РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ ЩЕЛЕВОГО УПЛОТНЕНИЯ ПОРШНЕВОЙ ГИБРИДНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ МАШИНЫ, ВЫПОЛНЕННОГО В ВИДЕ ГИДРОДИОДА тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.13, кандидат наук Кондюрин Алексей Юрьевич

• Кондюрин Алексей Юрьевич
• кандидат наук
• 2016

Оглавление диссертации кандидат наук Кондюрин Алексей Юрьевич

ВВЕДЕНИЕ

1. АНАЛИЗ ПУТЕЙ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ПОРШНЕВЫХ ГИБРИДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН

1.1. Анализ путей повышения эффективности и экономичности работы

компрессорной секции ПГЭМОД

1.1.1 Основные пути повышения коэффициента подачи компрессорной

секции ПГЭМОД

1.1.2. Основные пути повышения индикаторного изотермического КПД компрессорной секции ПГЭМОД

1.2. Анализ конструкции уплотнений рабочей камеры, применяемых в поршневых газовых и жидкостных машинах

1.3. Анализ существующих методов расчета уплотнений, применяемых

в газовых, жидкостных поршневых машинах и в ПГЭМОД

1.3.1. Расчет поршневых уплотнений компрессоров и насосов

1.3.2. Расчет уплотнений ПГЭМОД

1.4. Анализ существующих моделей турбулентного движения жидкости

1.5. Анализ конструкций ПГЭМОД и применяемых в них поршневых уплотнений

1.6. Выбор объекта, цели и задачи исследования

1.6.1. Выбор объекта исследований

1.6.2. Выбор цели и задач исследований

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЩЕЛЕВОГО ПОРШНЕВОГО УПЛОТНЕНИЯ, ВЫПОЛНЕННОГО В ВИДЕ ГИДРОДИОДА

2.1 О соотношении массовых потоков жидкости и давлений нагнетания между насосной и компрессорной секциями в поршневой гибридной энергетической машине

2.2 Численный расчет течения жидкости в щелевом уплотнении ПГЭМОД, выполненном в виде гидродиода

2.2.1 Расчетная схема гидродиода

2.2.2 Основные уравнения численной модели

2.2.3 Модель турбулентности

2.2.4 Начальные и граничные условия

2.2.5 Методы численного решения уравнений

2.2.6 Расчетная сетка

2.3 Анализ основных физических процессов, протекающих в щелевом уплотнении, выполненном в виде гидродиода

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ЩЕЛЕВОГО ПОРШНЕВОГО УПЛОТНЕНИЯ, ВЫПОЛНЕННОГО В ВИДЕ ГИДРОДИОДА

3.1. Описание экспериментального стенда для проведения проливки

щелевого уплотнения

3.1.1. Гидравлическая схема стенда для исследования расходных

характеристик щелевого уплотнения

3.1.2. Конструкция приспособления для монтажа щелевого уплотнения

3.2. Выбор и обоснование основных геометрических параметров щелевого уплотнения и диапазона действующего на нем перепада давления

3.2.1. Геометрические параметры

3.2.2. Режимные параметры

3.3. Методика измерения и оценка погрешностей основных измеряемых

параметров

3.3.1 . Геометрические параметры щелевого уплотнения

3.3.2. Измерение давлений

3.3.3. Измерение расхода жидкости

3.3.4. Измерение температуры

3.4. План и методика экспериментальных исследований

3.5. Верификация математической модели

4. ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ И ОПТИМИЗАЦИЯ ОСНОВНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЩЕЛЕВОГО УПЛОТНЕНИЯ, ВЫПОЛНЕННОГО В ВИДЕ ГИДРОДИОДА

4.1 План численного эксперимента

4.2 Построение регрессионных полиномов

4.3 Параметрический анализ

4.4 Проведение многомерной нелинейной оптимизации с системой накладываемых ограничений

Основные выводы

ЛИТЕРАТУРА

Приложение

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ ЩЕЛЕВОГО УПЛОТНЕНИЯ ПОРШНЕВОЙ ГИБРИДНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ МАШИНЫ, ВЫПОЛНЕННОГО В ВИДЕ ГИДРОДИОДА»

ВВЕДЕНИЕ

Последние несколько десятилетий развития машиностроения характеризуются широким внедрением автоматизированных, гибких производственных систем (ГПС) и существенным повышением точности изготавливаемых размеров и сопряжений различных деталей, в том числе и имеющих сложную форму [1-4 и др.]. В связи с этим значительно сократился период подготовки производства, появилась возможность относительно быстрой смены продукции, а также стал экономически целесообразным выпуск продукции мелкими партиями и даже единичных образцов. Технологическому прогрессу также способствует развитие средств вычислительной техники и создание пакетов прикладных программ, способных не просто облегчить труд конструктора, но и дающих возможность сопряжения вычислительной машины непосредственно с обрабатывающим оборудованием (пакеты AutoCAD, Art Cam и др., см. также [5, 6]).

Эти обстоятельства, с одной стороны, позволили значительно расширить номенклатуру производимых изделий в машиностроении и других отраслях народного хозяйства, т.е. более полно удовлетворять потребности общества, а, с другой стороны, - весьма ощутимо повысили конкуренцию на рынке однотипных изделий [7, 8 и др.].

Если раньше производство могло получать прибыль, изготавливая минимум десятки тысяч достаточно сложных изделий в год (автомобили, насосы, электродвигатели, холодильные машины, компрессоры и т.д.), то сегодня, при использовании ГПС становится выгодным выполнять заказы предприятий и торговых сетей на сотни и даже десятки подобных изделий.

Кроме того, «гибкость» технологических процессов позволяет сравнительно недорого выпускать опытные партии изделий с целью объективного маркетинга их востребованности на рынке. Это касается, в том числе, и това-

ров, обладающих определенной новизной, имеющих некоторые новые конструктивные и потребительские свойства.

