Разработка и исследование поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.13, кандидат наук Лобов Игорь Эдуардович

• Лобов Игорь Эдуардович
• кандидат наук
• 2016

Оглавление диссертации кандидат наук Лобов Игорь Эдуардович

компрессоре

1.1 Основные причины применения системы охлаждения в поршневых компрессорах

1.2 Анализ преимуществ и недостатков применяемых систем охлаждения поршневых компрессоров

1.2.1 Воздушное охлаждение

1.2.2 Жидкостное охлаждение

1.2.2.1 Контактные системы охлаждения

1.2.2.2 Бесконтактные системы охлаждения

1.2.3 Анализ принципиальных схем поршневых гибридных энергетических машин объемного действия

1.3 Анализ колебательных явлений компримируемого газа в полостях поршневой гибридной энергетической машины объемного действия

1.4 Анализ существующих методов расчета рабочих процессов в полостях и соединительных коммуникациях поршневой гибридной энергетической машины объемного действия

1.5 Анализ конструктивных схем поршневых гибридных энергетических машин объемного действия

1.6 Постановка цели и задач исследования

2 Математическая модель рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания

2.1 Система принимаемых допущений

2.1.1 Система принимаемых допущений при моделировании рабочих процессов в компрессорной секции

2.1.2 Система принимаемых допущения для расчета течения жидкости в трубопроводах и рубашечном пространстве насосной секции

2.2 Математическая модель рабочих процессов в полостях переменного и постоянного объема компрессорной секции

2.2.1 Уравнение сохранения энергии

2.2.2 Уравнение сохранения массы

2.2.3 Уравнение динамики запорного органа самодействующего клапана

2.2.4 Уравнение состояния газа

2.2.5 Определение внешнего теплообмена между компримируемым газом и стенками рабочей камеры

2.3 Математическая модель течения газа в соединительных коммуникациях компрессорной секции

2.3.1. Система основных нестационарных уравнений и метод их решения

2

2.3.2. Постановка начальных и граничных условий

2.4 Математическая модель рабочих процессов в насосной секции поршневой гибридной энергетической машины

2.4.1 Расчет течения жидкости в рубашечном пространстве, насосной секции и соединительных трубопроводах поршневой гибридной энергетической машины

2.4.1.1. Уравнение Бернулли для расчета неустановившегося течения потока вязкой жидкости

2.4.1.2 Уравнение движения неустановившейся вязкой жидкости

2.4.1.3. Определение потерь напора на трение

2.4.2 Расчет рабочих процессов в ресиверах насосной секции

2.4.3 Уравнение динамики запорного органа самодействующего клапана насосной секции

2.5. Особенности реализации математической модели

3 Экспериментальное исследование поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебаний давления газа на нагнетании

3.1 Описание экспериментального стенда

3.2. Описание конструкции поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебания давления в линии нагнетания

3.3. Методика измерений основных термодинамических и расходных параметров

3.3.1. Измерение мгновенного давления

3.3.2. Измерение температуры поверхности стенок рабочих камер поршневой гибридной энергетической машины объемного действия

3.3.3 Измерение расхода газа

3.3.4 Измерение расхода жидкости

3.4 План экспериментальных исследований

3.5 Оценка погрешности основных измеряемых величин

3.6 Экспериментальное исследование и верификация математической модели поршневой гибридной энергетической машины объемного действия

3.6.1 Экспериментальное исследование

3.6.2 Верификация математической модели

4 Параметрический анализ влияния основных геометрических и эксплуатационных параметров на эффективность и экономичность работы поршневой гибридной энергетической машины объемного действия

4.1 Анализ физических аспектов движения газа и жидкости в поршневой гибридной энергетической машине

4.2 Анализ влияния отношений давлений нагнетания и всасывания на рабочие процессы ПГЭМОД

4.3 Анализ влияния угловой скорости вращения коленчатого вала на рабочие процессы

ПГЭМОД

4.4 Анализ влияния длины и диаметра соединительного газового трубопровода на рабочие процессы ПГЭМОД

4.5 Анализ влияния диаметра выходного отверстия для подачи газа к потребителю на рабочие процессы ПГЭМОД

4.6 Анализ влияния объемов ресиверов и диаметра соединительных жидкостных трубопроводов на рабочие процессы ПГЭМОД

Заключение

Библиографический список

Приложение

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка и исследование поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания»

Введение

В современной технике широкое использование получили гидравлические и пневматические системы. Они используются в металлургии, авиастроении, судостроении, медицине, сельском хозяйстве и т.д.

Важнейшими составляющими данных систем, относящиеся к их энергообеспечивающему блоку, являются насосы и компрессоры объемного действия. Стоит отметить, что среди большого разнообразия, как у насосов, так и у компрессоров объемного действия, наибольшее распространение получили поршневые машины. Это связано с преимуществами, которыми обладает данный тип машин. Они имеют высокие массогабаритные и энергетические показатели, большой срок службы, высокую надежность эксплуатации и сравнительно простое конструктивное исполнение.

Одним из основных путей повышения эффективности работы поршневых компрессоров и поршневых насосов является объединение их в единый агрегат получивший название «Поршневая гибридная энергетическая машина объемного действия» (ПГЭМОД). В известных конструкциях поршневых гибридных энергетических машин в надпоршневой полости сжимается и нагнетается газ, а в подпоршневой полости сжимается и подается потребителю капельная жидкость. За счет наличия в подпоршневом пространстве капельной жидкости происходит интенсивное охлаждение сжимаемого газа, практически полное уплотнение цилиндро-поршневой группы и уменьшение сил трения в ней. В результате наблюдается увеличение индикаторного и полного КПД и коэффициента подачи компрессорной секции, а также за счет поддавливания жидкости через поршневое уплотнение увеличивается кавитационный запас в процессе всасывания в насосной секции. К недостаткам данной группы конструкций следует отнести невысокую угловую скорость коленчатого вала, достаточную сложность конструкции и существующую вероятность

смешивания газа и жидкости, что приводит к ухудшению расходных и энергетических характеристик ПГЭМОД и требует дополнительного оборудования и энергетических затрат на их отделение. Кроме того, необходимо отметить, что периодическая подача сжатого газа вызывает колебания газа в линии нагнетания, что может приводить к уменьшению индикаторного КПД, коэффициента подачи и вибрациям трубопровода на линии нагнетания. Вследствие этого, представляется целесообразным создать ПГЭМОД простой конструкции с высокой угловой скоростью, у которой подача жидкости в насосной секции осуществляется за счет использования скачка давления газа в линии нагнетания компрессорной секции и контакт газа при сжатии газа и жидкости отсутствует. Разработке и исследованию такого типа ПГЭМОД и посвящена настоящая работа, что позволяет ее считать актуальной и своевременной.

