Разработка поршневых ступеней с линейным приводом для малорасходных компрессорных агрегатов и исследование их рабочих процессов тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.06, кандидат наук Громов Антон Юрьевич

• Громов Антон Юрьевич
• кандидат наук
• 2017

Оглавление диссертации кандидат наук Громов Антон Юрьевич

ВВЕДЕНИЕ

Глава 1 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ НАПРАВЛЕНИЯ УЛУЧШЕНИЯ ВИБРОШУМОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ПОРШНЕВЫХ МАЛОРАСХОДНЫХ КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ, ИСПОЛЬЗУЕМЫХ В СОСТАВЕ СИСТЕМЫ ЭЛЕКТРОХИМИЧЕСКОЙ РЕГЕНЕРАЦИИ ВОЗДУХА АТОМНЫХ ПОДВОДНЫХ ЛОДОК

1.1 Анализ конструкции и особенностей работы поршневых малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления, используемых в составе системы электрохимической регенерации воздуха атомных подводных лодок

1.2 Обзор основных источников шума и вибраций поршневых компрессорных агрегатов на борту подводной лодки и анализ эффективности существующих методов борьбы с ними

1.3 Анализ конструкции и особенностей работы поршневых ступеней с линейным приводом, как альтернативных существующим малорасходным компрессорным агрегатам среднего давления

1.4 Обзорный анализ существующих теоретических методик исследования рабочего процесса поршневых компрессоров

1.5 Обзорный анализ экспериментальных методик исследования рабочего процесса поршневых компрессоров

1.6 Выбор объекта исследования, цель и задачи работы

Глава 2 РАЗРАБОТКА УТОЧНЕННОЙ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ПОРШНЕВОЙ СТУПЕНИ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ

2.1 Расчетная схема и основные допущения

2.2 Основные расчетные уравнения

2.3 Условия однозначности и особенности реализации методики

2.4 Верификация уточненной методики расчета рабочих процессов

поршневой ступени с линейным приводом

Глава 3 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ПОРШНЕВОЙ СТУПЕНИ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ

3.1 Экспериментальный стенд

3.2 Методика экспериментального исследования

3.3 Основные результаты

3.4 Основные выводы по результатам исследований

Глава 4 РАСЧЕТНО-ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ КОНСТРУКЦИИ И РЕЖИМА РАБОТЫ ПОРШНЕВЫХ СТУПЕНЕЙ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ НА ИХ ЭФФЕКТИВНОСТЬ

4.1 Расчетно-параметрический анализ влияния основных конструктивных размеров поршневых ступеней с линейным приводом на эффективность их рабочих процессов

4.2 Расчетно-параметрический анализ влияния основных режимных параметров поршневых ступеней с линейным приводом на эффективность

их рабочих процессов

4.3 Рекомендации по конструированию и применению малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом

4.4 Результаты исследования температурного состояния интенсивно

охлаждаемой поршневой ступени с линейным приводом

Глава 5 ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОШУМОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК МАЛОРАСХОДНОГО КОМПРЕССОРНОГО АГРЕГАТА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ НА БАЗЕ ПОРШНЕВЫХ СТУПЕНЕЙ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ

5.1 Результаты разработки алгоритма работы поршневой ступени с линейным приводом рационального с точки зрения снижения вибраций и шумов

5.2 Результаты разработки схемы уравновешивания поршневых ступеней с линейным приводом в составе компрессорного агрегата

5.3 Результаты разработки и изготовления опытного образца малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом

5.3.1 Экспериментальный стенд

5.3.2 Методика экспериментального исследования

5.4 Результаты проверки виброшумовых характеристик опытного образца малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе

поршневых ступеней с линейным приводом

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Приложение

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка поршневых ступеней с линейным приводом для малорасходных компрессорных агрегатов и исследование их рабочих процессов»

ВВЕДЕНИЕ

Существующие поршневые малорасходные компрессорные агрегаты среднего давления, используемые для сжатия и перекачивания в баллоны водорода, как побочного продукта электрохимического процесса получения кислорода для дыхания на борту атомных подводных лодок, не отвечают современным требованиям по виброшумовым характеристикам. На сегодняшний день эта проблема является актуальной для военно-морского флота Российской Федерации.

Проведенные исследования данного вопроса, подкрепленные соответствующими практическими результатами показали, что достижение современных требований по виброшумовым характеристикам для традиционной конструкции поршневой машины на базе кривошипно-шатунного механизма привода не представляется возможным. В связи с этим, необходим поиск принципиально других конструктивных и схемных решений.

Одним из таких решений проблемы могло бы стать применение поршневых ступеней с линейным приводом.

С одной стороны, прогнозные оценки конструкции позволяют ожидать в этом случае существенного улучшения виброшумовых и температурных характеристик компрессорных агрегатов на их базе, а также увеличения ресурса их работы, повышения надежности и ремонтопригодности.

Но с другой стороны, существенные отличия в режимных и конструктивных параметрах поршневой ступени с линейным приводом по сравнению с традиционными быстроходными могут сказаться на показателях эффективности рабочих процессов компрессорного агрегата (производительность, потребляемая мощность, коэффициент полезного действия).

Известные на сегодняшний день результаты исследований не позволяют сделать выводы по применимости таких ступеней в компрессорной технике и тем более сформулировать рекомендации по их проектированию. Кроме того, существенное отличие условий протекания в них рабочих процессов требует верификации существующих методик расчёта и их адаптации к новому объекту.

Поэтому актуальность диссертационной работы состоит в улучшении виброшумовых характеристик малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления путем применения поршневых ступеней с линейным приводом по результатам исследования их рабочих процессов.

Объектом исследования является поршневая ступень с линейным приводом, для которой частота перемещения поршня составляет 20-250 мин-1, а отношение хода поршня к диаметру цилиндра - от 1 до 20. В качестве уплотнений ци-линдро-поршневой группы рассматриваются поршневые кольца или манжеты из материала сухого трения.

Линейный привод поршневой ступени - совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие поршня по линейному возвратно поступательному закону движения и обеспечивающих его сравнительно большой ход (200 мм и более) при сравнительно низкой тактовой частоте перемещения.

Целью диссертационной работы является улучшение виброшумовых характеристик малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления путем применения поршневых ступеней с линейным приводом.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать уточнённую методику расчёта рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

2. Разработать методику экспериментального исследования рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом и стенд для её реализации.

3. Теоретически и экспериментально исследовать рабочие процессы поршневой ступени с линейным приводом и определить их отличительные особенности по сравнению со ступенью существующих быстроходных аналогов.

4. Выполнить параметрический анализ влияния конструктивных и режимных факторов на эффективность рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

5. Разработать рекомендации по проектированию и конструированию малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом.

6. Выполнить исследование виброшумовых характеристик малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом.

Работа состоит из введения, 5 глав, заключения, списка литературы и приложения; содержит 213 страниц текста, 104 рисунка, 18 таблиц. Список литературы включает 147 наименований.

Во введении отражены актуальность, научная и практическая значимость работы, представлено краткое содержание всех глав.

В первой главе выполнен анализ конструкции и особенностей работы поршневых малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления, используемых в составе системы электрохимической регенерации воздуха атомных подводных лодок, показавший их несоответствие современным требованиям по виброшумовым характеристикам. Выполнен обзор основных источников возникновения шумов и вибраций в поршневых компрессорах, а также анализ эффективности существующих методов борьбы с ними, показавшие отсутствие конструктивных возможностей достижения современных требований по виброшумовым характеристикам для поршневых машин с традиционным кривошипно-шатуным механизмом привода. Проведен анализ конструкции и особенностей работы поршневых ступеней с линейным приводом, как альтернативы существующим малорасходным компрессорным агрегатам среднего давления и имеющим хорошие предпосылки к существенному улучшению их виборошумовых характеристик. При этом проанализированы особенности существующих требований к компрессорным агрегатам применительно к условиям эксплуатации на транспортных средствах и в составе мобильных установок (Пластинин П.И., Сакун И.А., Хисамеев И.Г., Верный А.Л., Френкель М.И., Захаренко С.Е., Хлумский В., Берман Я.А., Агурин А.П., Тарасов В.М., Юша В.Л. и др.), а также выбраны и обоснованы направления исследования и совершенствования поршневых ступеней с линейным приводом с точки зрения их применения в компрессорной технике. Выполнен обзор методик теоретического и экспериментального исследования рабочих процессов поршневых компрессоров по публикациям таких ученых, как

Прилуцкий И.К., Федоренко С.В., Твалчрелидзе А.К., Фотин Б.С., Рыжиков Л.Н., Хрусталёв Б.С., Иванов В.А., Науменко А.И., Воропай П.И. и др. Сформулированы цель и задачи диссертационного исследования.