К числу таких объектов относятся, в частности, поршневые гибридные энергетические машины (ПГЭМОД), способные одновременно и попеременно сжимать жидкости и газы.

Проведенный анализ возможности и целесообразности применения таких машин в различных объектах техники [9, 10], создание комплекса конструктивных решений, позволяющих использовать положительные свойства одновременного сжатия жидкости и газа в поршневых машинах [11-15], а также теоретические и экспериментальные исследования рабочих процессов, протекающих в полостях этих машин [16-24 и др.], убедительно показали перспективность применения ПГЭМОД, в том числе и с целью снижения приведенных затрат на питание потребителей сжатым газом и жидкостью под давлением.

Результатом успешного завершения первого этапа комплексных исследований, проведенных под руководством д.т.н., проф. Щербы В.Е., стала, в частности, монография [26], а также включение работ по реальному проектированию ПГЭМОД в Государственную программу Министерства образования и науки Российской Федерации (раздел «Энергетика», Уникальный идентификатор прикладных научных исследований (проекта) КЕМБЕ157414Х0068) на 2014-2016 г.

Работы по проекту предусматривают выход на проектирование реальной серийной машины ПГЭМОД, а также проведение исследований, целью которых является дальнейшее совершенствование рабочих процессов и конструкций ПГЭМОД.

В приведенных выше ссылках на опубликованные результаты научных исследований рабочих процессов и новые конструкции ПГЭМОД описываются методики, алгоритмы расчетов и результаты натурных испытаний конструкций, в которых в качестве уплотнения поршня, находящегося в общем

для компрессорной и насосной секции цилиндре, используется гладкое щелевое уплотнение. В то же время известно, что такое уплотнение требует изготовления очень точного зазора в сопряжении «поршень-цилиндр» [27-29 и др.].

Однако, одной из основных идей применения ПГЭМОД является обустройство в зазоре между поршнем и цилиндром гидравлического затвора, предотвращающего перетечки сжимаемого газа через поршневое уплотнение, разделяющее компрессорную и насосную секции, что уже само по себе служит для сокращения или полного предотвращения перетечек газа в насосную секцию и, таким образом, его потерь через поршневое уплотнение.

Кроме того, постоянное присутствие и смена жидкости в зазоре между поршнем и цилиндром позволяет охладить сопрягающиеся поверхности и выровнять их температуру по длине, что положительно влияет на стабильность зазора и увеличивает теплоотвод от газа к стенкам цилиндра в процессе сжатия, приближая его к наиболее эффективному - изотермическому процессу.

Дальнейшее совершенствование конструкции и рабочих процессов может быть связано как с применением новых технологий проектирования и изготовления, так и с изучением факторов, влияющих на эффективность работы ПГЭМОД, и принятием решений, имеющих положительные последствия в освоении этого нового вида изделий.

Настоящая работа как раз и посвящена исследованию щелевого уплотнения поршневой гибридной энергетической машины, выполненного в виде гидродиода, и призванного улучшить внешние характеристики ПГЭМОД и повысить эффективность ее работы.

1. АНАЛИЗ ПУТЕЙ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ПОРШНЕВЫХ ГИБРИДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН

Поршневая гибридная энергетическая машина (ПГЭМОД) является типичным представителем изделий машиностроения и относится к классу поршневых машин объемного действия. На настоящий момент такие машины не производятся, и лишь один из ее конструктивных вариантов [12, 15], предназначенный для эксплуатации в условиях ремонтного производства, находится на стадии испытаний.

В целом задачи повышения эффективности изделия относятся к поисковым, и их решение представляется в виде технического задания на проектирование модернизированного в какой-то части объекта.

Этот вопрос, в частности, рассмотрен в работе [27] при выяснении последовательности действий при разработке технического задания на проектирование нового объекта техники.

Трансформированная для данного случая схема [27] поиска направления исследований представлена на рис. 1.

В соответствии с предложенной схемой на первый план выступают коммерческие соображения предприятия, которые не должны противоречить общему направлению совершенствования техники и технологии.

Вполне очевидно, что центральное место в вышеприведенной схеме занимает «шаг» П8, который при необходимости улучшения характеристик машины определяет все дельнейшие действия проектировщика. В связи с этим, необходимо рассмотреть возможные пути повышения эффективности работы обеих полостей (компрессорной и насосной) ПГЭМОД.

1.1. Анализ путей повышения эффективности и экономичности работы

компрессорной секции ПГЭМОД

Компрессорная секция ПГЭМОД по своему конструктивному исполнению является классической схемой поршневого компрессора. Однако ее особенностью является наличие жидкости в поршневом уплотнении, занимающей весь зазор или его часть и выполняющей функцию гидрозатвора.

01

Анализ состояния рынка сбыта ПГЭМОД

П4 1 "_

Удовлетворительное состояние

П5

Объективные возможности расширения рынка

П6

Расширение производства

П2

Неудовлетворительное состояние

П8 _

Анализ параметров, при воздействии на которые возможно улучшение характеристик ПГЭМОД

П10

На базе модернизированной конструкции

П3

Поиск новых рынков

Информацион- П7 ные ресурсы

П11

Проектирование новой конструкции

5Т

Определение исходных данных для проектирования ПГЭМОД

6Т

Определение состава ПГЭМОД

3Т

Выработка технических требований к ПГЭМОД

П12

ОБЩИИ КОНСТРУКТИВНЫМ ОБЛИК (ДИЗАЙН)

П1

1. Тип гидропневматической системы, совмещение параметров ПГЭМОД и системы.

2. Метод регулирования производительности насосной и компрессорной секции.

3. Конструкция механизма привода движения поршня и поршневого уплотнения.