1 Анализ существующих систем охлаждения и колебательных

явлений газа в поршневом компрессоре 1.1 Основные причины применения системы охлаждения в поршневых

компрессорах

Как известно [1-6], существенное влияние на характеристики работы компрессора и условия его безопасной эксплуатации оказывает охлаждение компримируемого газа, а также элементов самого компрессора. При сжатии газа в компрессорах объемного действия существенно повышается температура и давление компримируемого газа [1-6]. Повышение давления газа приводит к повышению нагрузок действующих на рабочие органы компрессора и распределительные устройства (клапаны). Увеличение же температуры приводит к ухудшению экономических показателей компрессора. Также следует отметить, что температура, нагнетаемого компрессором газа, ограничена температурой вспышки масла и не должна превышать значения 180 °С.

Исходя из теории поршневых компрессоров [2, 3] процесс сжатия может осуществляется по трем различным процессам: политропное, адиабатное или изотермическое сжатие. Минимальные затраты энергии при работе поршневого компрессора достигаются при изотермическом сжатии газа, т.е. когда температура нагнетаемого газа равна температуре окружающей среды. Следует отметить, что для охлаждения газа ниже начальной температуры необходимо затратить дополнительную работу во время сжатия, что экономически нецелесообразно. Для реализации изотермического сжатия необходимо полное отведение теплоты, выделяемое в данном процессе, вследствие чего температура сжимаемого газа будет оставаться постоянной. На практике достижение изотермического сжатия в поршневом компрессоре невозможно. Однако вопрос стремления максимального приближения процесса сжатия к изотермическому процессу (значение показателя политропы сжатия должно быть максимально близким к единице) привлекает

разработчиков и исследователей компрессоров объемного действия, и по сей день.

Следует отметить, что в процессе всасывания газа происходит его подогрев горячими стенками цилиндра [4], что приводит к расширению всасываемого газа и как следствие к уменьшению производительности компрессора. Кроме того, скоротечность процесса сжатия газа и недостаточная теплообменная поверхность рабочей камеры приводит к дополнительным затратам энергии, вследствие низкой скорости отвода выделяемого тепла. Также подогрев всасываемого газа приводит к увеличению температуры газа в процессе нагнетания, что также вызывает дополнительные затраты энергии на охлаждение для следующей ступени в случае многоступенчатого сжатия.

Одним из критериев оценки необходимости охлаждения поршневого компрессора выступает крайне важное отношение выигрыша в технической работе ALT к количеству отводимой теплоты Q. Это отношение ALT/Q позволяет определить диапазон значений количества отводимой теплоты, при котором достигается максимальный выигрыш в технической работе процесса.

Традиционно для оценки количества отведенной теплоты в процессе сжатия используется значение показателя политропы n, который изменяется в диапазоне от единицы при изотермическом процессе до показателя адиабаты к, определяемого свойствами газа или смеси газов.

В процессе сжатия за счет внешнего теплообмена от сжимаемого газа отводится некоторое количество теплоты Q. В этом случае процесс сжатия отклоняется от адиабатического (pvk = const) и становится политропическим с показателем политропы n (pvn = const). Количество отводимой теплоты связано с показателем политропы следующей зависимостью

Q = Мс„!Ц т,

П - 1

n—1

' p.Y

V Pi У

— 1

(1.1.1)

где М - масса сжимаемого газа; су - удельная изохорная теплоемкость; Т1, Р1 - температура и давление в начальной точке сжатия (в точке 1); р2 - давление в конечной точке сжатия (в точке 2).

Зная величину Q, из уравнения (1.1.1) можно определить значение п путем его численного решения.

Р

2" 2 2'

п=1 ^^

Рвс

VI

V

Рисунок 1.1.1 - Графическое изображение процесса сжатия и вытеснения в

технической работе

Величину выигрыша в технической работе (рис. 1.1.1) 1Т = |Vdp при

1

отводе теплоты Q в процессе сжатия можно определить по формуле

к

А^Г = ЬТ ад ЬТп = РУ\

к - 1

к-1

'Р2 ^^

V Р1 У

п

п -1

V Р1 У

п-1

(1.1.2)

где V1 - начальный объем сжимаемого газа, а отношение ДЬТ^ - из уравнения

н

1

АЬТ _ (к - 1)(п -1) ~ (п - к)

к

к-1

к-1

V Р1 У

п п -1

п—1

( р ^ п Г 2

V Р1 У

п—1

( р ^ п Г 2

Р1 У

(к - 1)(п -1) (п - к)

к

к-1

к-1

' Р2 ^ кГ

V Р1 У

п

п—1

Г Р2 ^ ^

V Р1 У

п-1

(1.1.3)

Величина АLТ/Q является безразмерной, она показывает выигрыш в технической работе, который получается при отводе единицы теплоты.

Рисунок 1.1.2 - Зависимость отношения АLТ/Q от показателя политропы и отношения давлений нагнетания к всасыванию (е = рн/рвс)

1

1

1

1

<

1

На рис. 1.1.2 представлены результаты расчетов отношения АLТ/Q для воздушного компрессора объемного действия при разных отношениях давленияр2/р1 и значений п, которые позволяют сделать следующие выводы: 1. С уменьшением показателя политропы и увеличением количества отводимой теплоты отношение АLТ/Q увеличивается, что говорит о

необходимости интенсивного охлаждения компрессора объемного действия в процессе сжатия.

С ростом отношения давлений Рн1Рвс величина увеличивается.