Во второй главе представлена уточненная методика численного расчета рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом, позволяющая учитывать течение газовых потоков через клапаны в закрытом и открытом состоянии, через уплотнения в цилиндро-поршневой группе; процесс нестационарной теплопередачи через элементы конструкции, формирующие рабочую камеру, определять как текущие параметры состояния рабочего газа в проточной части ступени, так и её интегральные характеристики.

Также во второй главе приведены результаты верификации уточненной методики расчета, доказавшие возможность ее использования для теоретического исследования рабочих процессов поршневых ступеней с линейным приводом при средних и низких давлениях нагнетания и позволяющие проводить по этой методике параметрический анализ влияния конструкции и режимов работы таких ступеней на эффективность их рабочих процессов. Полученные результаты численного исследования показали, что по сравнению со ступенью быстроходного компрессора, температура стенок рабочей камеры ступени с линейным приводом при одном и том же значении описанного объема цилиндра будет почти на 35 К ниже. Градиент температуры по длине рабочей камеры для ступени с линейным приводом в случае использования интенсивного воздушного охлаждения цилиндра составил порядка 10 К, а при интенсивном водяном охлаждении - не превысил 3,5 К. Данные результаты открыли хорошие предпосылки к достижению эффективного охлаждения сжимаемого газа в таких ступенях. Тогда как в быстроходных ступенях с частотой перемещения поршня 1000 - 1500 мин-1, процессы сжатия и обратного расширения являются практически адиабатными.

Третья глава посвящена экспериментальным исследованиям рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом. Представлены результаты разработки и изготовления опытного образца, а также стенда и методики для его экспериментальных исследований. Представлены результаты экспериментального

определения интегральных характеристик ступени и текущих параметров состояния газа в рабочей камере для различной степени повышения давления. По результатам исследований доказана возможность сжатия газа в одной поршневой ступени с линейным приводом с атмосферного давления до давления 2,0 - 3,0 МПа при сохранении средних температур нагнетания, не превышающих 400.. .450 К (предельные рабочие температуры несмазываемых поршневых уплотнений) и приемлемых значениях показателей эффективности рабочего процесса (коэффициент подачи, изотермический коэффициент полезного действия).

В четвёртой главе представлены результаты расчетно-параметрического анализа конструктивных и режимных параметров поршневой ступени с линейным приводом, на основании которых установлено влияние основных размеров и параметров ступени на ее интегральные характеристики; определены пути повышения эффективности рабочих процессов ступени с линейным приводом во всем диапазоне средних давлений нагнетания, а также проработана возможность создания на базе таких ступеней малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления альтернативных существующим.

Полученные результаты позволили сформировать рекомендации по проектированию поршневых ступеней с линейным приводом, а также на их основании предложить варианты альтернативной замены существующих серийных многоступенчатых малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления на одноступенчатые линейные агрегаты. При этом установлено, что в случае замены серийных поршневых компрессоров, масса и габаритные размеры альтернативных агрегатов будут сравнимы с ними, а в случае замены серийных мембранных компрессоров они уменьшатся более чем в 2 раза.

Технико-экономический эффект от такой замены будет также состоять в улучшении таких показателей компрессора как надежность, ресурс, ремонтопригодность и степень унификации.

В пятой главе представлены результаты разработки и изготовления опытного образца малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом электромеханического типа, а также

стенда для измерения его параметров. Приведены результаты исследования различных законов движения поршня с целью выбора рационального с точки зрения снижения шумов и вибраций при работе ступени, а также результаты проработки схемы уравновешивания ступеней в составе компрессорного агрегата. Выполненные измерения доказали соответствие опытного образца современным требованиям по виброшумовым характеристикам. Новизна технических решений подтверждена полученными патентами Российской Федерации на изобретение.

Научная новизна работы определяется следующими результатами:

1. Обоснована применимость существующей методики численного расчета рабочих процессов поршневой быстроходной компрессорной ступени для расчёта рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

2. Выявлено перераспределение значимости влияния процессов теплопередачи и течения газа на эффективность рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом по сравнению со ступенью существующих быстроходных аналогов.

3. Обоснована и доказана возможность сжатия газа в одной поршневой ступени с линейным приводом от атмосферного давления до давления 2,0 - 3,0 МПа при температурах нагнетания, не превышающих 400... 450К и приемлемых значениях показателей эффективности рабочего процесса.

4. Впервые выполнена теоретическая оценка влияния конструктивных и режимных факторов на эффективность рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

1. Разработаны рекомендации по проектированию поршневых ступеней с линейным приводом, позволяющие создавать на их базе малорасходные компрессорные агрегаты среднего давления альтернативные существующим по массе и габаритам.

2. Экспериментально доказана возможность улучшения виброшумовых характеристик малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления путем применения поршневых ступеней с линейным приводом.

3. Разработаны новые технические решения, направленные на улучшение виброшумовых характеристик малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом, новизна которых подтверждена патентами РФ на изобретение.

Личный вклад автора. С участием автора выполнена разработка запатентованной конструкции опытного образца малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом и проведены исследования его виброшумовых характеристик; выполнен расчётно-параметрический анализ влияния конструктивных и режимных факторов на работу поршневых ступеней с линейным приводом. Автор участвовал в разработке расчётной и экспериментальной методик, а также в проведении экспериментов по оценке эффективности рабочих процессов рассматриваемой ступени.

Реализация результатов работы. Результаты работ внедрены на предприятии ООО «НТК «Криогенная техника» г. Омск при модернизации разработанного компрессорно-теплообменного модуля КВО.9667.00.000 для систем жизнеобеспечения подводных лодок, а также в учебный процесс кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология» ФГБОУ ВО «ОмГТУ».

На защиту выносятся:

1. Результаты уточнения и верификации методики расчёта рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

2. Результаты теоретического и экспериментального исследования рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

3. Результаты параметрического анализа влияния конструктивных и режимных факторов на работу поршневых ступеней с линейным приводом и рекомендации по их проектированию и альтернативному применению в компрессорной технике.

4. Результаты исследования виброшумовых характеристик малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом.

Достоверность полученных результатов. Достоверность результатов исследований обусловлена применением верифицированной методики расчёта, основанной на фундаментальных законах термодинамики и теплопередачи; сопоставлением результатов расчёта с результатами других авторов и с результатами эксперимента; результатами оценки погрешности экспериментального исследования.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на XVII Международной научно - технической конференции по компрессорной технике, (Казань, 2017); VII Международной научно-технической конференции «КАЗАХСТАН - ХОЛОД 2017», (Алматы, 2017), Международной научно - технической конференции «Техника и технология современного нефтехимического и нефтегазового производства «Oil and gas engineering»», (Омск, 2015, 2017); VII Международной научно-технической конференции «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке», (Санкт-Петербург, 2015), заседаниях научно-технических советов ООО «Научно-технический комплекс «Криогенная техника», ФГБОУ ВО «Омский государственный технический университет» (ОмГТУ), (Омск, 2017) и ФБОУ ВО «Казанский национальный исследовательский технологический университет» (КНИТУ), (Казань, 2017).

Работа выполнена в рамках госбюджетных НИОКР «Разработка промышленной технологии производства перспективных компрессорно-теплообменных модулей систем жизнеобеспечения подводных лодок» (государственный контракт № 13411.1400099.09.010 от 08 мая 2013 г.); «Создание перспективных одноступенчатых компрессорных агрегатов высокого и среднего давления с повышенным ресурсом работы для систем жизнеобеспечения автономных подводных объектов» (соглашение о предоставлении субсидии от 15.11.2015 г. № 14.577.21.0203).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 9 научных печатных работ, в том числе 5 статей в рецензируемых журналах, рекомендованных ВАК, получен патент на изобретение.

Глава 1 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ НАПРАВЛЕНИЯ УЛУЧШЕНИЯ ВИБРОШУМОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ПОРШНЕВЫХ МАЛОРАСХОДНЫХ КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ, ИСПОЛЬЗУЕМЫХ В СОСТАВЕ СИСТЕМЫ ЭЛЕКТРОХИМИЧЕСКОЙ РЕГЕНЕРАЦИИ ВОЗДУХА АТОМНЫХ ПОДВОДНЫХ ЛОДОК

1.1 Анализ конструкции и особенностей работы поршневых малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления, используемых в составе системы электрохимической регенерации воздуха атомных подводных лодок

Система жизнеобеспечения подводной лодки призвана обеспечивать нормальное протекание процессов дыхания и терморегуляции организма членов экипажа во время длительного пребывания судна в погруженном положении. Она равноценна по значимости таким системам, как энергетика, вооружение и навигация, так как без ее эффективной и надежной работы экипаж не сможет выполнять стратегические задачи должным образом.