7Т

Эскизное проектирование

Рис. 1. Трансформированная схема предпроектных исследований ПГЭМОД (индекс «П») и ее связь со схемой примерных стадий разработки технического объекта новой техники (индекс «Т» [27])

Длина жидкостного слоя в зазоре уплотнения вдоль цилиндрической образующей тела поршня и цилиндра является величиной переменной и должна

определяться в процессе расчета еще на стадии проектирования. При этом желательно, чтобы в компрессорную полость попадало жидкости из насосной секции столько, сколько нужно для уплотнения зазора, и чтобы она не вносила больших сложностей в процесс отделения конденсата и жидкой смазки серийными масловлагоотделителями, которые устанавливаются, как правило, сразу за нагнетательной полостью компрессора [30-35 и др.].

Основными внешними характеристиками поршневого компрессора являются производительность, потребляемая мощность, габариты и масса, а показателями совершенства рабочих процессов - объемный коэффициент подачи Л и индикаторные КПД - изотермический и адиабатный цАВ [36, 37]. В том случае, если компрессор имеет явно выраженную систему охлаждения (особенно - жидкостную), применяется изотермический КПД, для малых и быстроходных компрессоров с принудительным воздушным охлаждением или без охлаждения цилиндропоршневой группы чаще используют адиабатный КПД.

Соответственно, по этим показателям и следует производить анализ эффективности и экономичности.

1.1.1 Основные пути повышения коэффициента подачи компрессорной

секции ПГЭМОД

Увеличение объемного коэффициента подачи

Объемный коэффициент подачи показывает, во сколько раз фактическая подача (производительность по условиям всасывания) компрессора за один рабочий цикл Уе меньше, чем объем, описанный поршнем Ун [36, 38 ]:

я = Уе/Ук . (1.1.1)

Снижение фактической производительности происходит из-за наличия мертвого объема Ум, подогрева газа в полости всасывания и в цилиндре в процессе всасывания, гидравлического сопротивления всасывающего тракта, из-за неплотностей рабочей полости цилиндра и влажности всасываемого газа. Кроме того, на производительность компрессора отрицательное влияние оказывают колебания рабочего тела в полостях, непосредственно примы-

кающих к цилиндру (полости всасывания и нагнетания, межступенчатые теплообменники) и в газовых коммуникациях (линия всасывания и линия нагнетания), запаздывание открытия и закрытия клапанов и другие факторы, которые при правильном проектировании пневматической системы, в которую входит компрессор, не оказывают существенное влияние на его внешние характеристики и являются второстепенными [37, 38].

В то же время основные факторы являются взаимозависимыми, т.е. изменение одного из них влечет за собой изменение и остальных.

На стадии предпроектных исследований и расчетов при прогнозе величины объемного коэффициента, обычно, используют упрощенную зависимость вида [26]:

л = Ло •ЛЛр -Лт • Лр1 (1.1.2)

где Л0 - объемный коэффициент, учитывающий влияние мертвого объема, ЛТ - коэффициент подогрева, учитывающий подогрев газа на всасывании, Лр1 - коэффициент плотности, учитывающий влияние неплотностей рабочей полости цилиндра,, Лф - коэффициент дросселирования, учитывающий падение давления при протекании газа через всасывающий клапан, Лу1 - коэффициент влажности, учитывающий уменьшение производительности из-за наличия водяных паров во всасываемом газе.

Наибольшее влияние на величину коэффициента Л оказывает объемный коэффициент Л0, который зависит от величины мертвого пространства и степени повышения давления е. Он всегда меньше единицы (мертвый объем реальной машины не может быть равен нулю), и может принимать нулевое значение в том случае, когда е в ступени компрессора настолько высока, что весь сжатый газ умещается в мертвом пространстве и не нагнетается из цилиндра (рис. 1.1.1).

Р

Р

к »

► «

. ♦ \\

к

V. .V

Ум

10

б)

Рис. 1.1.1. Индикаторные диаграммы компрессорной секции: а - с «нормальным» мертвым объемом, б - со слишком большим мертвым V объемом

На рис. 1.1.1 розовым цветом обозначен мертвый объем Ум, голубым и точечной линией - индикаторная диаграмма идеального компрессора, сиреневым и сплошной линией - индикаторная диаграмма реального компрессора. Анализируя представленные индикаторные диаграммы можно сделать вывод о том, что производительность компрессора уменьшается с увеличением мертвого объема Ум.

В поршневом компрессоре повышение Л0 достигается точным изготовлением кривошипно-шатунного механизма и использованием клапанов, имеющих минимальный объем, обращенный в сторону камеры сжатия. Однако, полностью исключить его только технологически и конструктивно не удается.

Авторы [26, 37] дают достаточно полное описание составляющих коэффициента Л0 и получают математическое выражение для его определения:

1

Ло = 1- ам

Г \ Рн

\ рвс

т

- 1

(1.1.3)

где аМ - величина относительного мертвого объема (аМ = Ум1Ун); т - приведенный показатель политропы процесса расширения из мертвого пространства (показатель политропы конечных параметров).

Анализ этого уравнения показывает, что чем больше величина мертвого объема аМ, чем выше отношение давления нагнетания рН к давлению всасывания рВС и чем ближе процесс сжатия к адиабатному (величина т приближается к показателю адиабаты к), тем больше второй член уравнения (1.1.3) и тем ниже результат - величина коэффициента Л0.

Одним из способов практически полностью избавиться от мертвого объема является подача жидкости в цилиндр компрессорной секции путем, например, впрыска жидкости [36, 38]. Однако при этом не успевшие осесть на стенках рабочей камеры капли жидкости уносятся с нагнетаемым газом и существенно его загрязняют. Кроме того, на сам впрыск затрачивается механическая энергия, что может снизить общую эффективность машины.