Так, например, на 1 Дж отведенной в процессе сжатия теплоты получается от 0,175 Дж (при е=3) до 0,366 Дж (при е = 8) выигрыша в работе.

2. Зависимость ДЬТ^ от п имеет характер близкий к линейному, и это отношение при малых е с ростом п меняется незначительно. Так, например, при е = 3 и п = 1,001 значение ДЬТ^ составляет 0,1747, а при п = 1,399 ДLТ/Q = 0,1651, т.е. разница составляет всего 0,01. С увеличением е эта разница растет, и при е = 8 она составляет уже 0,04.

Таким образом, при незначительных утечках сжимаемого газа или при постоянной массе сжимаемого газа с улучшением охлаждения величина в технической работе ЛЬТ, отнесенная к величине отводимой теплоты Q увеличивается, т.е. охлаждение является положительным фактором.

Помимо влияния охлаждения поршневого компрессора на его производительность и экономичность, оно оказывает существенное влияние на надежность и срок службы компрессора [6]. Следует заметить, что высокие температуры приводят снижению смазывающих способностей масла циркулирующего в системе смазки и как следствие повышают интенсивность износа деталей компрессора. Кроме того, повышение теплонапряженности элементов компрессора, обусловленное малой эффективностью системы охлаждения, негативно сказывается на работоспособности поршневого компрессора.

Работа клапанов в условиях высоких температур и давлений приводит к

уменьшению их срока службы. Это объясняется увеличением нагрузок

действующих на запорные элементы клапанов, в особенности при посадке

элементов последних на седло. Высокие ударные нагрузки в данном случае

разрушают посадочные кромки седел, что ведет к потере герметичности

клапанов и дальнейшему выходу из строя, как клапанов, так и компрессора в

целом. Работа в условиях высоких температур в свою очередь негативно

11

сказывается на упругих элементах клапанов (пружинах), снижая их общую прочность [7, 8]. Так, например, у сплавов, применяемых в качестве материалов пружин, при увеличении температуры 20 0С до 200 0С примерно в 4,5 раза снижается предел текучести и в 1,5 раза предел прочности.

1.2 Анализ преимуществ и недостатков применяемых систем охлаждения поршневых компрессоров

Рассматривая принцип действия поршневой ГЭМОД, легко прийти к выводу, что работа ее газовой части (полости-секции), абсолютно не отличается от работы поршневого компрессора [9]. В связи с этим, применяемые на сегодняшний день виды систем охлаждения у поршневых компрессоров без каких либо ограничений могут быть использованы для охлаждения газовой части ГЭМОД.

Как было отмечено ранее, охлаждение поршневых компрессоров, в первой степени, связано с экономичностью производства сжатого газа, которая в свою очередь зависит от степени приближения процесса сжатия к изотермическому [1,2, 15].

Другими весьма важными причинами применения систем охлаждения обусловлены увеличением производительности, надежности и срока службы компрессорных машин. Улучшение вышерассмотренных показателей достигается за счет отвода тепла от сжимаемого газа, элементов компрессорной установки, масла, находящегося в системе смазки, а также за счет снижения теплонапряженности элементов компрессора.

Для обеспечения экономичной и надежной работы компрессора, различают, по виду теплоносителя, два типа охлаждения компрессорных машин [10-12]:

- воздушное;

- жидкостное.

В свою очередь, жидкостные системы охлаждения компрессоров подразделяются на:

- рекуперативные - бесконтактные (через разделительную стенку);

- смесительные (впрыск охлаждающей жидкости).

С целью оценки рассмотренных типов систем охлаждения следует проанализировать преимущества и недостатки, каждой из приведенных выше систем охлаждения.

1.2.1 Воздушное охлаждение

Воздушное охлаждение представляет собой внешнее охлаждение в качестве теплоносителя, которого выступает охлаждающий газ (воздух). Воздушное охлаждение применяется преимущественно у поршневых компрессоров малой производительности. Интенсификация теплообмена с применением данных систем достигается путем увеличения площади наружных поверхностей цилиндра - оребрением (рисунок 1.2.1) [1, 13].

Рисунок 1.2.1 - Поршневой У-образный компрессор с воздушным

охлаждением

Подача охлаждающего воздуха к цилиндрам компрессора

осуществляется дутьевыми вентиляторами. Исходя из требования к

вентиляторам - обеспечивать высокие расходы охлаждающего воздуха (в

13

некоторых случаях превышающих производительность самого компрессора в 10-ки раз) наибольшее распространение получили осевые вентиляторы.

В охлаждающих системах компрессоров малой мощности (до 400кВт) используется, как правило, один вентилятор. Для компрессоров большой мощности ввиду необходимости больших значений расхода охлаждающего воздуха применяют либо низкочастотные большие вентиляторы, либо несколько малых вентиляторов установленных в блок охладителя.

Несмотря на то, что использование одного вентилятора большой производительности требует меньшего количества таких составляющих как электродвигатель, диффузор, опора, однако ему дополнительно необходим редуктор для уменьшения частоты вращения. Кроме того, в вентиляторах большого диаметра отсутствует возможность консольной его установки из-за большой массы рабочего колеса. Плавность регулирования производительности вентилятора требует использования дорогостоящих электродвигателей, либо поворотных лопастей, что усложняет и удорожает систему воздушного охлаждения в целом [12].

В компрессорных установках средней производительности используются системы непосредственного воздушного охлаждения [10, 11, 14]. В качестве охлаждающей среды используемой в газоохладителе 1 и маслоохладителе 2 выступает окружающий воздух, прокачиваемый через теплообменники вентилятором 3. На рис. 1.2.2. приведена схема непосредственного воздушного охлаждения компрессора.

К основным достоинствам систем воздушного охлаждения компрессорных установок следует отнести то, что они в сравнении с жидкостными, не требуют подготовки к использованию теплоносителя отводящего теплоту от элементов компрессора и имеют большой ресурс работы [10-12].

1 1 I I______I____I____

Рисунок 1.2.2 - Система непосредственного воздушного охлаждения:

1 - газоохладитель; 2 - маслоохладитель; 3 - вентилятор; 4 -подшипники; 5 - редуктор; 6 - муфта; 7, 8 - ступени компрессора; 9 -воздуховоды; 10 - масляная линия; 11 - маслонасос.

