг

—

п

(1-ПсжУ

-1) +

п

п

—

сж

1- п

IП £ • £

п

1

п2

I

- А!

1

4 а

в2 - 4впС

к -п

сж

0Сш

п

_ 1 СуТвс ( £ Псж -1

п

—

-4всС^Твс ( £ Псж -1

(1-к) (Псж -1)2

(к-п ) 'сж 1 1 -4в0Су, СуТвс 1п £ • £ псж

п -1

11сж -1-

п

= 0 (2.1.14)

1

2

псж 1