В то же время, в ПГЭМОД имеется насосная секция, сопряженная с компрессорной через поршневое уплотнение, и можно оптимизировать рабочие процессы машины таким образом, что в процессе сжатия-нагнетания жидкости, через это уплотнение в компрессорную секцию, в которой идет процесс всасывания, попадет столько жидкости, сколько нужно для заполнения мертвого пространства. При этом жидкость, будучи гомогенной (не в распыленном состоянии), не попадает в линию нагнетания компрессорной секции. Такой вариант работы ПГЭМОД с дифференциальным поршнем [26] показан на рис. 1.1.2.

Рис. 1.1.2. Схема работы ПГЭМОД с дифференциальным поршнем и гладким щелевым уплотнением (а - всасывание газа, сжатие и нагнетания жидкости; б - нижняя мертвая точка по окончании хода поршня вниз; в - сжатие газа, всасывание жидкости; г - конец хода поршня вверх, конец нагнетания газа и всасывания жидкости):

1. Компрессорная секция. 2. Насосная секция. 3. Поршень. 4. Шток. 5. Гладкое щелевое уплотнение. 6. Полость всасывания газа. 7. Газовый всасывающий клапан. 8. Полость нагнетания газа. 9. Газовый нагнетательный клапан. 10. Жидкостный нагнетательный клапан. 11. Жидкостный всасывающий клапан. 12. Мертвый объем

При правильной работе ПГЭМОД в процессе сжатия-нагнетания газа не должно быть его утечек через зазор поршневого уплотнения в насосную полость, но могут существовать перетечки газа в пространство зазора между поршнем и цилиндром, которые не должны превышать объема данного зазора.

Увеличение температурного коэффициента подачи

При прохождении всасываемого газа через фильтр, полость всасывания, всасывающий клапан в процессе всасывания, а также в начале процесса сжатия, когда его температура еще явно ниже температуры стенок коммуникаций и полостей, через которые он проходит, осуществляется подвод теплоты к всасываемому газу.

В результате этих процессов газ, поступивший в цилиндр, имеет температуру выше, чем температура источника, в качестве которого, чаще всего, является атмосфера.

В то же время, производительность компрессорной секции рассчитывается в приведении к стандартным условиям - по параметрам в стандартной точке всасывания (СТВ) [37]. Поскольку всасываемый подогретый газ будет иметь более высокую температуру, его плотность будет ниже, чем в СТВ, и масса газа, которую сжимает компрессор, окажется меньше, чем если бы он сжимал газ, поступивший в цилиндр при параметрах СТВ. Это определяет снижение производительности компрессора и отражается на величине ЛТ , которая всегда меньше единицы.

Чем выше величина е, тем выше температура конца процесса сжатия, т.е. температура нагнетаемого газа ТН (1.1.4) и как следствие выше температура деталей цилиндропоршневой группы.

п—1

Тн = Твс £^ , (1.1.4)

где ТВС - температура всасываемого газа с учетом его подогрева в фильтре, полости всасывания и при прохождении через клапан, п - показатель политропы процесса сжатия.

В общем случае коэффициент подачи можно представить в виде произведения первого теплового коэффициента Л (учитывает подогрев газа в ци-

линдре) и второго теплового коэффициента Л (учитывает подогрев газа за счет сил трения при прохождении через всасывающий клапан) [33, 37]:

Л=Л-Л (1.1.5)

Рекомендации по определению составляющих уравнения (1.1.5) приведены в [33, 37]. Следует отметить, что зависимость ЛТ = Де) имеет нелинейный характер, что показано в [37] по данным, опубликованным в [33] (см. рис. 1.1.3).

Рис. 1.1.3. Диапазон изменения коэффициента подогрева АТ в зависимости от степени повышения давления е по данным экспериментальных исследований [33]

При этом верхняя граница диапазона характерна для компрессоров большой производительности и компрессоров с хорошим охлаждением деталей цилиндропоршневой группы, а также для компрессоров с малыми гидравлическими сопротивления во всасывающих клапанах. Нижняя граница соответствует компрессорам с воздушным охлаждением.

Кроме того, для определения ЛТ можно в первом приближении воспользоваться уравнением Л = 1 — 0,01 1) [36, 37].

Из графика на рис. 1.1.3 следует, что хорошее охлаждение цилиндропоршневой группы может существенно, до 5%, повысить коэффициент по-

догрева и увеличить производительность и общую эффективность компрессора.

В конструкции ПГЭМОД жидкостное внешнее охлаждение может быть осуществлено без подвода жидкости от дополнительного источника, т.к. подпоршневая (штоковая) полость в соответствии с ее назначением прокачивает жидкость от источника потребителю, и эта жидкость может в процессе работы агрегата протекать через рубашку цилиндра и полости в клапанной крышке. Исследования [9] показали, что таким образом можно понизить температуру цилиндропоршневой группы на 10-15 К и более по сравнению с воздушным охлаждением и тем самым повысить температурный коэффициент 2Т приближая его значения к верхней границе графика показанного на рис. 1.1.3, причем это достигается без применения отдельной насосной станции.

Кроме того, снижение температуры клапанной группы благотворно влияет на ресурс работы запорных элементов и их пружин (при наличии последних), т.к. увеличение температуры материалов, из которых они изготавливаются (обычно, это высококачественные легированные стали) существенно снижают их общую и контактную прочность [39, 40]. Так, например, для сплавов на основе железа предел текучести при увеличении температуры с 20 0С до 200 0С снижается с 900 МПа до 200 МПа, т.е. в 4,5 раза, а предел прочности - в 1,5 раза.