Однако, несмотря на достоинства воздушных систем охлаждения, они имеют существенные недостатки. Как известно воздух, являющийся теплоносителем данных систем, имеет весьма низкое значение коэффициента теплоотдачи, поэтому для достаточно эффективной работы воздушной системы охлаждения требуется высокое значение скорости воздуха, что является не всегда приемлемым, а в ряде случаев вообще невозможным. К тому же воздушные системы непосредственного охлаждения обладают высокими массогабаритными показателями. Причем использование в данных системах современных пластинчатых теплообменных аппаратов не решает проблему габаритных размеров и металлоемкости системы в целом. Данное обстоятельство, приводит к значительному увеличению площади машинного зала [12].

Работа вентиляторов воздушных систем охлаждения сопровождается высокими шумовыми характеристиками, что накладывает существенное ограничение на использование данных систем.

Существенным недостатком применения воздушных систем охлаждения является также проблема утилизации теплоты, отводимой от компрессорной установки, которая заключается в ее нерентабельности. Нерентабельность в данном случае связана с использованием в системе изолированных трубопроводов большого диаметра и протяженности, а также применением мощных центробежных вентиляторов.

Таким образом, воздушное охлаждение поршневых компрессорных машин и установок, несмотря на свои основные достоинства (сравнительная простота, надежность работы, отсутствие дорогостоящего оборудования водоподготовки) имеет существенные недостатки, к которым относятся весьма низкая эффективность охлаждения, высокая металлоемкость и массогабаритные характеристики системы. Кроме того работа данной системы охлаждения обладает высокими шумовыми характеристиками, что существенно ограничивает ее использование.

1.2.2 Жидкостное охлаждение

Жидкостные системы охлаждения получили широкое использование в компрессорных установках средней и большой производительности. Использование данных систем в компрессорах средней и большой производительности связано с высокой эффективностью их работы, которая обусловлена большим значением коэффициента теплоотдачи применяемых жидкостей в несколько раз превышающих коэффициент теплоотдачи воздуха [16].

По типу жидкостные системы охлаждения компрессоров подразделяются на смесительные - контактные (впрыск охлаждающей жидкости) и рекуперативные - бесконтактные.

1.2.2.1 Контактные системы охлаждения

Контактные системы охлаждения предполагают впрыск жидкости в

цилиндр компрессора и (или) в межступенчатых коммуникациях, где

16

происходит контакт охлаждающей жидкости с компримируемым газом. Контактные системы охлаждения также называют смесительными. Основными факторами, определяющими эффективность применения смесительного теплообмена при охлаждении компрессоров, являются отсутствие дополнительного термического сопротивления, значительная поверхность охлаждения и высокий коэффициент теплоотдачи [17].

В работах [5, 17] выделяют три основных назначения впрыска жидкости:

- охлаждение сжимаемого газа;

- уплотнение камеры сжатия;

- смазка трущихся поверхностей цилиндро-поршневой группы.

В своих работах проф. Щерба В.Е. [5, 17, 26] отмечает, что экономический эффект от применения впрыска охлаждающей жидкости достигается за счет двух обобщенных факторов:

1. Совершенствование рабочих процессов компрессора.

2. Совершенствование рабочего цикла компрессора.

Совершенствование рабочих процессов компрессора в данном случае

происходит за счет ряда причин обусловленных впрыском охлаждающей жидкости. Так, например, при впрыске происходит повышение эффективности охлаждения сжимаемого газа. Данное явление обусловлено формированием при впрыске жидкости в рабочую камеру компрессора, развитой теплообменной поверхности, обладающей высоким коэффициентом теплообмена. В общем случае, температура впрыскиваемой жидкости ниже температуры газа вследствие чего происходит отвод теплоты от газа к жидкости. В некоторых работах отмечается [18-22], что снижение температуры газа в линии нагнетания может достигать 80 - 100 градусов.

Также впрыск охлаждающей жидкости приводит к герметизации

рабочей камеры. Герметизация в данном случае достигается вследствие

уплотнения впрыскиваемой жидкостью неплотностей рабочей камеры

(зазоры в цилиндропоршневой группе, клапанах, штоках), что препятствует

течению газа в соответствующих зазорах. Как отмечают авторы [23-25],

17

рядом экспериментов установлено, что впрыск незначительного количества жидкости достаточно хорошо уплотняет рабочие камеры компрессора и снижает утечки газа практически до нуля.

Увеличение ресурса компрессора при впрыске жидкости связано со снижением износа цилиндропоршневой группы и увеличением срока службы клапанов. Снижение износа в данном случае обусловлено уменьшением работы сил трения цилиндропоршневой группы. Увеличение ресурса работы клапанов объясняется снижением ударных нагрузок при посадке запорного органа клапана на ограничитель подъема и седло за счет демпфирующих свойств жидкости.

За счет совершенствования рабочего цикла компрессора происходит повышение его экономичности, увеличение производительности, увеличение величины отношения давления нагнетания к давлению всасывания.

Повышение экономичности компрессора в основном связано с приближением процесса сжатия к изотермическому. Так, в работах [18-22], отмечается, что экспериментально установлено повышение экономичности компрессора в результате впрыска на 10-12%.

Увеличение производительности компрессора в результате впрыска обусловлено причинами указанными выше, а именно уменьшением утечек, повышением плотности газа за счет его охлаждения, приближением процесса сжатия к изотермическому. По некоторым данным, впрыск жидкости в камеру сжатия позволяет увеличить производительность компрессора на 35% [18-22], а в некоторых случаях и до 10%.

Весомым достоинством впрыска является увеличение величины отношения давления нагнетания к давлению всасывания, что объясняется существенным снижением температуры сжимаемого газа, ограниченной для компрессора температурой вспышки масла, и возможностью повышения рассматриваемого отношения без опасности превышения температуры ограничения. Также данное достоинство позволяет сократить количество

ступеней и массогабаритных параметров.

18

Еще одним положительным свойством впрыска является возможность тонкого и плавного регулирования посредством последнего производительности компрессора.