Система жизнеобеспечения в подводной лодке должна обеспечивать поддержание концентрации кислорода в отсеках на уровне 19-21%. Верхний предел концентрации ограничен требованиями пожарной безопасности, а нижний обусловлен нормами потребления человеческого организма [1].

Кроме необходимости обеспечения требуемого состава воздушной среды для дыхания членов экипажа, система жизнеобеспечения должна поддерживать оптимальный для жизнедеятельности микроклимат в отсеках подводной лодки. Под микроклиматом понимают физическое состояние воздушной среды, характеризуемое такими параметрами, как влажность, температура и давление.

Температура воздуха в отсеках должна находится в интервале от 18°С до 27 °С в зависимости от назначения помещений. При этом относительная влажность воздуха должна составлять 50 ^ 70 %, а давление - 700 ^ 800 мм рт. ст. [1].

Система жизнеобеспечения атомных подводных лодок, как правило, включает в себя: систему электрохимической регенерации воздуха, систему общекорабельной вентиляции и систему кондиционирования воздуха [2].

Система электрохимической регенерации воздуха должна обеспечивать выполнение нескольких функций:

- компенсация убыли кислорода, поглощаемого при дыхании членов экипажа;

- извлечение из воздуха и концентрирование диоксида углерода, выделяемого при дыхании членов экипажа;

- удаление аэрозолей, твердых и жидких веществ, газообразных микропримесей из атмосферы подводной лодки;

- дожигание следов оксида углерода и водорода в атмосфере;

- утилизация водорода и диоксида углерода [2].

Для реализации первой из перечисленных функций используется подсистема генерации кислорода.

В настоящее время установка получения кислорода атомных подводных лодок военно-морского флота США является самой большой и дорогой. Кислород получают электролизом воды под высоким давлением и напрямую используют для жизнеобеспечения экипажа. Существующая система должна иметь возможность пополнения резервуаров кислородом под давлением 21,0 МПа. Это требование является одним из ключевых, определяющих размеры и затраты на систему получения кислорода [83, 84].

При разложении воды на водород и кислород путем электролиза в герметичном электролизере, давление образующихся в нем газов постепенно повышается. Это может продолжаться до тех пор, пока объем газов не сравняется с объемом воды, из которой они образовались. При этом критическое давление может достигать 187,0 МПа, то есть возможность увеличения давления при электролизе воды практически не ограничена [2].

Однако, с ростом давления увеличивается растворимость газов - водорода и кислорода в электролите и соответственно возрастают возможные процессы де-

поляризации электродов растворенными газами, что приводит к снижению эффективности работы установки.

В связи с этим, наибольший эффект достигается при давлениях 1 ,0 - 5,0 МПа. При данных условиях протекания электрохимического процесса, температура ячейки электролита составляет 393 - 433 К, что обеспечивает отсутствие выкипания щелочи и увеличение его газонаполнения.

Повышение давления в электролизере до 1,0 - 5,0 МПа не связано с существенным усложнением его конструкции или технологической схемы процесса. Однако его явно недостаточно, учитывая тенденции развития атомных подводных лодок в части глубины погружения [2].

Таким образом, в мировой практике наиболее оптимальным считается проведение электрохимического процесса при средних давлениях (6,0 - 10,0 МПа). При этом, со стороны кислорода стремятся поддерживать давление на уровне атмосферного (0,1 - 0,2 МПа), а на водородной стороне - до 10,0 МПа. При данных условиях кислород подается непосредственно в систему вентиляции атомной подводной лодки, а водород подвергается компримированию и выбрасывается за пределы лодки или закачивается в баллоны [2].

Первоначально водородная смесь (концентрация водорода составляет 90 % от ее состава) выбрасывалась за пределы подводной лодки, что вело к возникновению повышенной следности.

Повышенная следность в случае водорода связана как с его малой растворимостью, так и с его практически полным отсутствием в морской воде. Такое положение создало серьезные предпосылки для демаскировки подводной лодки, в части возможности ее обнаружения визуальным путем или гидролокационными способами по пузырьковому водородному шлейфу [1].

Утилизация водорода до жидкости или твердых продуктов, то есть до вида допускающего его удаление за пределы лодки без ее демаскирования, не возможна без взаимодействия с каким-либо из компонентов атмосферы в отсеке. Причем часть этих компонентов не может быть использована, так как, либо в этом случае потребуется компенсация их убыли, например азота, либо они находятся в некон-

центрированном виде, да еще и в ограниченных количествах, как оксид углерода.

Поэтому для современных подводных лодок нужно говорить не об утилизации водорода, а о возможности и целесообразности его аккумулирования в газообразном состоянии на борту [1,2].

В настоящее время разработаны и применяются для хранения газообразного водорода на борту подводной лодки бесшовные толстостенные баллоны из низкоуглеродистой стали или сварные баллоны с двух - или многослойными стенками.

Сжатие и закачивание водорода или водородной смеси в такие баллоны осуществляется с использованием поршневых малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления [2].

В настоящее время ряд отечественных специализированных промышленных предприятий производит компрессорные агрегаты данного назначения, конструкция которых базируется на использовании кривошипно-шатунного или криво-шипно-кулисного механизма движения поршней.

Так, АО «Уральский компрессорный завод» г. Екатеринбург серийно производит надежный и хорошо отработанный поршневой компрессорный агрегат марки С2.263 [8].

Он имеет следующие технические характеристики:

- тип — горизонтально-оппозитный простого действия;

- рабочая среда — воздух, водород, CO2, смесь водорода с углекислотой;

- число ступеней сжатия - 4;

- частота вращения - 3000 об/мин;

- мощность — не более 6 кВт;

- охлаждение — водяное;

- смазка — циркулирующая под давлением.

Параметры газа на всасывании:

- давление на всасывании — 0,1 МПа;

- температура на всасывании — 283 - 323 К;

- относительная влажность газа — до 100 % при 313 К.

Параметры газа на нагнетании:

- давление нагнетания (изб.) — 10,0 МПа;

- температура — не более 323 К.

Объемная производительность компрессорного агрегата, приведенная к нормальным условиям всасывания (давление - 0,1 МПа, температура - 293 К) - 0,25 нм3/мин.

Петербургским заводом АО «Компрессор» в 90-х годах разработана конструкция поршневого компрессорного агрегата газового маслосмазываемого марки ЭКГ 0,25/100 [70, 71].

Компрессорный агрегат ЭКГ 0,25/100, внешний вид которого показан на рисунке 1.1, представляет собой четырехступенчатый У-образный сдвоенный четырехрядный компрессор [71].

Рисунок 1.1 - Внешний вид компрессорного агрегата марки ЭКГ 0,25/100, производства АО «Компрессор» г. Санкт-Петербург

В качестве привода используется электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый встраиваемого исполнения, номинальной мощностью 7,5 кВт, синхронной частотой вращения 50 с-1 (3000 об/мин), с водяным охлаждением и с магнитным пускателем.

Технические характеристики компрессорного агрегата [70]:

Параметры газа на всасывании:

- давление на всасывании — 0,09 ^ 0,126 МПа;

- температура на всасывании — 283 - 323 К;

- относительная влажность газа — до 100 % при 313 К.

Параметры газа на нагнетании:

- давление нагнетания (изб.) — 10,0 МПа;

- температура — не более 323 К.

Объемная производительность компрессорного агрегата, приведенная к нормальным условиям всасывания (давление - 0,1 МПа, температура - 293 К) - 0,25 нм3/мин.

Параметры питающей электросети:

- частота — 50 Гц;

- напряжение, трехфазное — 380 В;

- мощность, потребляемая компрессором из сети переменного тока — 9,3

кВт.

Масса компрессора в рабочем состоянии - 600 кг.

Габаритные размеры (длина x ширина x высота) - 950 x 770 x 770 мм.

Охлаждение компрессорного агрегата производится пресной водой от магистрали объекта.

Требования к компрессорным агрегатам в части расходных характеристик и давлений обусловлены рабочими параметрами системы электрохимической регенерации воздуха на борту подводной лодки.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Громов Антон Юрьевич, 2017 год

- №с

(1.3)

1-

(1.4)

ат , л (й! йр\

где п' - показатель вариатропы, переменный в процессе сжатия. Отсюда средний показатель вариатропы [80]:

(1.5)

Эта формула имеет те же достоинства и недостатки, что и выражение (1.3).

Наряду с этим в литературе и научных статьях встречается достаточно большое количество рекомендаций по расчёту осредненных показателей политроп.

Так, например, во ВНИИкомпрессормаш [22] был использован метод для определения показателя политропы, учитывающий изменяющиеся во времени процессы сжатия и обратного расширения [79]:

"СР РвС'

где ада Ьг коэффициенты, зависящие от типоразмера компрессора и его условий

работы;

РВС- давление всасывания, Па;

Р- текущее давление в цилиндре, Па;

Рве + Рн

-Л-1 (?