Увеличение коэффициента плотности

В обычном поршневом компрессоре рабочая полость цилиндра негерметична [33, 34, 36-38, 41, 42 и др.], и существуют как утечки (полная потеря сжимаемого газа из рабочей полости), так и перетечки газа из одной полости в другую. В компрессорах простого действия герметичность рабочей камеры зависит от величины зазора поршневого уплотнения и условных зазоров всасывающих и нагнетательных клапанов. Следует заметить, что повышение герметичности рабочей камеры достигается применением поршневых колец. Однако, в данном случае, увеличиваются затраты энергии на преодоление сил трения и кроме того теплота выделяющаяся под действием сил трения снижает производительность компрессора. В работах [33, 37] отмечается, что

при удовлетворительном состоянии поршневых колец потеря производительности может достигать 3% от всего количества всасываемого газа, что достаточно значительно. При исправных всасывающих и нагнетательных клапанов потери производительности незначительны, однако, данные потери резко возрастают с течением времени эксплуатации клапанов.

В ПГЭМОД компрессорная секция со стороны поршня уплотнена жидкостью находящейся в зазоре цилиндро-поршневой пары. Часть жидкости перетекаемой через зазор поршневого уплотнения в компрессорную секцию попадает на элементы клапанов и уплотняет их условные зазоры. Таким образом, при правильной работе поршневого уплотнения ПГЭМОД можно обеспечить практически полную герметичность компрессорной секции, значение коэффициента плотности ХР1 в данном случае приближается к единице.

1.1.2. Основные пути повышения индикаторного изотермического КПД

компрессорной секции ПГЭМОД

В настоящее время показатели эффективности работы поршневого компрессора: приведенные затраты (в единицах стоимости) и удельные затраты механической работы на производство сжатого воздуха, изотермический ц17 и адиабатный цав индикаторный КПД [26-30, 33, 34, 36 и др.].

Для оценки совершенства рабочих процессов, протекающих в полости цилиндра, всегда используются два последних показателя ц17 и цав. Использование адиабатного индикаторного КПД цав целесообразно в случае оценки одноступенчатых компрессоров без специального жидкостного охлаждения, в свою очередь оценка по изотермическому индикаторному КПД ц17 корректна для компрессоров с любым количеством ступеней и с любой системой охлаждения, что делает показатель ц17 более универсальным.

Формула для определения ц17 выглядит следующим образом:

N Т

„ _ 1 ¡7 _ Т ¡7.

Чп = = Т7, (1.1.6)

где N0 и Ьв - индикаторная мощность и индикаторная работа действительного компрессора, 117 и Ь17 - индикаторная мощность и индикаторная работа

идеального компрессора, в котором процесс сжатия происходит по изотерме (рис. 1.1.4).

к

Нтах

к

ВС

^ ^ | кВСтах

Рис. 1.1.4. Индикаторная диаграмма действительного (обозначена черной линией) и идеального изотермического (имеет фиолетовый цвет) поршневого компрессора, совмещенная с диаграммами движения запорных органов самодействующих клапанов: кН - высота подъема запорного элемента нагнетательного клапана, кВС. то же для всасывающего клапана, Ук - полный объем камеры сжатия, Ум - мертвый объем,

рН - давление нагнетания, рВС - давление всасывания

Из рассмотрения индикаторных диаграмм на рис. 1.1.4 следует, что повышения величины П1г можно добиться в основном следующими методами:

1. Приблизить процесс сжатия (участок 1-2) к изотермическому.

2. Снизить потери работы, затраченной на проталкивание газа через всасывающие и нагнетательные клапаны (участки 2-3-4 и 5-6-1).

Увеличение индикаторного изотермического КПД за счет улучшения

охлаждения компримируемого газа

Приблизить процесс сжатия к изотермическому можно лишь за счет максимально возможного отвода теплоты от сжимаемого газа. На практике этого достигают в основном внешним, либо внутренним отводом теплоты. Первый способ применяется в компрессорах малой, средней (реже) и большой (практически повсеместно) производительности, второй - в малых холодильных компрессорах поршневого, роторного и ротационного типа [38, 4346 и др.]. Причем в машинах малой производительности и в микрорасходных машинах криогенной техники (особенно ротационного типа) впрыск жидко-

сти производится не только (и не столько) с целью охлаждения комприми-руемого газа, сколько для уплотнения зазоров сопряжений рабочих органов.

Автором [36] изложены результаты обширных исследований в области оптимизации закона перемещения поршня с целью повышения величины п17, которые показали, что реально за счет этого конструктивного мероприятия можно повысить п17 на 3-4%. Такой подход в проектировании имеет смысл в основном для компрессоров высокой производительности, когда каждый «процент» выигрыша в работе может экономить до нескольких киловатт и даже десятков киловатт подводимой к компрессору мощности, что компенсирует усложнение конструкции привода. Один из вариантов привода движения поршня компрессора с близким к оптимальному законом перемещения подробно описан в [47].

13

Потребителю жидкости

От источника жидкости 11

Рис . 1.1.5. Простейшая схема ПГЭМОД с внешним охлаждением с помощью рубашки, размещенной в стенках цилиндра:

1. Компрессорная секция. 2. Насосная секция. 3. Поршень. 4. Шток. 5. Гладкое щелевое уплотнение. 6. Полость всасывания газа. 7. Газовый вса-сыв ающий клапан. 8. Полость нагнетания газа. 9. Газовый нагнетательный клапан. 10. Жидкостный нагнетательный клапан. 11. Жидкостный всасываю щий клапан. 12. Жидкостная рубашка. 13. Теплообменник

В ПГЭМОД использование внешнего отвода теплоты как бы «напрашивается» само собой. В связи с тем, что эта машина одновременно или попе-

ременно сжимает и подает потребителю и газ и жидкость, существует полная возможность использовать перекачиваемую жидкость для охлаждения цилиндра машины. Такое охлаждение может быть организовано различным образом (см., например, [12 - 15] и др.), однако в любом случае легко реализуется простейшая схема, изображенная на рис. 1.1.5.