Несмотря на массу преимуществ использования впрыска охлаждающей жидкости в рабочую камеру компрессора, он также имеет свои недостатки.

Основным недостатком впрыска жидкости является возможность возникновения гидравлических ударов, которые приводят резкому увеличению давления рабочей камере и как следствие к поломке компрессора. Конечно, существует возможность регулирования количества впрыскиваемой жидкости без опасности возникновения гидроудара, но для этого необходимо применение дорогостоящих систем дозирования.

Распыл и отделение жидкости требуют значительных затрат работы на их организацию и по некоторым данным затраты могут составлять более 10% от потребляемой мощности компрессора, а это в ряде случаев становится экономически невыгодным.

Кроме того, оснащение компрессора системой впрыска и отделения жидкости приводит к увеличению его массогабаритных параметров.

Исходя из вышесказанного впрыск жидкости в камеру сжатия (смесительная охлаждающая система) позволяет увеличить производительность компрессора на 3-5% и повысить экономичность последнего на 10-12%. Однако, впрыск жидкости обусловлен возможностью возникновения гидроудара в рабочей камере компрессора, что приводит к разрушению компрессора, и высокими затратами энергии на распыл и отделение охлаждающей жидкости. В связи с вышеприведенными недостатками смесительные охлаждающие системы (впрыск охлаждающей жидкости камеру сжатия) в поршневых компрессорах широкого применения не нашли.

1.2.2.2 Бесконтактные системы охлаждения

Бесконтактные системы охлаждения в отличие от контактных получили

широкое применение в поршневых компрессорных установках.

В общем случае данные системы включают в себя: циркуляционный насос, теплообменник, систему трубопроводов, полости в цилиндрах для прохода в них жидкости (рубашки охлаждения). Рубашки охлаждения отливаются вместе с цилиндром (рисунок 1.2.3), или изготавливаются из металлических листов.

Рисунок 1.2.3 - Поршневой У-образный компрессор с вылитой жидкостной

рубашкой

Однако последние применяются в том случае, если отливка становится невозможной (кованные цилиндры) или слишком дорогой (крупные цилиндры).

Отводящие трубопроводы располагают в верхней части рубашки охлаждения с целью устранения возможности возникновения воздушной подушки, в которой скапливаются газы, выделяющиеся из охлаждающей жидкости в процессе ее нагрева. Подводящие трубопроводы рубашки располагают в нижней ее части для возможности слива охлаждающей жидкости в случае необходимости.

У малых многоступенчатых компрессоров цилиндры иногда выполняют

без водяных рубашек и вместе с промежуточными змеевиковыми

холодильниками погружают для охлаждения в жидкостную ванну. Это

создаёт, кроме охлаждения, большое удобство для определения

20

неплотностей, потому что их легко обнаружить по пузырькам, поднимающимся в жидкости от места утечки.

В общем случае, различают открытые и закрытые бесконтактные жидкостные системы охлаждения.

Для оценки преимуществ и недостатков следует проанализировать каждую из вышеприведенных систем.

Открытые системы охлаждения

В открытых системах подача охлаждающей жидкости к рубашкам цилиндров компрессора и между ступенями осуществляется по открытому контуру, в котором вода (в данных системах только вода используется в качестве охлаждающей жидкости [10-12]) непосредственно контактирует в теплообменном аппарате (градирне) с окружающим воздухом.

Исходя из того, что в данных системах используется вода, они получили название - открытые водооборотные системы охлаждения. На рис. 1.2.4 приведена открытая водооборотная система охлаждения многоступенчатого компрессора.

Данная охлаждающая система работает следующим образом [10-12].

Компримируемый газ из первой ступени 7 подается в газоводяной

охладитель 12, где отдает теплоту охлаждающей воде и далее поступает во

вторую ступень 8 компрессора. Параллельно с этим, теплота, выделяемая в

результате трения в подшипниках 4, редукторе 5 и муфте 6 передается маслу,

которое в свою очередь посредством маслонасоса 11 перекачивается в

маслоохладитель 13. В маслоохладителе 13 теплота от масла отводится

водой. Из охладителей 12, 13 вода перекачивается в открытый

теплообменный аппарат (градирню) 2. В последнем осуществляется

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Лобов Игорь Эдуардович, 2016 год

Библиографический список

1. Френкель М.И. - Поршневые компрессоры / М.И. Френкель - М. : Машиностроение, 1969. - 774 с.

2. Фотин, Б. С. Поршневые компрессоры / Б. С. Фотин, И. Б. Пирумов, И. К. Прилуцкий, П. И. Пластинин ; под общ. ред. Б. С. Фотина. - Л. : Машиностроение, 1987. - 372 с.

3. Пластинин, П. И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1 : Теория и расчет. - М. : Колос, 2000. - 456 с.

4. Герман А.П. Влияние теплообмена между спинками цилиндра и воздухом работу поршневых компрессоров. -Изд. АН СССР ОТН, 1947, №12.- С. 1605-1614.

5. Щерба, В. Е. Рабочие процессы компрессоров объемного действия / В. Е. Щерба. - М. : Наука, 2008. - 319 с.

6. Захаренко С.Е. и др. Поршневые компрессоры.- Машгиз, М.-Л., 1961.-452с.

7. Трофимов В.И. Физические основы прочности тугоплавких металлов/ В.И. Трофимов, Ю.В. Мильман., С.А. Фирстов. - Киев: «Наукова думка», 1975. - 163 с.

8. Иванов А.И. Поведение металлов при повышенных нестационарных температурах и нагрузках. - Куйбышев: Изд-во КАИ, 1983. - 82 с.

9. Виниченко, В. С. Исследование рабочих процессов и создание конструкции газожидкостного агрегата с гладким и профилированным поршневым бесконтактным уплотнением : дис.... канд. техн. наук / В. С. Виниченко. - Омск : ОмГТУ, 2014. - 201 с.

10. Берман, Я. А. Системы охлаждения компрессорных установок / Я. А. Берман. - Л. : Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1984. - 288 с.