(1.7)

■СР

(1.8)

где РН - давление нагнетания, Па

Модели основанные на данном методе просты и не требуют больших затрат машинного времени для реализации их на ЭВМ.

Его недостатком является неопределённость при выборе коэффициентов а; и что не позволяет углублённо рассматривать процессы тепло- и массообмена в цилиндре.

Применять данную методику целесообразно, когда исследователь детально не рассматривает процессы, протекающие в рабочей камере, а больше интересу-

ется динамикой клапанов, колебанием газа в трубопроводах и т.п.

Второй способ. Данный способ основан на использовании первого закона термодинамики для тела переменной массы.

В решаемую систему уравнений также входит уравнение сохранения массы и уравнение состояния газа.

Закон сохранения энергии для однородной термодинамической системы с переменной массой описывается выражением [22, 53, 80, 104]:

где ёр - элементарное количество теплоты, подведенное или отведенное от газа в процессе теплообмена с внешней средой, Дж;

ёЬ - элементарная деформационная работа сжатия газа в контрольном объеме, Дж;

- элементарная масса газа, входящая или выходящая через границы контрольного объема через ьтое сечение, кг;

^ - энтальпия газа входящего или выходящего через границы контрольного объема через ьтое сечение, Дж;

01- скорость с которой входит (или выходит) газ в контрольный объем через ьтое сечение, м/с;

Н - координата, определяющая потенциальную энергию элементарной массы ёш1,м;

§ - ускорение свободного падения;

ёЕ- изменение полной энергии внутри контрольного объема, Дж. Изменение потенциальной энергии газа в процессе его движения в рабочей камере практически не происходит, поэтому оно не учтено в уравнении (1.9).

Кинетической энергией газа до входа в компрессор также обычно пренебрегают.

В зависимости от решаемых задач и необходимой точности математической модели, в выражение (1.9) вводится скорость газа поступающего в цилиндр оВХ. В

этом случае для определения энтальпии входящего или выходящего газа используют формулу [80, 98]:

а закон сохранения энергии приобретает вид [58,59]:

где ёИ - изменение внутренней энергии, Дж;

ёшвх ¡и 1вх I- входящая в контрольный объем ьтая элементарная масса газа и ее удельная энтальпия, кг и Дж;

ёшВЫХ ] и 1ВЫХ j- выходящая из контрольного объема >тая элементарная масса газа и ее удельная энтальпия, кг и Дж.

В математических моделях описывающих рабочие процессы в поршневых компрессорах, разработанных в МГТУ им. Н. Э. Баумана, для двухступенчатых агрегатов общего назначения применяется закон сохранения энергии тела переменной массы в виде [80, 101, 108]:

где и- удельная внутренняя энергия газа в цилиндре, Дж/кг;

РёУц - механическая работа, совершаемая над газом за время dт, Дж; ёЕн, ёЕВс, ёЕп - полная энергия газа, входящего в цилиндр соответственно через нагнетательный и всасывающий клапаны, а также неплотности поршневого уплотнения, Дж.

Уравнение сохранения массы, применяемое в математических моделях поршневых компрессоров, имеет вид [80, 112]:

Более удобная для анализа форма записи уравнения (1.11) выглядит как:

где ёш- изменение массы газа в цилиндре за время dт, кг;

ёшвС , ёшн , Х^т! - массы газа, поступающего в цилиндр или уходящего из него за время dтчерез, соответственно, всасывающий и нагнетательный клапаны, а также неплотности рабочей полости цилиндра, кг. В математических моделях описывающих рабочие процессы в поршневых компрессорах низкого давления, уравнение состояния газа обычно принимается как для идеального [44, 80, 110, 112]:

Однако, для холодильных и газовых компрессоров высокого давления применение уравнения (1.13) приводит к большим погрешностям [44, 80, 112]. Возможность использования в расчетах данного уравнения с погрешностью не более 5% ограничивается уровнем давления не более 8 МПа [79].

Для реальных газов используется выражение (1.13) с введенным коэффициентом сжимаемости [80, 110]:

где - коэффициент сжимаемости для реальных газов.

Данный метод в отличие от предыдущего позволяет с высокой точностью определять термодинамические параметры рабочего газа в цилиндре, оценивать влияние тепло- и массообмена на рабочий процесс, а также определять характер движения потока в клапанах.

Моделирование процессов теплообмена.

Определение величины внешнего теплового потока подводимого к сжимаемому в цилиндре потоку газа представляет собой большой интерес для исследователей, поскольку он определяет температурный режим работы ступени поршневого компрессора [80].

Как показывают исследования, пренебрежение в математических моделях теплообменом между газом и окружающей средой не оказывает заметного влияния на результаты моделирования динамики клапанов и построение индикатор-

ной диаграммы рабочих процессов, но приводит к значительной погрешности при оценке изменения температуры движущегося в цилиндре газа [68, 92, 113].

При всасывании газа происходит его небольшой подогрев, однако, не учёт при моделировании этого фактора приводит к завышению производительности компрессора и уменьшению удельных энергетических затрат по сравнению с реальными [25, 103]. В процессе сжатия при отводе тепла от газа происходит снижение потребляемой компрессором мощности.

В научных работах различных авторов, посвященных данному вопросу, получены несколько различные результаты, однако, очевидно, что при описании рабочих процессов поршневых компрессоров посредством моделей на основе первого закона термодинамики, внешний теплообмен обязательно необходимо учитывать.

Описание процессов теплообмена между потоком газа и стенками рабочей камеры цилиндра имеет довольно сложный характер [80, 107].

Это обусловлено многими факторами, такими как:

- Тепловой поток в различные моменты времени рабочего цикла имеет различное направление.

- Процесс теплопередачи в полости сжатия может происходить в результате действия конвекции, радиации и теплопроводности. Соотношение этих видов теплообмена практически не изучено.

- Тепловой поток от газа к стенкам рабочей полости является нестационарным из-за чередования рабочих процессов в течение цикла.

- Стенки рабочей камеры, как показывают результаты исследований, прогреваются неравномерно как по диаметру, так и по высоте [86], что вызывает одновременно разнонаправленные тепловые потоки.

Анализ влияния теплообмена на рабочий процесс поршневого компрессора, выполненный некоторыми исследователями [80, 110], позволяет сделать вывод о том, что конвективный теплообмен оказывает гораздо более существенное влияние на параметры газа, чем передача тепла к нему путем теплопроводности и радиации. В связи с этим при расчете рабочих процессов в цилиндре необходимо и

достаточно учитывать только конвективный теплообмен.

При описании нестационарных процессов, теплообмен рассматривается как квазистационарный, то есть тепловой поток в каждый момент времени пропорционален мгновенной разности величин температуры рабочего тела и температуры поверхности рабочей камеры.

В математических моделях поршневых компрессоров при расчете внешнего теплообмена пользуются в основном приближенными методами. Так, известны два способа учета теплообмена [80].

Первый способ. Для определения элементарного внешнего теплового потока используется выражение [54, 80]:

к- показатель адиабаты сжатия; п- показатель политропы сжатия.

Показатель политропы сжатия меняется с углом поворота коленчатого вала и находится экспериментально.

Второй способ. При описании процессов нестационарной теплопроводности и для упрощения расчетов, на внутренних поверхностях рабочей камеры используют граничные условия I - го рода. При этом задаётся температура внутренней поверхности стенки цилиндра, которую выбирают исходя из рекомендаций в зависимости от режима работы поршневого компрессора [80].

Когда процесс теплопередачи необходимо рассмотреть более детально, на внутренней поверхности задают граничные условия 3 - го рода (уравнение Нью-тона-Рихмана) [22, 54, 80]:

(1.17)

где ш - масса сжимаемого газа, кг;

Су- удельная изохорная теплоемкость Дж/кгК;

ёТ

— - изменение температуры газа по углу поворота кривошипа, К; ёф

сК} = а(Тг-Тст)Р<1т,

(1.18)

где а - коэффициент теплоотдачи, в общем случае являющийся сложной величиной, зависящей от многих режимных и конструктивных факторов, и определяется путем экспериментальных исследований, Дж/м2К;

Тг - температура газа, К;

Тст - температура внутренней поверхности стенки цилиндра, К;

Б - площадь теплообменной поверхности цилиндра, м2; ёт - промежуток времени, с.

При расчёте процессов теплопередачи между наружной и внутренней поверхностью стенок цилиндра задают граничные условия 2 - го рода [22, 54, 80]:

В случаях, когда стенки рабочей камеры не однородны по своему материалу, тепловой поток на границе раздела задаётся граничными условиями 4 - го рода [22, 54, 80]:

где к - коэффициент теплопроводности между наружной и внутренней поверхностями многослойной стенки, Вт/м2-К:

где ^ - коэффициент теплопроводности 1-го слоя материала стенки цилиндра, Вт/м-К.

51 - толщина 1-го слоя материала стенки цилиндра, м.

На внешней поверхности стенки цилиндра процесс теплопередачи рассчитывают аналогичным образом.

Процесс теплопередачи можно записать одним обобщающим все тепловые потоки уравнением [22, 54, 80]:

где коэффициент К определяется по формуле:

С помощью данного способа можно наиболее точно описать процесс теплопередачи, поскольку здесь используются фундаментальные законы расчёта тепловых потоков.

Описанные методы называются моделями с сосредоточенными параметрами, в которых считается, что параметры газа в определённый момент времени изменяются одинаково во всём объёме.

В этом случае можно рассматривать изменение параметров газа в любой точке контрольного объема независимо от ее координат, а контрольный объем можно рассматривать, как одноточечную систему.

Данные модели рабочего процесса поршневых компрессоров позволяют исследовать влияние на него множества геометрических и термодинамических факторов, таких как размеры, быстроходность, интенсивность теплообмена, наличие неплотностей и т.д. и оптимизировать их выбор.

Математические модели такого типа основаны на существующих физических закономерностях, относительно просты, их реализация не требует большой специальной математической подготовки, поэтому они особо широко применимы в инженерных расчетах. Результаты расчетов дают хорошую сходимость с экспериментом.

Противоположными в данной классификации математических моделей являются модели с распределенными параметрами, в которых состояние элемента в объекте зависит от его пространственных координат, т.е. от местоположения в контрольном объеме.

Применительно к цилиндрической полости компрессора это означает, что термодинамические параметры рабочего тела (температура, давление) у клапана всасывания и у клапана нагнетания, в нижней и верхней мертвых точках имеют в один и тот же момент времени различные значения. Из-за сложности вычислительной работы и трудностей определения граничных условий, моделирование

рабочих процессов в компрессорах как системах с распределенными параметрами пока не нашло широкого применения [53, 80, 100].

Каждый из перечисленных методов обладает своими достоинствами и недостатками. Более предпочтительными являются методы, в которых не используется показатель политропы, поскольку наиболее точные значения этого показателя можно получить только из экспериментальных данных.

Как видно из представленного выше уравнения Ньютона - Рихмана (1.18), позволяющего определить количество тепла, передаваемого от газа к стенкам или наоборот, в него входит эмпирическая величина - коэффициент теплоотдачи.

Как известно, этот коэффициент зависит от свойств теплоносителя, режима и характера течения газа, макро- и микрогеометрических параметров поверхности теплообмена.

В связи с этим для каждого объекта существуют свои особенности, влияющие на коэффициент теплоотдачи. В настоящее время известны различные методики для определения коэффициента теплоотдачи в рабочей камере поршневой машины объёмного действия. Вот некоторые из них.

1.Формула Чиркова [115] составлена по литературным данным и по рекомендациям автора может применяться при расчетах поршневых компрессоров в периоды сжатия и расширения:

а = (44-Х-100,5 -^ /D0,33ц)4PT (1.24)

2.Формула Тейлора [10] применяется при расчете поршневых компрессоров и двигателей внутреннего сгорания:

а = 10,4 - Re0,75 (1.25)

Re = Dэ -- / V (1.26)

Dэ = 6я(D / 2)2 - ^ / (+ / 2)2 ) (1.27)

3.Формула Гагарина составлена по литературным данным для поршневых компрессоров [27]:

а = Х- с -е- Яе0'87/Б + Х- к/Б где с = 0,2, е = 1,7... 2,0, к =850 - постоянные коэффициенты.

(1.28)

4. Формула Прилуцкого - Фотина [81, 87]:

а = А - (Яеп)х + В (1.29)

5. Формула Прилуцкого [18, 123]:

а = А,- (р / ц)х^хБэкХ (1.30)

где X, ц, Бэкв и W - текущие значения соответственно коэффициента теплопроводности, динамической вязкости, эквивалентного диаметра цилиндра и условной скорости газа в рабочей камере; х=0,6 - эмпирический коэффициент.

В работе [125] приведены результаты исследования данных методик определения коэффициента теплоотдачи в рабочей камере тихоходного поршневого компрессора. Они показали, что в случае, когда требуется оперативно оценить такие интегральные характеристики рассматриваемого компрессора, как индикаторную мощность и производительность, по-видимому, не следует предъявлять высоких требований к точности расчёта процессов теплообмена в рабочей камере. Практически при любых методиках определения мгновенного коэффициента теплоотдачи между газом и стенками рабочей камеры при расчёте мощности и производительности получились близкие результаты: например, отличие в определении величины мощности и производительности составляет не более 8%.

При решении задач, требующих повышенной точности результатов, а также при определении температурных режимов компрессора, возникает существенная неопределённость при выборе методики определения мгновенного коэффициента теплоотдачи. Ведь при неизменных режимных и конструктивных параметрах рассматриваемого компрессора применение разных методик даёт значительное, в ряде случаев неприемлемое расхождение в результатах; например, по величине

средней температуры нагнетаемого газа это расхождение достигает 20...25 К (рисунок 1.9).

Т:Л

1

/

-—, 3

0 3 4

-

ПК5

Ш 0.4 <Ш 0.В 1.0 12 У 1.« '..8 20

5'л

: 1

5 4 3

1

6 -

01 14 о.а 1.о и м 1.; 1.з з.о

А

5.1

Б

Рисунок 1.9 - Зависимость средней температуры нагнетаемого воздуха от величины хода поршня при интенсивном охлаждении ступени: 1 - Формула При-луцкого-Фотина; 2 - Формула Чиркова; 3 - Формула Тейлора; 4 - Формула Гагарина; 5 - Формула Прилуцкого; 6 - Схематизация теплообмена «в трубе»: А - для времени цикла N=1 с; Б - для времени цикла N=0,5 с.

Таким образом, для поршневой ступени с линейным приводом подтверждается общая тенденция, характерная для математических моделей рабочих процессов поршневых компрессоров, которая состоит в необходимости дополнительных экспериментальных исследований для уточнения методики расчёта процессов теплообмена в их рабочей камере.

1.5 Обзорный анализ экспериментальных методик исследования рабочего процесса поршневых компрессоров

Для теоретического исследования рабочих процессов в поршневых компрессорах необходимо иметь данные по температурному полю деталей, формирующих рабочую камеру и данные о тепловых потоках через ее стенки.

Количество тепла отводимое от рабочего газа или подводимое к нему из вне определяется из выражения (1.18) - уравнения Ньютона-Рихмана.

Физический смысл коэффициента теплоотдачи, присутствующего в выражение (1.18), состоит в том, что он показывает какое количество тепла передано через единицу площади поверхности за единицу времени, то есть отношение удельного теплового потока к разности величин температуры между рабочим телом и стенкой рабочей камеры.

Рабочие процессы в поршневых машинах являются периодическими, в соответствии с этим периодически изменяется и коэффициент теплоотдачи. Нестационарный коэффициент теплоотдачи определяется, как отношение одновременных мгновенных значений удельного теплового потока к разности мгновенных одновременных значений величин температуры рабочего тела и поверхности рабочей камеры:

В данном случае процесс теплообмена рассматривается обычно, как квазистационарный.

Измерение температуры твердых тел.

При измерении температуры поверхности деталей рабочей камеры цилиндра, обычно применяют датчики, принцип действия которых основан на изменении параметров электрической цепи по сигналу об изменении температуры. Наиболее распространёнными датчиками являются термопары и терморезисторы [53, 84, 106].

Принцип действия термопар основан на использовании термоэлектрического эффекта Зеебека. В соответствии с которым, если на поверхности контакта меняется температура в электрической цепи, состоящей из последовательно соединенных разнородных проводников возникает электродвижущая сила [52, 82, 105].

Таким образом, принцип действия термометры сопротивления основан на свойстве материалов изменять свое электрическое сопротивление при изменении

температуры [82, 110].

В процессе экспериментальных исследований, требования к используемым датчикам, несмотря на различные принципы действия, предъявляются одинаковые:

1) датчик должен быть малоинерционным. Это требование обусловлено тем, что в быстроходных поршневых компрессорах температура, как газа так и поверхности деталей рабочей камеры, меняется очень быстро [53, 80, 110], поэтому необходимо использовать датчики с временем срабатывания, равным нескольким микросекундам. При невыполнении этого требования изменение выходного сигнала не будет успевать за изменением температуры газа или поверхности, причём сигнал датчика не будет идти с запаздыванием, а будет показывать совершенно неверную температуру;

2) датчик должен показывать истинную температуру, которую имел бы газ или поверхность в отсутствии датчика. Удовлетворить это требование, можно используя датчик с теплофизическими параметрами близкими к параметрам измеряемой среды.

3) датчик после своей установки не должен влиять на процесс теплообмена, особенно это важно для поверхностного слоя, где колебания температуры имеют наибольшее значение. Это достигается за счёт малых габаритов самого датчика.

4) датчик должен быть надежным и долговечным при работе в условиях высоких температур.

Основные достоинства термопар - простота и универсальность. При выборе материалов термопары предпочтительнее использование материалы с большим значением электродвижущей силы. Это обусловлено тем, что большую электродвижущую силу легче измерять. При этом не требуются более точные милливольтметры и погрешность измерения температуры в конечном итоге будет ниже. Также необходимо, чтобы свойства термопары незначительно изменялись при повторных нагреваниях, а сам диапазон измеряемых температур соответствовал рабочему диапазону термопары. Наибольшее распространение получили медь-константановые (до 350оС), медь-копелевые (до 350оС), хромель-копелевые (до

800оС), хромель-алюмелевые (до 1000оС) термопары. Для более высоких температур применяются термопары из благородных металлов, например, платино-платинородиевые термопары [51].

Диаметр проволоки термопар зависит от необходимого быстродействия датчика и может изменяться от нескольких микрон до нескольких десятых долей миллиметра.

Термопары имеют малые габариты, поэтому их можно разместить практически в любом месте экспериментальной установки это является ещё одним достоинством термопар.

Термометры сопротивления одни из самых точных термометров, поскольку методы измерения сопротивлений хорошо изучены и имеют высокую точность. Они обладают высокой механической прочностью, повышенной чувствительностью и могут быть использованы для измерения больших температурных диапазонов. Из принципа действия термометр сопротивления следует, что они должны изготавливаться из материалов, сопротивление которых сильно изменяется при изменении температуры. Чаще других используются такие материалы как платина, медь, никель, при высоких температурах используется вольфрам, отличающийся более высокой прочностью.

Термометры сопротивления особенно удобны для измерения средних температур отдельных участков поверхности [51, 82, 105], однако, электрическое подключение таких датчиков требует больших затрат и времени.

Определение мгновенной температуры газа.

Существует несколько способов измерения температуры газа в рабочей камере поршневого компрессора с использованием термопар и термометров сопротивления [51, 67, 77, 82, 105].

1) Применение инерционных датчиков с последующим пересчётом температуры для получения действительных значений [66].

При использовании этого метода нет возможности получить точные результаты измерений, поскольку при пересчёте коэффициент теплоотдачи принимается либо постоянным, либо меняющимся по определенному закону, заданному зара-

нее, что вносит дополнительную погрешность [66]. Точный закон изменения коэффициента теплоотдачи можно получить лишь экспериментально, что во многих случаях очень дорого.

2) Использование двух датчиков с разной степенью инерционности и последующим пересчётом на истинную температуру.

В этом методе исключается влияние коэффициента теплоотдачи, но не учитывается инерционность обоих датчиков [66]. Кроме того возникает сложность, состоящая в необходимости помещения датчиков практически в одну точку.

3) Использование безинерционных проволок.

По данным из технической литературы, диаметр безинерционной проволоки в этом случае должен составлять от 4 до 10 мкм. При частоте вращения 16,7 об/с и диаметре проволоки 8 мкм ошибка определения температуры не превышает 0,3 %, сдвиг по фазе менее 3о, а при уменьшении диаметра до 4 мкм погрешность уменьшается в три раза [15]. Но такие датчики требуют особо бережного обращения, поскольку при установке их очень легко просто испортить.

Измерение мгновенных давлений.

В настоящее время для измерения мгновенных давлений используется большое количество стандартных, заводских датчиков, которые довольно легко можно установить в рабочей камере поршневого компрессора.

Потенциометрический датчик используется для измерения давлений меняющихся с частотой до 50 Гц.

Основными элементами таких датчиков являются: чувствительный элемент, передаточный механизм и реостатный преобразователь углового или линейного перемещения в электрический сигнал. Такие датчики имеют погрешность 1% в интервале давлений до 25 МПа [97, 105].

Тензометрический датчик, принцип действия которого основан на зависимости между измеряемым давлением и упругими деформациями чувствительного элемента, преобразующимися в электрический сигнал тензорезисторами. Диапазон рабочих частот таких датчиков находится в пределах до 100 кГц. Рабочее давление до 60 МПа и основной погрешностью до 1,5% [105].

Пьезоэлектрический датчик, принцип действия которого основан на том, что измеряемое давление воспринимается тонкой мембраной и передаётся на пьезоэлемент. В результате этого на обкладках пьезоэлемента появляется знакопеременное напряжение, которое меняется пропорционально амплитуде измеряемого давления. Диапазон рабочих частот таких датчиков находится в пределах до 100 кГц. Диапазон рабочих давлений до 600 МПа. Погрешность таких датчиков не превышает 1% [105].

Наибольшее распространение у исследователей получили тензометричекие датчики как наиболее дешёвые и легкодоступные.

1.6 Выбора объекта исследования, цель и задачи работы

Объектом исследования является поршневая ступень с линейным приводом, для которой отношение хода поршня к диаметру цилиндра от 1 до 20; частота перемещения поршня 20-250 мин-1.

В качестве уплотнений цилиндро-поршневой группы используются поршневые кольца из материала сухого трения, поэтому рабочая полость ступени является не маслосмазываемой.

Линейный привод поршневой ступени - совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие поршня по линейному возвратно поступательному закону движения и обеспечивающих его сравнительно большой ход (200 мм и более) при сравнительно низкой тактовой частоте перемещения.

При исследовании рабочего процесса ступени использован линейный привод электрогидравлического типа, как более доступный и реализующий необходимые поршневые усилия.

При исследовании виброшумовых характеристик компрессорного агрегата на базе поршневых ступеней с линейным приводом использован линейный привод электромеханического типа.

Он имеет широкий диапазон регулирования скоростей, высокую точность срабатывания и позиционирования до единиц микрон и отличается высокой энер-

гоемкостью, быстродействием, надежностью, малой инерционностью, малыми шумами и вибрациями при работе.

Целью диссертационной работы является:

Улучшение виброшумовых характеристик малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления путем применения поршневых ступеней с линейным приводом.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать уточнённую методику расчёта рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

2. Разработать методику экспериментального исследования рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом и стенд для её реализации.

3. Теоретически и экспериментально исследовать рабочие процессы поршневой ступени с линейным приводом и определить их отличительные особенности по сравнению со ступенью существующих быстроходных аналогов.

4. Выполнить параметрический анализ влияния конструктивных и режимных факторов на эффективность рабочих процессов поршневой ступени с линейным приводом.

5. Разработать рекомендации по проектированию и конструированию малорасходных компрессорных агрегатов среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом.

6. Выполнить исследование виброшумовых характеристик малорасходного компрессорного агрегата среднего давления на базе поршневых ступеней с линейным приводом.

Глава 2 РАЗРАБОТКА УТОЧНЕННОЙ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ПОРШНЕВОЙ СТУПЕНИ С ЛИНЕЙНЫМ ПРИВОДОМ

Физические процессы, происходящие в рабочей камере рассматриваемого объекта, а именно поршневой ступени с линейным приводом аналогичны процессам, происходящим в рабочей камере ступени обычного быстроходного поршневого компрессора с известными соотношениями диаметра цилиндра и хода поршня. Поэтому математическое описание процессов, происходящих при работе рассматриваемой ступени, будет осуществляться в основном по тем же уравнениям, что и для обычного компрессора. Однако, в связи с существенными отличиями в конструктивных и режимных параметрах, соответствующие полуэмпирические методики для определения тепловых и массовых потоков требуют проверки и уточнения.

Разработка уточненной методики расчёта рабочих процессов поршневой ступени предполагает разработку математической модели этого рабочего процесса с учётом особенностей конструкции и режима работы ступени, а также разработку на её основе программного продукта с возможностью реализации на доступном языке программирования.

2.1 Расчетная схема и основные допущения

Объектом исследования является поршневая ступень, отличающаяся от серийно выпускаемых типоразмером, большим временем рабочего цикла и увеличенным отношением величины хода поршня к диаметру цилиндра.

На рисунке 2.1 представлена расчетная схема такой ступени, содержащая рабочую камеру с параметрами газа P, V, ^ Ц, M. Рабочая камера сообщается с полостями камер всасывания и нагнетания через самодействующие клапаны грибкового типа, сквозь которые происходит массообмен, в процессах всасывания и

нагнетания - через проходные сечения открытых клапанов, а в процессах сжатия и обратного расширения - через неплотности между их запорным органом и седлом. Кроме того имеет место массовый поток газа через зазор в уплотнении ци-линдро-поршневой группы. Рабочий процесс сопровождается интенсивным теплообменом между рабочим газом и окружающей средой через стенки рабочей камеры.

Рисунок 2.1 - Расчетная схема поршневой ступени с линейным приводом

Математическая модель, как известно, лишь приближённо отражает действительные процессы, происходящие в рабочей камере поршневого компрессора [80], в связи с чем, её разработка невозможна без упрощающих допущений. Выбор допущений обусловлен конкретной решаемой задачей. В данном случае задачей математической модели и методики расчёта в целом является определение интегральных параметров ступени, в том числе и средней температуры нагнетания газа, а также текущих параметров состояния газа в рабочей камере в любой момент времени. Основные упрощающие допущения представлены ниже.

1. Непрерывность среды. Допущение предполагает, что отношение длины свободного пробега частиц средык характерному размеру всей системы много меньше 1,0. Так как при температуре 273... 600 К и давлении 0,1... 10,0 МПа длина свободного пробега частиц меньше 10-7 м, а характерный размер рабочей камеры ступени во много раз больше этого значения, то обоснованность данного допуще-

ния применительно к рассматриваемому объекту подтверждается.

2. Гомогенность рабочего тела. Это допущение предполагает, что рабочее тело во всём контрольном объёме однородно, обладает одними и теми же свойствами, состоит из одной и той же фазы и не имеет поверхности раздела. Для газов и их смесей данное допущение справедливо [80], поэтому для воздушных поршневых компрессоров его использование также правомерно.

3. Допущение о составе рабочего тела. В общем случае в реальном воздушном компрессоре рабочее тело состоит из воздушной газовой смеси, паров воды и масла. Поэтому рабочее тело представляет собой смесь различных компонентов с различными термодинамическими свойствами. Влияние масла не рассматривается в связи с тем, что проточная часть ступени считается несмазываемой. Наличие примесей в воздушной смеси, по причине их малого количества, будет оказывать незначительное влияние на рабочий процесс [80], поэтому в математической модели их можно не учитывать.

4. Одновременность изменения параметров рабочего тела по всему контрольному объёму [80]. Это допущение означает, что механическое взаимодействие рабочего тела с внешней средой вызывает мгновенное, одновременное и равномерное изменение параметров любого элемента рабочего тела по всему контрольному объему. Предположение о выравнивании давлений основано на том, что возмущение давления распространяется в среде со скоростью звука, а размеры рабочих камер относительно невелики. Температурные же изменения распространяются гораздо медленнее. В настоящее время отсутствуют надёжные методы и средства для их определения в контрольном объёме. Это допущение широко применяется при моделировании рабочих процессов быстроходных поршневых компрессоров, и тем более справедливо применительно к рассматриваемому объекту, так как время рабочего процесса в данном случае ещё меньше.

5. Изменение потенциальной и кинетической энергии газа пренебрежимо мало [80]. В отношении потенциальной энергии тела допущение очевидно. Скорости газа во входном и выходном сечениях мало различаются и имеют небольшие абсолютные значения, поэтому допущение о малости изменения кинетической энер-

гии газа от входного сечения до выходного вполне оправданно.

6. Давление рабочего тела в камерах всасывания и нагнетания имеет постоянное значение. Данное допущение принято в связи с невозможностью на текущем этапе исследования рассматриваемой ступени учесть нестационарные газодинамические явления в её проточной части, т.к. необходимые данные по размерам полостей, параметрам газовых коммуникаций, характеристикам клапанов и т.д. еще отсутствуют, а попытка их выбора для каждого рассматриваемого варианта будет настолько условной, что может не дать возможности обобщить результаты расчетов [15]. Кроме того, некоторые авторы [7] отмечают, что такое допущение не влияет на характер изменения параметров рабочего тела.

7. Движение газовой среды в зазоре между подвижными частями рабочей камеры квазистационарное, ламинарное и изотермическое при средней температуре гильзы цилиндра и боковой поверхности поршня [15]. Основными причинами принятия допущения о квазистационарности движения газа в зазоре являются: сложность математического описания неустановившихся процессов движения; незначительная погрешность, вносимая этим допущением при определении массового расхода газа через узкую щель при малых скоростях потока относительного образующих её поверхностей; отсутствии высокочастотных вибраций [96]. Эффект быстрого (по длине щели) приближения температуры газа к средней температуре стенок подтверждается авторами [28, 60, 64].

8. Теплота трения поршневых колец или манжет о поверхность цилиндра не подводится к газу. Это допущение означает, что вся теплота трения отводится к стенкам цилиндра, а от них - в окружающую среду. Оно справедливо для компрессоров низкого и среднего давления [80]. Так как в данных исследованиях использовались ступени со средними давлениями, то данное допущение верно.

9. Учитывается только конвективный теплообмен. Как отмечалось ранее, процессы передачи тепла теплопроводностью и лучистым теплообменом мало-изучены. Однако, основываясь на экспериментальных данных можно говорить о том, что основная доля теплопередачи приходится на конвективный теплообмен. Поэтому остальные виды теплообмена при расчёте поршневых ступеней просто

не учитываются [80]. В рассматриваемом случае максимальные температуры газа в ступени ожидаются более низкими, чем в существующих поршневых компрессорах, поэтому данное допущение тем более справедливо.

9. Процесс теплопередачи принимается как квазистационарный. Известно, что тепловой поток от газа к стенке рабочей полости является нестационарным из-за чередования рабочих процессов в течение цикла, а также изменения всех величин, определяющих теплообмен в течение каждого из рабочих процессов. Поэтому для описания тепловых потоков приходится предполагать стационарность процесса теплообмена или допустить возможность рассмотрения этого процесса как стационарного хотя бы для самого малого периода времени.

10. Коэффициент теплоотдачи в каждый момент времени одинаков на всех внутренних поверхностях рабочей камеры и на всей их длине. Данное предположение принимается в связи с затруднениями в определении коэффициента теплоотдачи в рабочей камере. В настоящее время большинство авторов определяют коэффициент теплоотдачи по единой формуле для всей рабочей камеры [36, 107].

11. Постоянство коэффициента теплоотдачи на внешних поверхностях цилиндра. Данное допущение справедливо при стационарном обтекании охлаждаемых поверхностей водой или воздухом, что и реализуется как в рассматриваемом случае, так и в большинстве современных охлаждаемых ступеней поршневых компрессоров.

12. В охлаждаемых стенках рабочей камеры отсутствуют внутренние источники тепла. Это допущение справедливо при отсутствии в стенке цилиндра и других деталях полостей и каналов с теплоносителем.

13.Взаимосвязь между положением поршня в цилиндре ступени и текущим временем рабочего цикла определяется законом перемещения подвижного органа линейного привода.

2.2 Основные расчетные уравнения

Рассмотрим основные расчётные уравнения, используемые в математической

модели, описывающей протекание рабочих процессов в поршневой ступени с линейным приводом и однофазным рабочим телом. Подробный анализ первого закона термодинамики для тела переменной массы применительно к рабочему процессу ступени поршневого компрессора широко представлен в работах таких ученых как Фотин Б. С., Пластинин П. И., Прилуцкий И. К. и др.

Запишем обобщённое выражение первого закона термодинамики для тела переменной массы:

аип = ^ _ ^+ашп • 1п

ёт ёт ёт

ёт

(2.1)

где dUn - изменение внутренней энергии газа на п-ом временном слое, Дж [80, 107]:

dQn - элементарный тепловой поток, отведённый от газа или подведённый к нему за время dт, K

dLn - работа совершённая над газом или самим газом, Дж

dmn - изменение массы газа в рабочей камере на п - м временном слое, кг.

Выражение (2.1) представляет собой основное из уравнений системы, позволяющей определить изменение термодинамических параметров газа в рабочей камере ступени при внешнем массообмене через зазоры и органы газораспределения.

При определении количества теплоты, отводимой от рабочего газа или подводимой к нему в случае отсутствия в объёме рассматриваемого тела внутренних источников теплоты, систему дифференциальных уравнений теплопроводности для m конструктивных элементов, формирующих рабочую камеру ступени (например: поршень, цилиндр, клапанная плита и т.п.) в общем случае можно представить в следующем виде [52, 93]:

ё2!

—1 + т —1 ёт г1 ёт2

ёш +т Аш

+ тгш 2

1

СА 1

а г ^

ах у

ах

^ а +

ёт

ёт2

СшРш

V

а

аУ V °У

+

а

а7

ах

V

ёх

+

а

ау V ёУ

+

а

а7

(2.2)

где хг- время релаксации;

С - теплоёмкость рабочего газа;

р- плотность рабочего газа;

Х- коэффициент теплопроводности, зависящий от температуры

При решении подобных задач широко применяются такие численные методы, как метод конечных разностей (или метод сеток), метод конечных объёмов и метод конечных элементов [6, 54]. Для приближенной оценки влияния условий и параметров внешнего теплоотвода на рабочий процесс поршневой ступени с линейным приводом с упрощенной расчётной схемой, метод конечных разностей в силу своей простоты и надёжности представляется наиболее предпочтительным. В работе [6] такой метод называют методом элементарного баланса, при котором решение дифференциальных уравнений вида (2.2) заменяют их приближенными значениями, выраженными через значения функций в отдельных дискретных точках (узлах); при этом в пределах элементарных геометрических фигур (элементов) в окрестностях каждого узла закон распределения температуры можно с достаточной точностью принять линейным. В этом случае каждый элемент представляет собой изотропное тело, для которого граничные условия определяются граничными условиями второго и (или) третьего рода в зависимости от координат рассматриваемого элемента, а также граничными условиями четвёртого рода (условия сопряжения) в случае изготовления узла или детали из разнородных конструкционных материалов [52].

В общем случае элемент в узловой точке регулярной ортогональной сетки с координатами ^ k с температурой Ту,^ (рисунок 2.1), где п - номер временного слоя, представляет собой куб с ребром L, для которого уравнение теплового баланса можно записать в виде:

6

I ^ = , (2.3)

Р=1

где dQi,j,k,n - элементарное количество теплоты, затрачиваемое на изменение

внутренней энергии элемента с координатами ^ j, к в момент времени п;

к п - элементарное количество теплоты, подводимое к элементу с координатами ^ j, к в момент времени п через грань р/ кривизна стенок учитывается соотношением площадей соответствующих граней элементов.

Величины элементарных тепловых потоков dQ1p^ п между гранями соседних элементов определяются из граничных условий 2-го или 4-го рода (закон Фурье) [52]:

/8(Т^ -Т1Ч,к,п)Г • * (2.4)

где Тьик,п,Тц,к,п и F - температуры (К) и площадь (м2) теплообменной поверхности взаимодействующих элементов; 5 - толщина рассматриваемого элемента, м,

а в случае их контакта с рабочим газом или внешней охлаждающей средой - из граничных условий 3-го (уравнение Ньютона-Рихмана) [52]:

^,к,п =«(Ту,к,п -Тг)р• дх (2.5)

где ТГ - температура рабочего газа, К;

а - коэффициент теплоотдачи, принимаемый постоянным для всей поверхности рассматриваемого участка теплообмена и в общем случае зависящий от её геометрии, режима течения, свойств и параметров рабочего тела.

Осреднённый по внутренней поверхности рабочей камеры коэффициент теплоотдачи определяется из формулы (1.30), предложенной И.К. Прилуцким [18, 87, 123]. Эмпирический коэффициент х принимается равным - 0,6 (обоснование выбора величины коэффициента х представлено ниже при описании результатов верификации методики расчёта).

Тепловой поток, идущий на изменение внутренней энергии узлового элемента п-го временного слоя за время dт, Дж:

^,к,п = ш^,к • СР (Т1^к,п+1 _ Т1,^к,п ) ёт, (2.6)

где тц,к- элементарная масса узлового элемента, кг Cp - теплоемкость узлового элемента, Дж/ кг К

Тi,j,k,пи Тц,к,п+1 - температура узлового элемента на рассматриваемом и последующем временном слое соответственно, К.

dLn - работа совершённая над газом или самим газом, Дж [82, 107]:

ёЬп _

— - рп • 8Пор • Сп , (2.7)

ёт п ^пор ~п>

где 8пор- площадь поршня, м2;

Сп— скорость поршня на п-м временном слое, м/с (определяется законом перемещения линейного привода). Рп - давление газа на п-м временном слое, Па [80, 107]:

Р., (2.8)

п

где Я - газовая постоянная, Дж/К-кг;

Уп - объём газа на п-м временном слое, м3; тП- масса газа на п-м временном слое, кг: - коэффициент сжимаемости реального газа.

шп - шп_1 +°шп, (2.9)

где тп-1-масса газа на (п-1)-м временном слое, кг;

dmП - масса газа, проходящего через клапаны всасывания и нагнетания, либо поступающая в рабочую камеру или выходящая из нее через неплотности в закрытых клапанах и зазоры в уплотнении цилиндро-поршневой группы на п-м временном слое, кг [80, 107]. Для массы газа проходящей через клапаны грибкового типа в открытом состоянии:

dm

dт

п = ар-еп • fn ^2-рп -Арп , (2.10)

где ар - коэффициент расхода для грибковых клапанов. Был принят по данным, приведённым в [64];

8д- коэффициент расширения газа на п-м временном слое. Для воздуха его можно определить из выражения [80, 107]:

АP

8п = 1 - 0,3, (2.11)

где Р - большее из значений давления до и после клапана;

ДРП- разность давлений газа до и после клапана на п-м временном слое; площадь проходного сечения клапана на п-м временном слое, м2 [64]:

4 ^ -^, (2.12)

где ёс - диаметр седла клапана, м;

- высота подъёма запорного органа клапана на п-м временном слое, м.

Величина проходного сечения щели клапана определяется в зависимости от высоты подъёма запорного органа. В общем случае для её расчёта при пространственном движении клапана используется система дифференциальных уравнений относительного движения запорного органа [52,64,80]:

тёХхМт2 =Х X + Фех + Фсх ;

тё\уМт2 =х У1 + ФеУ + ФсУ; (2.13)

т^Мт2 =Х Zi + Фе2 + Фс2,

где т- приведённая масса запорного органа;

ё2ЬгпхМт2, d2hгny/dт2, ё^гщМт2 - проекции относительно ускорения запорного органа;

Фех, Феу, Фс/ - проекции переносной силы инерции Фе;

УХЬ У У,, У 2, - проекции геометрической суммы сил , приложенных к центру масс запорного органа;

Фсх, Фсу, ФС2 - проекции кориолисовой силы инерции Фс.

Геометрическая сумма внешних сил, действующих на запорный орган, согласно модели второго уровня определяется следующим выражением [80]:

ЭД = ^ + РпР + Р&р + б, (2.14)

где рг _ газовая сила;

Рхтр- суммарная сила трения запорного органа о газ и направляющие; РпР - сила упругости пружины; О - сила тяжести.

Все составляющие, входящие в выражения для вычисления этих сил, определяются по известным соотношениям [80 и др.].

При неподвижных клапанах, установленных на корпусных элементах ступени поршневого компрессора, динамический расчёт самодействующих клапанов производится для случая, когда переносное движение отсутствует, то есть ае= 0 и Фе= 0. При этом выражение (2.13) сводится к уравнению [80]:

md2hnx/dт2 -XX. (2.15)

Для определения массы газа поступающей в рабочую камеру или выходящей из нее через неплотности в закрытых клапанах и зазоры в уплотнении цилин-дро-поршневой группы использовалось следующее соотношение:

^ - Ф. ^„./2 -Р. -ДР. > (216)

где Фэ - 8э • П - эквивалентная площадь зазора, м2;

П - периметр (длина) рассматриваемого зазора, м;

5Э- эквивалентная высота зазора, определяемая по результатам эксперимен-

тальных продувок, м [21].

Ъ - энтальпия газа поступающего в рабочую камеру или выходящего из нее на п-м временном слое, Дж/кг, определяется по формуле [82, 107]:

1» = С Т , (2.17)

где Ср - теплоёмкость газа при постоянном давлении, Дж/К-кг;

Тп- температура присоединяемой или отделяемой массы газа на п-м временном слое [80, 107]:

ип - внутренняя энергия газа на п-ом временном слое, Дж:

ип = ип_! + ёЦ, (2.18)

где ип-1- внутренняя энергия газа на (п-1) -м временном слое, Дж.

Т_ =

и

п гл

ш„ -С,

(2.19)

где Су - теплоёмкость газа при постоянном объёме, Дж/К-кг.

Температура газа в процессе нагнетания постоянно изменяется, поэтому под средней интегральной температурой нагнетаемого газа будем считать некую среднюю температуру нагнетания Тср [21, 121]:

Е (¿Шп - Тп)

Т _ п=1_

ср

к

Е ¿Шг

(2.20)

п=1

Таким образом, совокупность основных расчётных уравнений, составляющих математическую модель рабочего процесса поршневой ступени с линейным приводом, можно представить в следующем виде:

¿Цп = ^ _ +¿Шп - 1П

ёт ёт ёт

ёт

(2.21)

X ^Р,к,п - ^у,к,п

Р-1

dQРj,k,n / 8(Ту,к,п _ Т1 _l,j,k,n )Р • ат dQ!Рj,k,n -«(Тц,м _ Тг) Р • ат

а -

V х

V

Wx • Э1х

экв

^М^п - • СР (^^^п+1 _ Ч^п ) ат

— - Р • ^^^.гл • С,

Р

ат _ п ^пор

. ш. • я • Т.

Vn

шп = шп_1 + ашп

п _

•8„ • ^ V2•Рп •ДР.

ат ар

= ^ + Рпр + Р&р + б

ат