В зависимости от устройства конкретной пневмогидравлической схемы, в которую включена ПГЭМОД, теплообменная аппаратура может быть установлена как на входе в рубашку охлаждения, так и в другом месте. Жидкостная рубашка может охватывать не только цилиндр машины, но и клапанную коробку подобно тому, как это практикуется в двигателях внутреннего сгорания.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Кондюрин Алексей Юрьевич, 2016 год

ЛИТЕРАТУРА

1. Медведев В.А. Технологические основы гибких производственных систем/В.А. Медведев, В.П. Вороненко, В.Н. Брюханов и др.; Под ред. Ю.М. Соломенцева. - М.: Высш. шк., 2000. - 255 с.

2. Выжигин А.Ю. Гибкие производственные системы. М.: Машиностроение, 2009. - 288 с.

3. Шандров Б.В. Технические средства автоматизации/Б.В. Шандров. А.Д. Чудаков. - М.: Издательский центр «Академия», 2007. - 368 с.

4. Капустин Н.М. Автоматизация производственных процессов в машиностроении. М.: Высшая школа, 2004. - 415 с.

5. Дж. Смит. Сопряжение компьютеров с внешними устройствами. Уроки реализации: Пер. с англ. -М.: Мир, 2000. — 266 с, ил.

6. Шандров Б.В. Технические средства автоматизации/ Б.В. Шандров, А Д. Чудаков. — М. :Издательский центр «Академия», 2007. — 368 с.

7. Карпов Э.А. Организация производства и менеджмент. Старый Ос-кол: Изд-во ТНТ, 2010. - 364 с.

8. Современная экономика. Лекционный курс. /Коллектив авторов. -Ростов н/Д: Изд-во «Феникс», 2001. - 544 с.

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

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

11. Патент РФ № 118371 Поршневой насос-компрессор/ Болштян-ский А.П., Щерба В.Е., Нестеренко Г.А., Виниченко В.С. и др. Омский гос. технич. ун-тет. - № 20121077932/06. Заявлено 01.03.2012. Опубл. 20.07.2012. - Бюл. № 20.

12. Патент РФ № 2518796 Машина объёмного дейст-вия/Болштянский А.П., Щерба В.Е., Виниченко В.С. Омский гос. технич. ун-тет. - №2013100631/06. Заявлено 09.01.2013. Опубл. 10.06.2014. Бюл. № 18.

13. Патент на полезную модель № 125635 РФ, Поршневой насос-компрессор/ Омский государственный технический университет/ А.П. Бол-штянский, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов и др. Заявлено 24.09.2012; опубл. 10.03.2013 Бюл. № 7.

14. Пат РФ № 2538188, Способ работы насос-компрессора и устройство для его осуществления/ А.П. Болштянский, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов и др. Заявл. 20.08.2013. - Опубл. 10.01.2015, Бюл. № 1.

15. Пат РФ № 2534655. Способ работы насос-компрессора и устройство для его осуществления/ А.П. Болштянский, В.Е. Щерба, Г.А. Нестеренко и др. Заявл. 29.05.2013. - Опубл. 10.12.2014, Бюл. № 34.

16. Щерба В.Е. Расчет процессов сжатия и расширения поршневого насоса с газовым демпфером/ В.Е. Щерба, Г.А. Нестеренко, Б.А. Калашников, В.Н. Блинов, А.М. Парамонов, А.К. Кужбанов// Омский научный вестник. Серия «Приборы, машины и технология». - 2012. - № 2(110). - С. 148-152.

17. 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. Серия «Приборы, машины и технология». - 2013. - № 1(117). - С.82-87.

18. Щерба В.Е. Анализ влияния угловой скорости коленчатого вала на эффективность насос-компрессора с газовым демпфером/ В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко, А.П. Болштянский, А.К. Кужбанов.// Омский научный вестник Серия «Приборы, машины и технология». - 2013. - № 2(120). - С. 65-70.

19. Щерба В.Е. Математическое моделирование процессов всасывания и нагнетания поршневого насоса с газовым демпфером / В.Е. Щерба, Е.А. Пав-

люченко, А.К. Кужбанов// Химическое и нефтегазовое машиностроение № 7/2013. Москва, ООО «Редакция журнала «ХНГМ», 2013. - С.26-30.

20. Щерба В.Е. Параметрический анализ работы насосной секции поршневого насос-компрессора с газовым демпфером/ В.Е. Щерба, Е.А. Павлю-ченко, А.К. Кужбанов// Химическое и нефтегазовое машиностроение № 1/2014. Москва, ООО «Редакция журнала «ХНГМ», 2014. - С.23-26.

21. Щерба В.Е. Повышение быстродействия поршневого форвакуумного насоса с гидравлическим затвором/В.Е. Щерба, Г.А. Нестеренко, А.К. Кужбанов, В.С. Вихарев// Материалы международной научно-технической конференции «Вакуумная наука и техника». М.-МИЭМ.2012. - С. 54-58.

22. А.В. Турышев. Расчет процесса нагнетания поршневого насоса с газовым демпфером// А.В. Турышев, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов// Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика: сборник докладов XVI Всероссийской науч.-техн. конф. студентов и аспирантов (11 декабря 2012 г., Москва). - М.: Изд-во МЭИ, 2012. - С. 102-107.

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

24. 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. Вини-ченко //Омский научный вестник. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2012 №1(107). - С. 133-135.

25. Виниченко В.С. Описание процессов в уплотнении поршневого компрессор-насоса/ В.С., Виниченко, А.П. Болштянский, А.М. Яковец// Материалы II Всероссийской молодёжной науч.-техн. конф. «Россия молодая». -Омск : Изд-во ОмГТУ, 2010. Кн.1. - С. 15-19.

26. 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.

27. Кондаков Л.А. Уплотнения и уплотнительная техника. Справочник. /Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.Б. Овандер, В.В. Гордеев, Б.А. Фурманов, Б.В. Кармугин// Под ред. Кондакова Л.А., Голубева А.И. - М.: Машиностроение, 1986. - 464 с.

28. Орлов, Ю. М. Объемные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчет. - М.: Машиностроение, 2006. - 222 с.

29. 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.

30. Захаренко С.Е.. Поршневые компрессоры/ С.Е. Захаренко, С.А. Ани-симов, В.А. Дмитриевский, Г.В. Карпов, Б.С. Фотин. Под. ред. С.Е. Захаренко. М.- Л::ГНТИ Машиностроительной литературы, 1961. - 457 с.

31. Страус В. Промышленная очистка газов.- М.: Химия.- 1981.- 616 с.

32. Ужов В. Н., Мягков Б. И. Очистка промышленных газов фильтрами.

- М.: Химия, 1970. - 319 с.

33. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. - Л.: Машиностроение, 1969.

- 743 с.

34. 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.

35. Решкин А.В., Трофимов В.Л. Сравнительная эффективность «сухого» и маслозаполненного малорасходных пластинчатых компрессоров// Работы по созданию нового эффективн. холодильн. и компрессорн. оборудования: Сб. тр. ВНИИхолодмаш. - М., 1989. - С. 130-133.

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

37. Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет. -М.: Колос, 2000. -456 с.

38. Щерба В.Е. Рабочие процессы и основы оптимального проектирования объемных компрессоров микрокриогенной техники с двухфазным рабочим телом: Автореф. дис. д-ра техн. наук. - Л., 1993. - 32 с.

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

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

41. Новиков И.И Бессмазочные поршневые уплотнения в компрессорах/ И.И. Новиков, В.П. Захаренко., Б.С Ландо - Л.: Машиностроение, 1981.- 238 с.

42. Михайлов А.К. Компрессорные машины/ А.К. Михайлов, В.П.Ворошилов - М: Энергоатомиздат, 1989. - 287 с.

43. Якобсон В.Б.. Малые холодильные машины. М.: Пищевая промышленность, 1977. - 368 с.

44. Петров Ю.С. Судовые холодильные машины и установки. Л.: Судостроение, 1991. - 400 с.

45. Бежанишвили Э.М. Холодильные компрессоры. Справоч-ник./Э.М. Бежанишвили, А. В. Быков, Е. С. Гуревич, Т.С. Дремлюх, И.М. Калнинь и др./ Под ред. А. А. Глаголина, Н.А. Головкина, Г.Н. Даниловой, И. М. Калнинь и др./ Общ. ред. И.М. Калнинь. - М.: Легкая и пищевая промышленность, 1984. - 280 с.

46. Шерстюк А.Н. Расчет перетечек в маслозаполненном ротационном компрессоре // Химическое и нефтяное машиностроение. - 1982. - № 8. - С. 21-22.

47. Патент РФ на ПМ № 131817. Поршневой компрессор/ А.П. Болштян-ский, В.Е. Щерба, Д.А. Кузеева, Е.А. Лысенко. № 2013108498/06. Заявл. 26.02.2013. Опубл. 27.08.2013. Бюл. № 24.

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

49. Ernst P. Special gas compression problems solved with oil-free labirinth piston compressors// 2nd Eur. Congr. Fluid Mach. Oit, Retrohem. and Relat. und. Conf. [The Hague, 26-24 March, 1984] - London, 1984. - Р. 71-84.

50. Angst R.A. The labirinth piston compressor// S.Afr. Mech. Eng.- 1979.29, № 8. - Р. 262-270.

51. Zurcher M.H. Labyrinth und Kunststoffring - Trockenlaufkompressoren// Techn. Rudschau Sulzer. - 1967. - 49, № 1. - Р. 25-29.

52. Уолти Ф.О. Поршневой компрессор без цилиндровой смазки/Engineering, IV. - 1954.

53. Никитин Г.А. Щелевые и лабиринтные уплотнения гидроагрегатов. М.: Машиностроение, 1982. - 135 с.

54. Макаров Г.В. Уплотнительные устройства. - Л.: Машиностроение, 1973. - 232 с.

55. Болштянский А.П. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня./ А.П. Болштянский, В.Д. Белый, С.Э. Дорошевич. Омск.: Изд-во ОмГТУ, 2002. - 406 с.

56. 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.

57. Башта Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов, О.В. Байбаков, Ю.Л. Кирилловский. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

58. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М.: Дрофа, 2003. 846 с.

59. Белов И.В. Одномерные и плоские течения. Свердловск, изд. УПИ им. С.М. Кирова, 1978. 80 с.

60. Хинце И.О. Турбулентность, ее механизм и теория. М.: Изд-во ин. лит.,1963. 680 с.

61. Белов И.А., Исаев С.А. Моделирование турбулентных течений. Балт. гос. техн. ун-т., Санкт-Петербург, 2001. 108 с.

62. David C. Wilcox. Turbulence modeling for CFD. DCW Industries, California, 1994. 460 p.

63. Фрик П.Г. Турбулентность: модели и подходы. Часть 1, 2. Перм. гос. техн. ун-т. Пермь, 1998. 108 с.

64. Флетчер К. Вычислительные методы в динамике жидкостей. Т. 1, 2. Перс. с англ. М.: Мир, 1991.

65. Ferziger, Joe H. Computational methods for fluid dynamics. New York, Springer, 2002. 423 p.

66. Белоцерковский О.М., Давыдов Ю.М. Метод крупных частиц в газо-войдинамике. М.: Наука, 1982. 392 с.

67. Menter F.R. Two-equation Eddy-viscosity turbulence models for engineering applications. AIAA Journal, 32 (8), 1994, 269-289.

68. Лебедев. Элементы струйной автоматики/ И.В. Лебедев, С.Л. Трескунов, В.С. Яковенко. М.: Машиностроение, 1973. - 360 с.

69. Залманзон Л. А. Теория элементов пневмоники. М.: Наука, 1969. - 507 с.

70. Носов Е.Ю. Повышение эффективности работы гидропневматических агрегатов с катящимся ротором. Автореф. канд. дисс. Омск: Изд-во Ом-ГТУ, 2009. - 18 с.

71. Щерба В.Е. Применение гидродиодов в системе охлаждения форвакуум-насоса с катящимся ротором/ В.Е. Щерба, А.П. Болштянский, Е.Ю. Носов // Вакуумная техника и технология. Материалы XIII науч. технич. конф. С участием зарубеж. спец. М.: МГИЭМ, 2006. - С. 114-118.

72. Уплотнения лабиринтные стационарных паровых и газовых турбин и компрессоров. Проектирование и расчет. РТМ 108.020.33-86. - Л.: Изд-во НПО ЦКТИ, 1988. - 70 с.

73. Крутов В.И. Основы научных исследований/ В. И. Крутов, И.М. Грушко, В. В. Попов и др.; Под ред. В. И. Крутова, В. В. Попова. - М.: Высш. шк., 1980. - 400 с.

74. Лудченко А.А.. Основы научных исследований. - Киев: Изд-во Об-ва «Знання», ООО, 2000. - 114 с.

75. Баженов Л.Б. Строение и функции естественнонаучной теории. М.: Наука, 1978. - 226 с.

76. Чистофарова Н.В. Технические измерения и приборы. Часть 1. Измерение теплоэнергетических параметров/Н.В. Чистофаров, А.Г. Колмогоров. -Ангарск: Изд-во АГТА, 2008. - 200 с.

77. Алейников А.Ф. Датчики/ А.Ф. Алейников, В.А. Гридчин, М.П. Ца-пенко - Новосибирск: Изд-во НГТУ, 2001. - 176 с.

78. Аш. Ж Датчики измерительных систем: в 2-х книгах. Кн. 1./ Ж. Аш, П. Андре, Ж. Боффен, П. Дегут и др. - М.: Мир, 1992. - 480 с.

79. Аш. Ж Датчики измерительных систем: в 2-х книгах. Кн. 2./ Ж. Аш, П. Андре, Ж. Боффен, П. Дегут и др. - М.: Мир, 1992. - 424 с.

80. Фрайден Дж. Современные датчики. Справочник. - М.: Техносфера, 2005. - 592 с.

81. Тензорезисторы и тензодатчики. Поставка и консультации. Тензо-датчики давления. - SmS-sensor - сайт фирмы по постоянному адресу http://www.tenso-m.ru/tenzodatchiki/specialnogo-naznacheniia/241/.

82. 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.

83. Рябинин С.П., Шумилин А.П. Скоростно-силовая подготовка в спортивных единоборствах. Красноярск: Изд-во Института естественных и гуманитарных наук СФУ, 2007. - 153 с.

84. Щерба В.Е., Шалай В.В., Павлюченко Е.А. и др. Математическое моделирование рабочих процессов поршневого компрессора с интенсивным

охлаждением цилиндро-поршневой группы // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2015. №4, С. 28-31.

85. Кужбанов А.К., Павлюченко Е.А., Нестеренко Г.А. и др. Экспериментальное исследование поршневого насос-компрессора с газовой полостью // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2015. №5, С. 28-31.

86. Сборник задач по машиностроительной гидравлике. Под. ред. И.И. Куколевского и Л.Г. Подвиза. М. Машиностроение, 1981. - 464с.

87. Башта Т. М. Объемные насосы в гидравлические двигатели гидросистем. М.: «Машиностроение», 1974. — 606 с.

88. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М.: Дрофа, 2003. 846 с.

89. ANSYS CFX User's Guide

90. Menter F.R. Two-equation Eddy-viscosity turbulence models for engineering applications. AIAA Journal, 32 (8), 1994, 269-289.

91. Menter F.R. Review of the shear-stress transport turbulence model experience from an industrial perspective, International Journal of Computational Fluid Dynamics, 23 (2009), 305-316.

92. Белов И.А., Исаев С.А. Моделирование турбулентных течений. Балт. гос. техн. ун-т., Санкт-Петербург, 2001. 108 с.

93. Красновский Г.И., Филаретов Г.Ф. Планирование эксперимента -Минск, Изд-во БТУ, 1982, - 302с.

94. Ермаков С.М. Математическая теория планирования эксперимента -М.: Наука, 1983, - 392с.

95. http://maxima.sourceforge.net.

96. Zagayevskiy Ye., Deutsch C.V. A methodology for sensitivity analysis based on regression: applications to handle uncertainty in natural resources characterization // Natural Resources Research. 2015. Vol. 24. N. 3. P. 239-274.

97. Pengfei W., Zhenzhou L., Jingwen S. Variable importance analysis: a comprehensive review // Reliability Engineering and System Safety. 2015. 142. P. 399-432

98. Банди Б. Методы оптимизации. Вводный курс: Пер. с англ. М.: Радио и связь, 1988. 128 с.

Приложение

Общество с ограниченной

ответственностью Омское специальное конструкторское бюро

УТВЕРЖДАЮ Генеральный директор

(ООО «ОСКБП»)

приборов

ООО «ОСКБП» В.Г. Гладилович

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

Факс: [phone] Е-таП: [e-mail]

ОГРН 1165543053356 ИНН/КПП 5506121827/550601001

04.03.46* 2&/12Э

На №

от

АКТ

о внедрении результатов кандидатской диссертационной работы Кондюрина Алексея Юрьевича

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 щелевого уплотнения поршневой гибридной энергетической машины, выполненного в виде гидродиода», 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 щелевого уплотнения в виде гидродиода.

2. Экспериментальных данных по исследованию течения жидкости в щелевом уплотнении, выполненном в виде гидродиода.

3. Методик расчета и моделирования течения жидкости в щелевом уплотнении, выполненном в виде гидродиода.

Использование указанных результатов позволяет повысить качество проектирования и эффективность работы поршневых гибридных энергетических машин.

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».

В.И. Кролевец Л.П. Полуян А.Д. Воропаев