11. Берман Я.А., Маньковский О.Н., Марр Ю.Н., Рафалович А.П. Системы охлаждения компрессорных установок.- Л.; Машиностроение, 1984.- 312 с.

12. Горбушкин, Ю. В. Системы охлаждения компрессорных установок : метод. указ. / Ю. В. Горбушкин, А. С. Горшенин. - Самара, СамГТУ, 2008. - 16 с.

13. Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. Том 2. Основы проектирования. Конструкции. - М.: КолосС, 2008. - 711 с.

14. Ситдиков Р.Х., Сафин А.Х., Гильченок А.Н. Компрессорное оборудование с воздушным охлаждением // Обзорная информация.- М.; ЦИНТИхимнефтемаш. Сер. ХМ-5.- 1983.- 48 с.

15. Воропай П.И. Сравнительная эффективность различных способов охлаждения поршневых компрессорных машин // Улучшение эксплуатации компрессорных установок и использование сжатого воздуха на предприятиях: Труды НТС- М.: МДИТП им. Ф.Э. Дзержинского, 1967- С. 117-120.

16. Кушнырев В.И., Лебедев В.И., Павленко В.А. Техническая термодинамика и теплопередача - М.: Стройиздат, 1986 - 463с.

17. Пластинин П.И., Щерба В.Е. Рабочие процессы объемных компрессоров со впрыском жидкости // М.; ВИНИТИ., ИНТ. - 1996.- том 5.155 с.

18. Зубков В.В., Сафин А.Х., Прошкин В.Г. Совершенствование систем охлаждения поршневых компрессоров // М.: ЦИНТИхимнефтемаш.-1978.- № 5.- 48 с.

19. Воропай П.И. Эффективность различных способов охлаждения компрессорных цилиндров газомоторкомпрессоров // Машины и нефтяное оборудование.- 1966.- № 5.- С. 13-19.

20. Воропай П.И., Шленов A.A. Влияние влажного сжатия на порообразование и параметры рабочего процесса газового компрессора 5 КГ-100/13 // Газовая промышленность.- 1970.- № 2.- С. 16-20.

21. Ходырев А.И., Муленко В.В., Гацолаев О.С. Влияние впрыска жидкости на рабочий процесс поршневого компрессора // М.:

ЦИНТИхимнефтемаш.- 1986.-№11944-ХН.-9с.

190

22. Ходырев А.И. Повышение надежности работы поршневых компрессоров путем испарительного охлаждения сжимаемого газа; Автореф. дис. канд. тех. наук. - М., 1984.- 25 с.

23. Сакун И. А. Винтовые компрессоры / Л.: Машиностроение, 1970. -400 с.

24. П. Е. Амосов и др. Винтовые компрессорные машины. Справочник. Л., «Машиностроение», 1977, 256 с.

25. Хисамеев И.Г., Максимов В.А. Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры: теория, расчет и проектирование / Казань: ФЭН, 2000. - 638 с.

26. Кабаков А.Н., Щерба В.Е. Влияние впрыска жидкости во всасывающий трубопровод на работу поршневого компрессора // Тепломассоперенос в одно- и двухфазных средах.- Киев, Наук, думка, 1983.-С. 197-203.

27. Парфенов В.П., Мильштейн П.А., Мышенко В.А. Комбинированные системы охлаждения компрессорных установок // Обзорная информация.- М.: ЦИНТИхимнефтемаш. Сер. ХМ-5.- 1990.- 48 с.

28. Щерба, В. Е. Насос-компрессоры. Рабочие процессы и основы проектирования/ В. Е. Щерба, А. П. Болштянский, В. В. Шалай, А. В. Ходорева. - М. : Машиностроение, 2013. - 388 с.

29. Кужбанов, А. К. Расчет рабочих процессов и конструкция насосной секции газожидкостного агрегата с газовой полостью : дис.... канд. техн. наук / А. К. Кужбанов. - Омск : ОмГТУ, 2014. - 179 с.

30. Павлюченко, Е.А. «Разработка и исследование ротационного насос-компрессора с катящимся ротором» : дис.. канд. техн. наук / Е.А. Павлюченко - Омск : ОмГТУ, 2010. - 249 с.

31. Щерба, В. Е. Математическая модель рабочих процессов поршневого насос-компрессора с газовым демпфером / В. Е. Щерба, Е. А. Павлюченко, Г. А. Нестеренко, В. С. Виниченко, А. К. Кужбанов // Омский

научный вестник. Сер. Приборы, машины и технологии. - 2013. - № 1(117). -С. 82-87.

32. Алтынцев, М. П. Влияние отношения давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной полости на характеристики поршневого насос-компрессора / М. П. Алтынцев, Г. С. Аверьянов, В. И. Суриков, В. С. Виниченко // Омский научный вестник. - Омск : Изд-во ОмГТУ. - 2012. - №1(107). - С. 133-135.

33. Щерба, В. Е. Математическое моделирование рабочих процессов поршневого компрессора с интенсивным охлаждением цилиндро-поршневой группы / В. Е. Щерба, В. В. Шалай, Е. А. Павлюченко и др. // Химическое и нефтегазовое машиностроение. - 2015. - №4. - С. 28-32.

34. Щерба, В. Е. Повышение быстродействия поршневого форвакуумного насоса с гидравлическим затвором / В. Е. Щерба, Г. А. Нестеренко, А. К. Кужбанов, В. С. Вихарев // Вакуумная наука и техника: Материалы междунар. науч.-тех. конф. - М. : МИЭМ, 2012. - С. 54-58.

35. Щерба, В. Е. Расчет поршневого уплотнения насос-компрессора, выполненного в виде концентричной щели с отделительной канавкой / В. Е Щерба, Г. А. Нестеренко, Е. А. Павлюченко, В. С. Виниченко // Химическое и нефтяное машиностроение. - 2014. - № 2. - С. 25-29.

36. Пат. 118371 РФ, МПК Б 04 В 19/06. Поршневой насос-компрессор / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Нестеренко Г. А., Виниченко В. С. и др. ; заявитель и патентообладатель Омский гос. технич. ун-тет. -№ 20121077932/06 ; заявл. 01.03.12 ; опубл. 20.07.12, Бюл. № 20. - 5 с. : ил.

37. Пат. 131817 РФ, МПК Б 04 В 35/00. Поршневой компрессор / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Кузеева Д. А., Лысенко Е. А. ; заявитель и патентообладатель Омский гос. технич. ун-тет. - № 2013108498/06 ; заявл. 26.02.13 ; опубл. 27.08.13, Бюл. № 24. - 5 с. : ил.

38. Пат. 2518796 РФ, МПК Б 04 В 19/06. Машина объёмного действия / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Виниченко В. С. ; заявитель и

патентообладатель Омский гос. технич. ун-тет. - № 2013100631/06 ; заявл. 09.01.13 ; опубл. 10.06.14, Бюл. № 18. - 5 с. : ил.

39. Пат. 2538371 РФ, МПК Б 04 В 19/06. Способ работы насос-компрессора и устройство для его осуществления / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Кужбанов А. К. и др. ; заявитель и патентообладатель Омский гос. технич. ун-тет. - № 2013138950/06 ; заявл. 20.08.13 ; опубл. 10.01.15, Бюл. № 1. - 5 с. : ил.

40. Пат. 2518796 РФ, МПК Б 04 В 19/06. Машина объёмного действия / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Виниченко В. С. ; заявитель и патентообладатель Омский гос. технич. ун-тет. - № 2013100631/06 ; заявл. 09.01.13 ; опубл. 10.06.14, Бюл. № 18. - 5 с. : ил.

41. Пат. 2534655 РФ, МПК Б 04 В 39/04. Способ работы насос-компрессора и устройство для его осуществления / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Нестеренко Г. А. и др. ; заявитель и патентообладатель Омский гос. технич. ун-тет. - № 2013125073/06 ; заявл. 29.05.13 ; опубл. 10.12.14, Бюл. № 34. - 5 с. : ил.

42. Видякин Ю. А. Колебания и вибрации в поршневых компрессорах. Л. Машиностроение. 1972. 224 с.

43. Видякин Ю.А., Доброклонский Е.Б., Кондратьева Т.Ф. Оппозитные компрессоры. Л. Машиностроение, 1979.-279с.

44. Владиславлев А. С., Мокшин В. А., Рахмилевич З. З. Работа пустотелого гасителя пульсаций давления на компрессорах 10ГК. - Вибрация технологических трубопроводов на химических предприятиях. ЦНИИТЭнефтехим, 1968.

45. Гладких П. А. Устранение пульсации давления в газопроводах. М.: Гостоптехиздат , 1962.

46. Иориш Ю. И. Виброметрия. М.: Машгиз, 1963

47. Михайлов - Михеев П. Б. Справочник по металлическим материалам турбино- и моторостроения. М.- Л., изд-во «Машиностроение» , 1961

48. Майзель Э. М., Сосенко Ю. К. Модернизация впускных систем стационарных поршневых компрессоров.- Вестник НИИ железнодорожного транспорта, 1974, № 2.

49. Воронков С.С, Прилуцкий И.К., Фотин Б.С. Математическая модель высокооборотного поршневого двухступенчатого компрессора // Расчет и эксперим. исслед. холод, и компрессор, машин.- М., 1982.- С. 43-53

50. Болштянский, А. П. Поршневые компрессоры с бесконтактным уплотнением / А. П. Болштянский, В. Е. Щерба, Е. А. Лысенко, Т. А. Ивахненко. - Омск : Изд-во ОмГТУ, 2010. - 416 с.

51. Прилуцкий А. И. Развитие теории, методов расчета оптимального проектирования поршневых компрессорных и расширительных машин: автореф. дис. на соиск. учен. степ. докт. техн. наук (05.04.03) / Прилуцкий Андрей Игоревич; СПб. национал.исслед.инст . - СПб, 2004. - 34 с.

52. Арсеньев И. А., Иванов Д. Н., Прилуцкий А. И. Учет реальных свойств рабочих веществ при моделировании процессов, протекающих в ступенях машин объемного действия. Известия СПбГУНиПТ, №1, 2009. - С. 35-42.

53. Щерба В. Е. Термодинамические основы расчета процессов сжатия и расширения в насосе объемного действия / В. Е. Щерба, В. В. Шалай, Е. А. Павлюченко и др. // Химическое и нефтегазовое машиностроение. - 2015. - №3. - С. 25-28.

54. Щерба В. Е. Обобщенный термодинамический подход к расчету процессов всасывания и нагнетания в насосах и компрессорах объемного действия / В. Е. Щерба, В. В. Шалай, А. В. Григорьев и др. // Химическое и нефтегазовое машиностроение. - 2015. - №6. - С. 26-29.

55. Кужбанов А.К. Экспериментальные исследования поршневого насос-компрессора с газовым демпфером / А. К. Кужбанов, В. Е. Щерба, Е. А. Павлюченко, Г. А и др. // Химическое и нефтегазовое машиностроение. -2015. - №5. - С. 25-28.

56. Белоцерковский О.М., Давыдов Ю.М. Метод крупных частиц в газовой динамике. Вычислительный эксперимент. - М.: Наука, 1982 - 391с.

57. Сборник задач по машиностроительной гидравлике // Д.А. Бутаев, З.А. Калмыкова, Л.Г. Позвиз и др. Под. ред. И.И. Куколевского и Л.Г. Подвиза. - 4-е изд. М. Машиностроение, 1981. - 464с.

58. Альтшуль А. Д., Киселев П.Г. Гидравлика и аэродинамика - М.: Стройиздат, 1975, - 327 с.

59. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

60. Кушнырев В.И., Лебедев В.И., Павленко В.А. Техническая термодинамика и теплопередача- М.: Стройиздат, 1986, - 463 с.

61. ANSYS CFX User's Guide

62. Хаит, А. В. Исследование эффекта энергоразделения с целью улучшения характеристик вихревой трубы : диссертация ... кандидата технических наук : 05.04.13 / А.В. Хаит.- Екатеринбург, 2012.- 202 с.

63. Детали машин: Учебник для машиностроительных техникумов /Ю. Н. Березовский, Д. В. Чернилевский, М. С. Петров; Под ред. Н. А. Бородина.— М.: Машиностроение, 1983. — 384 с.

64. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. — 8-е изд., перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2004. — 496 с.

65. Иванов М.Л. Детали машин: Учеб. для студентов втузов/Под ред. В.А. Финогенова. — 6-е изд., перераб. — М.: Высш. шк., 2000. — 383 с

66. Современный частотно-регулируемый электропривод / Р. Н Горбань, А.Т. Янукович Изд-во: Санкт- Петербургская Электротехническая Компания, 2002. - 94с.

67. Осипов, О.И. Частотно-регулируемый асинхроный электропривод / О.И. Осипов Изд-во: Siemens, 2002. - 129с.

68. Лобов, И.Э. Жидкостная система охлаждения поршневого

компрессора, основанная на колебательных явлениях газа на линии

195

нагнетания и экспериментальный стенд для ее исследования // Омский научный вестник. Сер. Приборы, машины и технологии. - 2015. - № 1(117). -С. 82-87.

69. Алиев Т.М. Измерительная техника/ Т.М. Адиев, А.А. Тер-Хачатуров. - М.: Высшая школа, 1991. - 384 с.

70. Алиев О. А. Микроэлектронные преобразователи неэлектрических величин/ О.А. Агеев, В.М. Мамиконова, В.В. Петров и др. -Таганрог: Изд-во ТРТУ, 2000. - 153 с.

71. Евтихеев Н.Н. Измерение электрических и неэлектрических величин/ Н.Н. Евтихеев, Я.А. Купершмидт, В.Ф. Папуловский, В.Н. Скугоров// Под общ. ред. Н.Н Евстихеева. М.: Энергопромиздат, 1990. - 352 с.

72. Клокова Н.П. Терморезисторы. Теория, методики расчета, разработки. - М.: Машиностроение, 1990. - 224 с.

73. Дайчик М.Л. Методы и средства натурной тензометрии: Справочник/ М.Л. Дайчик, Н.И. Пригоровский, Г.Х. Хуршудов. - М.: Машиностроение, 1989. - 240 с.

74. Гортышов Ю.Ф. Теория и техника теплофизического эксперимента/ Ю.Ф. Гортышов и др.// Под ред. В.К. Щукина. - М: Энергоатомиздат, 2001. - 360 с.

75. Фарзане Н.Г., Илясов Л.В., Азим-Заде А.Ю. Технологические измерения и приборы. М.: Высшая школа, 1989. - 456 с.

76. Кравцов А.В. Электрические измерения. М.: Агропромиздат, 1988. - 239 с.

77. Евтихеев Н.Н., Измерение электрических и неэлектрических величин/ Н.Н. Евтихеев, Я.А. Купершмидт, В.Ф. Папуловский, В.Н. Скугоров - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 352 с.

78. Измерение температур в технике: Справочник/ Под общ. ред. Ф. Линевега, Карлсруэ. - М.: Металлургия, 1980. - 544 с.

79. Монахов, В. И. Измерение расхода и количества жидкости, газа и пара. — М.—Л.: Госэнергоиздат, 1962.— 124 с.

80. Андронов И.В., Измерение расхода жидкостей и газов. М.: Энергоиздат, 1981. - 88с.

81. Шенк Х. Теория инженерного эксперимента. Пер. с англ. Е.Г. Коваленко под ред. Н.П. Бусленко. - М.: Мир. - 382с.

82. S^erba, V.E. Work Process Calculation of Rotary Hybrid Energy Converting Displacement Machines / V.E. S^erba, V.V. Shalai, E.A. Pavljuchenko, G.A. Nesterenko, E.Ju. Nosov, I.Je. Lobov // Procedia Engineering. Vol. 113, 2015, - P. 219-227.

83. Щерба, В.Е. Расчет рабочих процессов ротационной гибридной энергетической машины объемного действия // В.Е. Щерба, В.В. Шалай, И.Э. Лобов и др.// Материалы 5-й междунар. науч.-техн. конф. "Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства" : Омск. : Изд-во ИНТЕХ, 2015. - С.74-75.

84. Лобов, И. Э. Анализ рабочих процессов, протекающих в поршневой гибридной энергетической машине, использующей колебания давления газа в линии нагнетания / И. Э. Лобов, В. Е. Щерба, А. В. Григорьев // Омский научный вестник. Сер. Приборы, машины и технологии. - 2016. - № 2(146). - С. 40-44.

Приложение

Общество с ограниченной

ответственностью Омское специальное конструкторское бюро

УТВЕРЖДАЮ Генеральный директор

Харьковская ул., д. 2, Омск, 644041 Телефон: [phone], 54-09-60

(ООО «ОСКБП»)

приборов

ООО «ОСКБП» В.Г. Гладилович

Факс: [phone] E-mail: [e-mail]

ОГРН 1165543053356 ИНН/КПП 5506121827/550601001

На №

1 о. о з < С № 3 и у 12. Э

№_от

АКТ

о внедрении результатов кандидатской диссертационной работы Лобова Игоря Эдуардовича

Комиссия в составе:

Председатель Главный конструктор проекта Члены комиссии Начальник производства Начальник отдела

Кролевец Владимир Иванович Полуян Леонид Павлович Воропаев Александр Данилович,

составили настоящий акт о том, что результаты диссертационной работы «Разработка и исследование поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания», представленной на соискание ученой степени кандидата, использованы в практической деятельности ООО «Омское специальное конструкторское бюро приборов», являющегося индустриальным партнером ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет»,

при разработке поршневых гибридных энергетических машин в виде:

1. Технических предложений по выполнению конструктивных схем поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания.

2. Методик расчета и моделирования рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины объемного действия на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания.

Использование указанных результатов позволяет разрабатывать новые высокоэффективные поршневые гибридные энергетические машины на основе использования колебаний давления газа в линии нагнетания.

Результаты внедрялись при выполнении соглашения № 14.574.21.0068 по теме «Создание перспективных и конкурентоспособных конструкций гибридных энергетических машин объёмного действия нового типа с повышено интенсивным теплообменом в зоне рабочих органов».

Члены комиссии:

Председатель комиссии: