Добавить в коллекции Добавить в сохраненное
  1. Без категории

омский государственный технический университет

реклама 
ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
На правах рукописи
Виниченко Василий Сергеевич
ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И СОЗДАНИЕ
КОНСТРУКЦИИ ГАЗОЖИДКОСТНОГО АГРЕГАТА
С ГЛАДКИМ И ПРОФИЛИРОВАННЫМ ПОРШНЕВЫМ
БЕСКОНТАКТНЫМ УПЛОТНЕНИЕМ
Специальность 05.02.13 – Машины, агрегаты и процессы
Диссертация на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Научный руководитель:
заслуженный работник
Высшей школы РФ, доктор
технических наук, профессор,
В. Е. Щерба
Омск – 2014
ОГЛАВЛЕНИЕ
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ…………………………………………….........6
ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………..... 13
1.
КЛАССИФИКАЦИЯ
КОНСТРУКЦИЙ
ГАЗОЖИДКОСТНЫХ
АГРЕГАТОВ И АНАЛИЗ МЕТОДОВ РАСЧЕТА ПРОТЕКАЮЩИХ
В НИХ
РАБОЧИХ
ПРОЦЕССОВ……………………………………………………..…….19
1.1. Классификация конструкции.…………………………………………….......19
1.2. Процессы и функции объекта исследования…………………………….......24
1.2.1. Схемы и рабочие процессы газожидкостных агрегатов с
совмещёнными газовой и жидкостной полостями……………………………….29
1.2.2. Схемы и рабочие процессы газожидкостных агрегатов с
разделёнными газовой и жидкостной полостями…………………………….......34
1.3. Возможное применение газожидкостных агрегатов……………...................45
1.3.1. Автотранспортная и автотракторная техника……………..………….……45
1.3.2. Постановка задач исследования…………………………………………….47
1.3.3. Производство ремонта и обслуживания технических объектов………….49
1.4. Обоснование конструкции объекта и постановка задач исследований……50
1.4.1. Обоснование и выбор конструкции объекта исследования………………50
2.
МАТЕМАТИЧЕСКАЯ
МОДЕЛЬ
РАБОЧИХ
ПРОЦЕССОВ
ГАЗОЖИДКОСТНОГО
АГРЕГАТА…………………………………………………….......58
2.1.
Анализ
известных
методик
расчет
рабочих
процессов
газовой
полости……………………………………………………………………….………
…....58
2.2. Анализ известных методик расчет рабочих процессов
жидкостной полости……………………………………………………………......61
2.3. Анализ известных методик расчет расходных
характеристик самодействующих газовых и жидкостных клапанов……..…….65
2
2.3.1. Метод расчета самодействующих обратных клапанов
жидкостной полости………………………………………………………….…….65
2.3.2. Метод расчета самодействующих обратных клапанов газовой
полости……………………………………………………………………………...67
2.4. Математическая модель рабочих процессов поршневого
газожидкостного агрегата…………………………………………………….……70
2.4.1. Основные допущения, принимаемые при построении
математической модели, и их обоснование………………………………………70
2.4.1.1. Основные допущения, принимаемые при построении методики расчета
процессов, происходящих в газовой полости…………………………………....71
2.4.1.2. Основные допущения, принимаемые при построении методики расчета
процессов, происходящих в жидкостной полости……………………….……....76
2.4.2. Расчет рабочих процессов, происходящих в газовой полости……………78
2.4.2.1. Уравнения сохранения энергии и массы………………………………....79
2.4.2.2. Уравнение состояния газа…………………………………………………82
2.4.3. Расчет рабочих процессов, происходящих в жидкостной полости……....82
2.4.3.1. Расчет процессов сжатия и расширения, происходящих в жидкостной
полости ……………………………………………………………………………..83
2.4.3.2.
Расчет
процессов
всасывания
и
нагнетания,
происходящих
в жидкостной полости………………………………………………………….…..85
2.4.3.3. Расчет процессов, происходящих в гладком сплошном поршневом
уплотнении…………………………………………………………………………….
89
2.4.3.4. Расчет процессов, происходящих в поршневом уплотнении с буферной
канавкой………………………………………………………………………….....92
2.5. Математическая модель рабочих процессов газожидкостного агрегата и
особенности ее реализации………………………………………………………..99
3
3.
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ
ИССЛЕДОВАНИЯ
ПРОЦЕССОВ
РАБОЧИХ
ГАЗОЖИДКОСТНОГО
АГРЕГАТА…………………………………...104
3.1. Цели и задачи экспериментальных исследований…………………………104
3.2.
Описание
конструкции
поршневого
газожидкостного
агрегата
и экспериментального стенда……………………………………………….……106
3.2.1. Описание конструкции газожидкостного агрегата………………………107
3.3. Методика измерения основных мгновенных и интегральных характеристик
газожидкостного агрегата………………………………………………..……….116
3.3.1. Измерение расходных характеристик…………………………………….116
3.3.2. Измерение теплонапряженности стенок цилиндра и клапанной
плиты………………………………………………………………………………117
3.3.3. Давление в линиях всасывания и нагнетания жидкости и газа…………120
3.3.4. Переменное давление в газовой и жидкостной полостях………………..121
3.3.5. Частота вращения коленчатого вала и положение одной из «мертвых
точек»………………………………………………………………………………...1
24
3.3.6. Положение линии раздела жидкости и газа в зазоре между поршнем
и цилиндром……………………………………………………………………….127
3.3.7. Измерение геометрических размеров деталей и сопряжений
газожидкостного
агрегата……………………………………………………………………....130
3.4. Подтверждение адекватности математической модели рабочих
процессов…………………………………………………………………………..133
3.5. Исследование влияния буферной канавки на пусковые характеристики
агрегата……………………………………………………………………………....1
38
4
3.6.
Определение
теплонапряжённости
цилиндра
газожидкостного
агрегата………………………………………………………………………………
……141
4.
ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ
ПОРШНЕВОГО
АНАЛИЗ
ГАЗОЖИДКОСНОГО
РАБОЧИХ
АГРЕГАТА
ПРОЦЕССОВ
И
ВОПРОСЫ
РЕАЛЬНОГО
ПРОЕКТИРОВАНИЯ………………………………………...............................145
4.1. Анализ влияния частоты возвратно-поступательного движения поршня на
характеристики газожидкостного агрегата……………………………………...146
4.2. Анализ влияния отношения давления нагнетания к давлению всасывания в
газовой
и
жидкостной
полостях
на
характеристики
газожидкостного
агрегата………………………………………………………………………………
……151
4.3. Анализ влияния величины и формы радиального зазора в поршневом
уплотнении на рабочие процессы газожидкостного агрегата…………………….1
54
4.3.1. Гладкое щелевое уплотнение……………………………………………...154
4.3.2. Гладкое щелевое уплотнение с буферной канавкой……………………..157
4.4.
Вопросы
реального
проектирования
поршневого
газожидкостногоагрегата……………………………………………………………
………………………159
4.4.1. Газожидкостный агрегат для ремонта и обслуживания автотранспортной
техники…………………………………………………………………………….177
5. ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ……………………………....188
Список литературы………………………………………………………………..191
Приложения……………………………………………………………………..…201
5
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
dE - изменение полной энергии рабочего тела внутри контрольного объема;
dQ – элементарное количество теплоты, подведенное (отведенное) к
рабочему телу от поверхности контрольного объема;
dL – элементарная деформационная работа в контрольном объеме;
dMпi – элементарные присоединяемые массы рабочего тела;
dMоi – элементарные отделяемые массы рабочего тела;
iпi – энтальпия элементарной присоединяемой массы;
Cпi –скорость элементарной присоединяемой массы;
Hпi – координата элементарной присоединяемой массы;
iоi– энтальпия отделяемой массы;
Cоi – скорость элементарной отделяемой массы;
6
Hоi – координата элементарной отделяемой массы;
g – ускорение свободного падения.
Тст – температура стенок цилиндра
dQц – элементарный теплообмен между газом и гильзой цилиндра
dQкр – элементарный теплообмен между газом и крышкой
dQп – элементарный теплообмен между газом и донышком поршня
Тц.ср – средняя температура поверхности зеркала цилиндра
Тп.ср – средняя температура поверхности донышка поршня
Ткр.ср – средняя температура внутренней поверхности крышки;
fц () – текущее значение «открытой» площади поверхности зеркала
цилиндра;
fп – площадь поверхности донышка поршня;
fкр – площадь поверхности крышки цилиндра.
F – коэффициент теплоотдачи между газом и стенками цилиндра;
Nu – число Нуссельта
Re – число Рейнольдса
Pr – число Прандтля
Pe – число Пекле
dM1 – элементарная масса газа, приходящая во всасывающую полость
компрессора;
dM2 – элементарная масса газа, уходящая из всасывающей полости
компрессора;
dM3 – элементарная масса газа, приходящая в полость цилиндра из
всасывающей полости;
dM4 – элементарная масса газа, утекающая из полости цилиндра во
всасывающую полость;
dM5 – элементарная масса газа, утекающая из нагнетательной полости в
полость цилиндра;
7
dM6 – элементарная масса нагнетаемого газа;
dM7 – элементарная масса газа, уходящая потребителю из нагнетательной
полости;
dM8
–
элементарная
масса
газа,
утекающая
из
трубопровода
в
нагнетательную полость;
dM9 – элементарная масса газа, утекающая из полости цилиндра в щель
между цилиндром и поршнем;
dM9 – элементарная масса газа, притекающая из щели в полость цилиндра;
dM11 – элементарная масса жидкости, приходящая в полость цилиндра из
всасывающей магистрали;
dM12 – элементарная масса жидкости, утекающая из полости цилиндра во
всасывающую магистраль;
dM13 – элементарная масса нагнетаемой жидкости;
dM14 – элементарная масса жидкости, притекающая в полость цилиндра из
нагнетательной магистрали;
dM15 – элементарная масса жидкости, утекающая из полости цилиндра через
уплотнения штока;
μ – коэффициент расхода;
fщ – площадь эквивалентного сечения;
р0, ρ0
- давление и плотность газа в контрольном объеме, из которого
происходит истечение;
р – давление в контрольном объеме, куда происходит истечение газа
k – показатель адиабаты
Ф – эквивалентная площадь
щ, с – коэффициенты расхода, отнесенные к щели и седлу;
fщ, fс – площадь щели и площадь седла.
h – высота подъема запорного органа
b – ширина канала в седле
δусл – величина условного зазора;
8
R – универсальная газовая постоянная;
mприв. – приведённая масса клапана компрессора;
mз.о – масса запорного органа;
mпр – масса пружины.
Fг – сила давления газа на запорный орган клапана;
Fã1   p1(F1 )dF - сила давления газа на нижнюю часть запорного органа;
F1
Fã2 
 p (F )dF - сила давления газа на верхнюю часть запорного органа.
2
2
F2
fз.о – поверхность запорного органа, перпендикулярная потоку газа;
Sp – коэффициент давления потока;
Fòð - сила трения.
τ0 – коэффициент демпфирования;
θ- коэффициент восстановления скорости;
Pw - изменение давления жидкости;
ΔVw –изменение объема рабочей полости цилиндра;
Vw – объем рабочей полости цилиндра;
Е1 – кажущийся модуль упругости жидкости;
pw, Vw – текущие значения давления и объема рабочей полости цилиндра;
p0w, V0w - начальные значения давления и объема в рабочей полости цилиндра.
Ew - модуль упругости жидкости;
δ – толщина стенки цилиндра;
Eм – модуль упругости материала цилиндра;
d – диаметр цилиндра.
Vw - суммарное изменение объёма жидкости;
V êèíw
- изменение объема жидкости, обусловленное кинематикой
кривошипно-шатунного механизма;
Ni
 V
i 1
0 iw
- утечки рабочего тела (жидкости);
9
Ni
 V
i 1
niw
- притечки рабочего тела (жидкости);
Fnw - полщадь поршня;
 wi - угол поворота коленчатого вала привода насоса;
dп - диаметр поршня;
dшт – диаметр штока;
λ – для кривошипно-шатунного механизма – отношение радиуса кривошипа
(половины хода поршня) к длине шатуна;
lшт – длина уплотнения штока;
Δршт – перепад давления на уплотнении штока
v ï - скорость поршня.
 wâ -площадь прохода в щели закрытого всасывающего клапана;
 wí - площадь прохода в щели закрытого нагнетательного клапана;
pâw  pw  pwâ - перепад давления на закрытом всасывающем клапане;
píw  p w  p wí - перепад давления на закрытом нагнетательном клапане;
рwв, рwн – давления во всасывающем и нагнетательном трубопроводе
v ýô .ïîð - эффективная скорость поршня;
N2
 M
i 1
N1
пiw
,
 M
i 1
0iw
- присоединяемая и отделяемая масса жидкости в
рабочей полости цилиндра;
p1, Z1, v1 – давление, геометрическая высота центров тяжести и скорость
жидкости в сечении I-I, то же с индексами «2» - соответственно
для сечения II-II;
α1 и α2 – соответствующие коэффициенты Кориолиса;
Δhl, – потери напора по длине;
Δhξ, – потери напора из-за местных сопротивлений;
Δhин – инерционные потери;
 - коэффициент сжатия струи;
10
ω1 – площадь поперечного сечения рабочей полости цилиндра;
ω2 – площадь сечения нагнетательного трубопровода;
ω3 – площадь прохода в щели нагнетательного клапана;
ωсис – площадь сжатого сечения струи;
v2 = v1ω1/ω2 – скорость движения жидкости в сечении II-II;
hwн – текущая высота подъема самодействующего клапана.
M wi - текущее значение массового расхода жидкости через концентричную
щель с подвижными стенками;
ρwi, μwi – плотность и динамическая вязкость жидкости;
в – радиальный зазор между поршнем и цилиндром;
Δрwi – перепад давления, действующий на жидкость в зазоре;
lПwi – длина поршневого уплотнения, занятая жидкостью.
ρгi, μгi – плотность и динамическая вязкость газа;
Δpгi – перепад давления, действующий на газ в зазоре;
lПгi – длина зазора между поршнем и цилиндром, занятая газом;
Δτ – изменение времени;
εН =РНН/РВН – отношение давления нагнетания к давлению всасывания
насоса;
εК =РНК/РВК – отношение давления нагнетания к давлению всасывания
компрессора;
Sh - ход поршня;
аМ - относительный мертвый объем газовой полости;
SMW = 30 мм (линейное мертвое пространство жидкостной полости;
ZHK - число нагнетательных клапанов газовой полости;
DHK
- диаметр проходного отверстия в седле нагнетательного клапана
газовой полости;
hmaxH - максимальный подъем запорного органа нагнетательного клапана
газовой полости;
mЗОН - масса запорного органа нагнетательного клапана газовой полости;
11
СПРН - жесткость пружины нагнетательного клапана газовой полости;
hOН
- величина предварительного натяжения пружины нагнетательного
клапана газовой полости;
ZBK - число всасывающих клапанов газовой полости;
DBK - диаметр проходного отверстия седла всасывающего клапана газовой
полости;
hmaxВ - максимальный подъем запорного органа всасывающего клапана
газовой полости;
mЗОВ - масса запорного органа всасывающего клапана газовой полости;
СПРВ - жесткость пружины всасывающего клапана газовой полости;
hOВ
- величина предварительного натяжения пружины всасывающего
клапана газовой полости;
DW - диаметр отверстия в седле;
hmaxW - максимальная высота подъема запорного органа;
mЗОW - масса запорного элемента;
СПРW - жесткость пружины;
hOW - максимальная высота подъема запорного элемента;
nОБ - частоты вращения коленчатого вала
nСЖ - показатель политропы конечных параметров процесса сжатия;
ΔАВС/АΣ - относительные потери работы в процессе всасывания;
ΔАН/АΣ - относительные потери работы в процессе нагнетания;
nР - показатель политропы конечных параметров процесса обратного
расширения;
АР/АΣ - относительна работа процесса обратного расширения;
АСЖ/АΣ - относительная работа процесса сжатия
λ – коэффициент подачи газовой полости;
ηИЗ.ИНД - индикаторный изотермический КПД газовой полости;
ηАД.ИНД - индикаторный адиабатный КПД газовой полости;
МУТН/МВСН - относительные утечки жидкостной полости;
12
ΔАВСН/АΣН - относительные потери работы в процессе всасывания
жидкостной полости;
ΔАН.Н/АΣН - относительные потери работы в процессе нагнетания
жидкостной полости;
ηОБН – объёмный КПД жидкостной полости;
NИН.Н - индикаторная мощность жидкостной полости;
МУТ Н/МГАЗА - относительное количество жидкости, поступающей в
компрессорную полость в виде утечек;
QСЖ - количества отводимой от газа теплоты в процессе сжатия;
nСЖ - показатель политропы конечных параметров в процессе сжатия;
ВВЕДЕНИЕ
В
современных
технических
и
технологических
машинах
самого
различного назначения широко применяются принципы агрегатирования
(совмещения), в соответствии с которыми один объект (машина-орудие,
прибор, средство передвижения и т.д.) в состоянии выполнять одновременно
или попеременно несколько функций.
Данная тенденция проектирования далеко не нова, и восходит своими
традициями еще к началу активной технологической деятельности человека.
Примером может служить токарно-винторезный станок, который помимо
своего изначального предназначения (для обтачивания круглых поверхностей,
впервые начал применяться около 600 г. до Нашей Эры) может сверлить
отверстия, нарезать резьбу, протачивать плоские поверхности, обкатывать,
13
полировать и т.д. и т.п.
Так например, сегодня фирмой «Metalmaster»
выпускаются станки модели MML 250x500-M, способные выполнять все
токарные, фрезерные и сверлильные операции.
Применение гибридных машин преследует довольно много
целей, из
которых можно выделить пять основных:
1. Создание
многофункциональных
машин
с
целью
повышения
оперативности и снижения времени на выполнение производственных
операций.
2. Уменьшение общей материалоемкости оборудования и приборов
различного назначения с целью снижения их стоимости.
3. Сокращение пространства, требуемого для размещения оборудования,
для снижения издержек на строительство и эксплуатацию производственных
помещений.
4. Повышение
производительности
труда
за
счет
исключения
из
технологического процесса транспортных операций и затрат времени на
установку и позиционирование объекта воздействия.
5. Экономия энергии за счет использования взаимного влияния свойств
отдельных агрегатов гибрида.
Так, например, применение гибридного привода в автотракторной технике
позволяет существенно повысить экономичность привода движения за счет
стабилизации режимов работы двигателя внутреннего сгорания (он работает на
одном, наиболее экономичном режиме), а обеспечение энергии движения
на переменных режимах производится за счет аккумулятора электроэнергии,
вырабатываемой генератором, который получает механическую энергию
вращения от двигателя.
Как правило, гибридные устройства компонуются на единой платформе,
объединяющей отдельные составляющие общей целью или задачей, а также
используют схожие устройства и процессы. Так, например, агрегатный станок,
выполняющий одновременно комплекс технологических операций над одной
14
деталью, имеет очевидную общую задачу создания рабочих поверхностей и
использует схожие процессы обработки (например – резание), современный
сотовый телефон выполняет комплекс информационных задач, включающих
аудиосвязь, фиксацию текста (аудиозапись) и изображении в виде фотографий
и видеозаписи и т.д., и использует свойства микропроцессорной техники и т.д.
Чаще всего изначально совмещенные в гибридах операции производятся
отдельными устройствами. Например, в случае с сотовым телефоном отдельно телефон, диктофон, фотокамера, видеокамера, калькулятор и т.д.
Объединение же конструкций в единое целое может быть обосновано только в
том случае, когда в этом обнаруживается устойчивая потребность общества,
диктующая необходимость или оправдывающая целесообразность появления
нового товара на рынке [1, 2 и др.].
Еще с древних времен человечество стало применять машины для сжатия
и перемещения жидкостей и газов. Так, например, первый поршневой
(пожарный) насос был построен в Александрии за 200 лет до Нашей Эры, и
впервые был механизирован Томасом Ньюкоменом еще в начале 18-го века.
Кузнечные меха для дутья при ковке металлов известны тысячи лет, а первый
поршневой компрессор был изготовлен немецким инженером Отто Фон Герике
более 350 лет назад.
Как рабочие машины эти агрегаты с самого начала существовали и
работают по сей день отдельно и предназначены для поднятия давления в
рабочей среде с последующим ее перемещением потребителю. Зачастую
рабочие среды этих машин (жидкости в насосах и газы, и их смеси
в компрессорах) в той или иной степени оказываются совмещенными в одном
устройстве. Так, например, жидкости широко используются для смазки и
охлаждения компрессоров, основным рабочим веществом которых являются
газы и их смеси, а газообразные вещества (в основном – воздух) часто
применяются
для распыливания
и
подачи
жидкостей
под
давлением
(лакокрасочные работы, создание масляных аэрозолей для смазки и охлаждения
15
высокоскоростных
подшипников
качения,
вытеснение
жидкостей
при
заправочных работах и т.д.). Известны также конструкции машин объемного
действия, в которых жидкости и газы участвуют в проведении рабочих
процессов одновременно [3, 4 и др.].
В то же время, имеется ряд технологических машин, в которых
традиционно одновременно применяются жидкости и газы под давлением.
Прежде всего, это обрабатывающее оборудование различного назначения, в
котором жидкости используются для смазки трущихся деталей (зубчатые
зацепления, подшипники, направляющие), для охлаждения зоны резания
(смазочно-охлаждающие жидкости – СОЖ) и в гидроприводах движения
инструмента, а газы – для работы в пневмоприводах (в основном – зажимные
устройства) и для привода вспомогательного инструмента.
Как правило, питание жидкостью под давлением в таком оборудовании
обеспечивается гидростанциями различного устройства, а сжатым газом –
от центральных компрессорных станций, обслуживающих целые производства
или его часть [5, 6 и др.]. Последнее очень невыгодно, так как предполагает
разветвленную сеть пневматических линий, в которых происходит потеря
энергии как от трения и чрезмерного охлаждения (в зимний период), так и от
неизбежных утечек в местах сочленения трубопроводов. Это обстоятельство
вынуждает дробить систему пневмоснабжения и обустраивать ее в виде
компрессоров средней и малой производительности, находящихся в одном
помещении с обрабатывающим оборудованием. Такому положению дел
способствует и интенсивно происходящая в настоящее время диверсификация
крупных производств, которая проходит с их разделением по принципу
хозрасчета на небольшие предметно и технологически ориентированные
производственные участки. Однако и в этом случае остаются пневматические
линии
снабжения
резервированием
сжатым
воздухом
компрессорных
и
проблемы,
установок,
так
как
и
с
связанные
с
экономичным
регулированием их производительности при переменном потреблении сжатого
16
газа группой оборудования. А, между тем, как отмечают авторы [7], при
прекращении пневмопитания и вынужденном при этом простое предприятие
несет большие убытки, сопоставимые со стоимостью самого компрессорного
оборудования.
В то же время, анализ работы агрегатов, использующихся при
производстве сжатого газа и жидкости под давлением, обнаруживает большое
сходство как в принципе осуществления их рабочих процессов (всасывание
рабочего тела из источника, его сжатие и подача потребителю), так и в их
конструкции
(цилиндр,
рабочий
орган,
распределительные
устройства,
приводной вал), и было бы логично при проектировании оборудования, в
котором предполагается одновременное использование газа и жидкости под
давлением, включать
в его состав газожидкостный агрегат, характеристики
которого наилучшим образом соответствуют параметром такого оборудования.
Однако, этого до сих пор не произошло. Вполне вероятно, что данное
обстоятельство связано со сложившимися традициями, в соответствии с
которыми,
например,
станкостроительная
отрасль
не
занимается
проектированием и выпуском машин для сжатия и перемещения газов и
жидкостей, а компрессоростроительное производство не имеет проектных и
технологических традиций для выпуска насосного оборудования и наоборот.
Из этого следует актуальность проведения исследований, которые могли
бы дать ответ на вопрос о существование целесообразности создания
газожидкостных агрегатов и предложить варианты их конструктивного
воплощения.
Следует сразу отметить, что часто использующийся при создании
гибридов принцип объединения двух и более агрегатов лишь на единой
корпусной
платформе
(присуще,
например,
агрегатным
станкам),
малоинтересен и не перспективен, т.к. не предполагает существенного
снижения
материалоемкости,
и несет
лишь
незначительный
выигрыш,
заключающийся в удобстве монтажа и эксплуатации. Гораздо большего
17
эффекта можно добиться, если при объединении газовой и жидкостной рабочих
полостей использовать, например, единый рабочий цилиндр и даже общий
рабочий орган. Такое конструктивное мероприятие при определенных
подлежащих исследованию условиях может позволить не только применить
единый привод, но и использовать жидкость для охлаждения и уплотнения
рабочего органа без применений сложных и дорогостоящих конструктивных
мероприятий.
При
создании
очевидную
такого
проблему,
газожидкостного
которая,
возможно,
агрегата
и
придется
решать
препятствовала
всегда
продвижению идеи объединения насоса с компрессором – большая (в сотни
раз) разница между физическими свойствами жидкостей и газов, такими, как
плотность и динамическая вязкость. Именно эти параметры практически
ограничивают
частоту движения
рабочего
органа жидкостных
машин
объемного действия величиной порядка 7-10 Гц. В то же время обычная частота
движения
рабочего
органа
газового
агрегата
малой
и
средней
производительности объемного действия - 12-25 Гц и более, что объясняется
стремлением как снизить массогабаритные характеристики, так и уменьшить
удельную величину утечек через поршневое уплотнение. У подавляющего
большинства
современных
поршневых
компрессоров
малой
производительности, например, поступающих на российский рынок, частота
возвратно-поступательного движения поршня колеблется в пределах 25-50 Гц.
При использовании общего цилиндра, вероятно, в сжимаемый газ будет
попадать заметное количество жидкости, характерное для смазываемых машин,
что при общем стремлении к чистоте используемых в промышленности и быту
газов [7], также может оказаться серьезным препятствием для широкого
внедрения газожидкостных агрегатов и сузит область их применения.
Данное исследование ставит своей задачей создание научно обоснованных
объяснений работы газожидкостного агрегата объемного действия, который
может сжимать одновременно или попеременно газ и жидкость, и при
18
определенных условиях в состоянии создать конкуренцию применяемым в
настоящее время способам и конструкциям подачи сжатого газа и жидкости
под давлением в различных промышленных и бытовых устройствах и условиях.
При этом значительные усилия будут направлены на создание конструктивных
решений, с помощью которых можно реализовать положительные качества
рассматриваемого агрегата.
1. КЛАССИФИКАЦИЯ КОНСТРУКЦИЙ ГАЗОЖИДКОСТНЫХ
АГРЕГАТОВ И АНАЛИЗ МЕТОДОВ РАСЧЕТА ПРОТЕКАЮЩИХ
В НИХ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ
1.1. Классификация конструкции
Прежде чем приступить к исследованию какого-нибудь технического
или технологического
объекта,
необходимо
его
позиционировать
по
отношению к выполняемым функциям, то есть поставить в соответствие с уже
имеющимися устройствами, работающими в данной предметной области.
19
Подобные задачи, обычно, относится к категории предпроектных
исследований, а их решение представляет собой комплекс работ, проводящихся
в соответствии со структурой, приведенной в [1, 2, 5, 7-9 и др.], которая в
данном случае с учетом состояния вопроса может быть трансформирована и
представлена в следующем виде (рис. 1.1.1).
Изготовители.
Требования к
конструкции и
материалам
4
Потребности
общества
Заказчик
1
5
3
6
Технические
предложения
2
Проектировщи
ки9
ПРОЕКТ
Техническое
задание на
8 проектировани
е
7
Служба
сбыта.
Требования к
сбыту
Покупатели.
Требоваия к
торговле
Потребители.
Требования к
эксплуатацио
нным
характеристик
ам
Теоретическ
ая база
Рис. 1.1.1. Схема процесса проектирования с
учетом рекомендаций авторов [1, 7]
(цифрами показана последовательность
процедур)
Как следует из приведенной схемы, прежде всего, началу проектирования
(техническое предложение, техническое задание) предшествует изучение
потребностей общества, причем автор [1] утверждает, что эта потребность
может быть инициирована и самим проектировщиком.
В любом случае, если общество не заинтересовано в появлении нового
изделия, все затраты на его проектирование, производство и попытки
продвижения на рынок окажутся безуспешными.
В то же время далеко не всегда продукт, без которого, казалось бы,
невозможно
представить
себе
современные
20
технологии
и
устройства,
достаточно быстро и беспрепятственно завоевывал рынок. Так, например,
застежка типа «молния», которая прочно и давно вошла в состав современной
одежды и обуви, была запатентована W.L. Judson еще в 1893 году (патент США
№ 504,038, «Claps locker or unlocker for shoes»), но только к 1923 году получила
распространение
после
долгих
лет
мучительных
поисков
надежной
конструкции и технологии, позволившей наладить ее массовое изготовление.
Примерно та же участь постигла спиральный компрессор, изобретенный
французским инженер Леоном Круа еще в 1905 году. Только в 1978 году (через
73 года!) фирмой «Copeland» была разработана концепция создания реальной
конструкции, которая поступила в серийное производство еще через 9 лет лишь в 1987 году. Зато сегодня таких компрессоров выпускается уже около
4 млн. шт. в год.
В данном случае речь идет фактически о попытке объединить в одном
агрегате две на сегодня существующих самостоятельно машины – жидкостный
насос и газовый компрессор. В связи с этим необходимо определить его как
гибрид,
наделенный
полноценными
свойствами
обеих
машин
-
газожидкостный агрегат.
Очевидно, что такая конструкция будет востребована только в том случае,
когда ее свойства, как источника сжатого газа и жидкости под давлением, будут
достаточно часто использоваться (попеременно, совместно), и поэтому
в первую очередь необходимо определить ее параметры (прежде всего –
производительность и давление по жидкости и газу) применительно к тем
вариантам, которые наиболее объективно уже существуют в различных
технологических процессах. Без этого невозможно начать проектирование, и, в
том числе, - его начальный этап – разработку технического задания [10, 11].
При проведении научных поисковых исследований выделить из общества
конкретного Заказчика не представляется возможным. В данном случае в
качестве «Заказчика» речь может идти, например, об одной или нескольких
отраслях, о группе объектов внутри одной отрасли и т.д.
21
Кроме того, существует также понятие «Объект общего назначения»,
которое,
в
частности,
используется
в компрессоростроении,
где
под
компрессором общего (общепромышленного [12]) назначения чаще всего
понимается воздушный компрессор низкого и среднего давления.
Обычно, при поиске технических и технологических решений, которые
содержат искомый объект (целиком, или его части), используются различные
цифровые классификаторы (УДК и ГАСНТИ – научная литература и отчеты по
НИР и ОКР, ГОСТ и ОСТ – государственные и отраслевые нормативные
документы, МПК – международная классификация изобретений), однако,
собственно классификация объекта (отнесение его к какому-либо классу)
производится по ключевым словам. В данном случае таковыми будут являться:
жидкость под давлением; сжатые газы; смазка; аэрозоль; гидравлика;
пневматика; пневмо- и гидроавтоматика; пневмо- и гидропривод, насосы и
компрессоры.
Произведенный глобальный поиск глубиной в 20 лет от настоящего
момента с использованием, в том числе, средств Интернета выявил следующие
основные объекты техники и технологии, в которых одновременно или
попеременно используются жидкости и газы под давлением:
1.
Обрабатывающее
оборудование
и
приспособления
к
нему
(металлорежущие и деревообрабатывающие станки, обрабатывающие центры,
прессовое и кузнечное оборудование, роботизированные линии, манипуляторы,
зажимные и позиционирующие устройства и т.д.). В этих объектах жидкости
и газы используются для смазки под давлением трущихся поверхностей,
питания газо- и гидростатических подшипников и опор, создания усилий при
позиционировании, перемещении и фиксации различных деталей и устройств,
перемещении обрабатывающего инструмента. Обычные параметры рабочей
среды – давление воздуха около 6-8 бар при расходе на единицу привода до 0,5
м3/мин, давление жидкости до 60 бар с расходом до 5-10 л/мин.
22
2.
Транспортная
техника
(грузовые
автомобили,
пассажирский
транспорт, трактора с навесным оборудованием, многоцелевые гусеничные и
колесные машины, грузоподъемные механизмы, судовой транспорт).
Сжатые газы (в основном – воздух) используются в этих объектах для
привода тормозных систем, подкачки колес, запуска мощных двигателей,
открытия и закрытия дверей, опрокидывания небольших тележек, наддув
воздуха в цилиндры двигателей внутреннего сгорания. Диапазон давлений
очень широк – от 0,1-0,2 бар (наддув воздуха в цилиндры двигателей) до 6-12
бар (пневмопривод, тормозная система, подкачка колес и др.) и до 150 бар
(запуск двигателей). Также велик и диапазон производительности – от 100-150
м3/мин при наддуве крупных двигателей до 0,3 м3/мин (компрессор К-150 для
запуска двигателей). Наиболее часто применяются поршневые машины с
давлением 6-12 бар и производительностью около 0,2-0,5 м3/мин. Широко
известно применение компрессоров различной производительности (чаще всего
не более 2-3 м3/мин при давлении нагнетания до 30 бар) в холодильной
технике, в том числе в рефрижераторах, устанавливаемых на автомобилях,
морских и речных судах.
Жидкости под давлением используются в транспортной технике для
смазки деталей двигателей внутреннего сгорания (давление в диапазоне
2-15 бар, расход 12-68 л/кВт.час) и для гидропривода навесного оборудования
(давление до 60 бар, расход до 50 л/мин), впрыск топлива в двигателях
внутреннего
заполнения
сгорания.
и
Собственно
опорожнения
насосы
широко
транспортируемых
применяются
емкостей,
для
для
откачки
жидкостей из трюма, для прокачки солевых растворов в транспортных
рефрижераторных судовых установках и др.
3.
Ремонт,
обслуживание
техники
и
строительство
(ручной
пневматический инструмент, гидравлические подъемники, прессы, домкраты,
заправочное, лакокрасочное, шиномонтажное оборудование). Наиболее часто
применяемое давление воздуха 3-8 бар при расходе от 0,2 до 2,0 м3/мин,
23
избыточное давление жидкости варьируется в широких пределах – от 0,2-3 бар
в краскораспылительных устройствах (расход до 1 л/мин) до 100 бар и более в
гидравлических прессах (расход менее 1 л/мин).
Возможно, что именно в этой сфере газожидкостные агрегаты могут
довольно быстро найти потребителей, поскольку большая часть оборудования
является передвижной (особенно при проведении ремонтных работ), и агрегат
с совмещенными функциями будет иметь явное преимущество с точки зрения
компактности и универсальности.
Весьма предпочтительно выглядит также использование газожидкостного
агрегата в обрабатывающем оборудовании, т.к. применяемые в нем параметры
жидкости и газа сравнительно близки по величине, что сразу предполагает
возможность использование одного рабочего органа для сжатия и перемещения
рабочих тел. Последнее чрезвычайно важно при стремлении создать
максимально компактный агрегат.
Подытоживая содержание данного раздела, следует отметить, что явно
существует некоторая область значений внешних характеристик (давление газа
до 6-8 бар при производительности около 0,3-0,5 м3/мин, давление жидкости
до 12-15 бар при производительности до 10 л/мин), которые явно могут быть
востребованы в сфере производства и обслуживания, и тогда в первом
приближении можно по терминологии [12], газожидкостный агрегат с такими
параметрами - классифицировать как газожидкостный агрегат «общего
назначения».
1.2. Процессы и функции объекта исследования
При проектировании новых объектов техники, когда еще нет даже готовых
технических решений [7], а сам объект находится только на стадии идеи,
прежде всего, рассматриваются его предполагаемые функции и их сочетание,
т.е. изучаются возможности и разрабатываются варианты [13, 14].
24
Если провести анализ рабочих процессов, имеющих место в оборудовании,
используемом в сферах применения газов и жидкостей, перечисленных выше
в п.п. 1-3, то можно обнаружить следующие выполняемые ими функции при
одновременном или попеременном использовании газа и жидкости:
1. Вытеснение жидкости газом из емкости или газа жидкостью с
последующим смешиванием и без него (объемное вытеснение).
2. Инжектирование жидкости струей газа или газом жидкости.
3. Системы смазки компрессорной техники (в т.ч. со впрыском жидкости
в рабочие полости).
4. Совмещение работы компрессора и насоса в одном цилиндре
поршневой или роторной машины.
На практике наибольшее распространение получил первые три функции,
которые реализованы в различных устройствах.
Так, например, вытеснение жидкости газом широко используется при
проведении различного рода заправочных работ, особенно при ремонте и
обслуживании автомобилей, тракторов и многоцелевой гусеничной и колесной
техники, работе лакокрасочного оборудования [15, 16].
На рис. 1.2.1 - 1.2.3 показаны пневматические установки (производство
Италия) для слива и нагнетания технических жидкостей в автомобили.
Рис. 1.2.1. Нагнетатель технических жидкостей пневматический АС-10A
25
Рис.
1.2.2. Пневматическая
установка
для
слива
масла LY-90T
Рис. 1.2.3. Пневматическая
установка
для
перекачки
топлива LY-40F
Функциональная схема операций наиболее сложного технологического
процесса с применением этих установок показана на рис. 1.2.4.
В процессе откачки жидкости (из тары, из коробки передач, двигателя или
трансмиссии автомобиля, рис. 1.2.4а) компрессор 3 работает как форвакуумный
насос, создавая разряжение (около 0,5 бар) в емкости 2, достаточное для
подъема жидкости из емкости 1 в эту емкость.
Из атмосферы
В атмосферу
3
2
1
а)
б)
Рис. 1.2.4. Обобщенная функциональная
26 схема технологического процесса
пневматической перекачки жидкости:
1. Емкость, над которой производятся действия. 2. Заправочная емкость.
В процессе заправки (в тару, в агрегат автомобиля, рис. 1.2.4.б)
компрессор 3 нагнетает в емкость 2 сжатый воздух под давлением (до 1 бар),
достаточным для вытеснения жидкости из этой емкости в емкость 1.
Это весьма простая и достаточно эффективная схема, к недостатку которой
следует отнести, прежде всего, невозможность подачи жидкости под давлением
большим, чем давление компрессора. Кроме того, следует учитывать, что при
одноступенчатой конструкции компрессора можно достигать давление не
выше 10-12 бар, а если требуется давление жидкости более высокое (например,
для привода мощных манипуляторов, то компрессор должен быть уже
двухступенчатым, что усложняет конструкцию агрегата в целом).
Еще одним существенным ограничением применяемых давлений является
прочность и герметичность емкости, в которую закачивается и из которой
нагнетается жидкость сжатым воздухом. Очевидно, что объем такой емкости не
может быть большим (ориентировочно до 20-30-ти литров при давлении до
25-30 бар), так ее разрушение под действием давления может нанести большой
вред окружающим.
Кроме того, в конце цикла работы, когда вся жидкость вытеснена из
герметичной емкости, для продолжения работы устройства необходимо
сбросить весь воздух или газ, который в ней находится, чтобы снова наполнить
емкость жидкостью. При этом вся работа, затраченная на сжатие газообразной
среды, бесполезно выбрасывается в окружающую среду.
Еще одним недостатком данной схемы является периодичность ее работы,
в связи с чем, ее целесообразно использовать в основном для перекачки
жидкостей и создания аэрозолей, когда используются низкие давления.
27
Впервые попытка автоматизации описанного процесса предложена в [17].
Однако изображенная в этом источнике конструкция с управлением потоков
за счет движения поплавка может быть использована только в устройствах с
низким давлением жидкости.
Вполне очевидно, что если к компрессору в этой функциональной схеме
добавить жидкостный насос, то она лишится всех вышеперечисленных
недостатков.
Одним из наиболее часто применяемых в промышленности, транспорте
и в бытовых устройствах процессов с одновременным присутствием в них газа
и жидкости является инжектирование, основой которого является устройство –
инжектор, впервые предложенный французским ученым Манури де Энто
в 1818 г., и после ряда усовершенствований запатентованный французским
инженером Жиффаром в 1858 г.. Это создание аэрозолей для различных целей
(лакокрасочное оборудование, поливные работы, смазка высокооборотных
подшипников, охлаждение и очистка газа и т.д.), теплоснабжение (подогрев
воды паром), системы питания топливом двигателей внутреннего сгорания,
сжатие газов и паров, форвакуумирование больших полостей и т.д.
Сам процесс инжектирования обеспечивается путем создания пониженного
давления в потоке основной (несущей) среды (за счет уменьшения сечения
основного потока). При этом возникает перепад давления между основной
и инжектируемой средой, давление которой оказывается выше, чем давление
в основном потоке. В результате этого инжектируемая среда проникает в
основную среду, образуя смесь, т.е. двухфазный поток, который может быть
использован непосредственно (аэрозоль), или может быть разделен снова на две
среды, которые будут использованы своими потребителями (рис. 1.2.5).
Р1
Р2
Р1 (газ)
Р1 (жидкость)
Р1>Р3>Р2
Отделитель
жидкости
Рис. 1.2.5. Функциональная схема подачи газа и жидкости под давлением
28
путем применения инжектора
Р3
Основной недостаток такого процесса – низкий КПД и склонность к
кавитации [18].
Одновременное использование газов и жидкостей под давлением присуще
крупным компрессорным машинам, в состав которых входят масляные насосы,
причем в компрессорах большой производительности их может быть
несколько, работающих с разными давлениями и разными марками масел,
т.к. ведется смазка механизмов, работающих при различных температурах
и контактных давлениях [12].
Так, например, к смазочным веществам, участвующим в проведении
рабочих процессов в цилиндропоршневой группе, предъявляются особые
требования по нагарообразованию, окислению рабочей газообразной средой,
температуре вспышки (масла марок К12, К19 и др.), а механизмы привода
компрессоров смазывают обычными минеральными маслами, например,
«Индустриальное-30», «Индустриальное-50» с антипенными присадками типа
ПМС-200А [12, 19]. Масла этих марок также широко применяются для смазки и
других механизмов, например, станочного оборудования, прокатных станов,
редукторов и т.д. [20]. Для смазки холодильных компрессоров применяют
специальные масла [21, 22 и др.].
В
рассматриваемом
аспекте
следует
обратить
внимание
на
те
компрессорные машины, в которых привод газовой полости или секции
и смазочного
насоса
осуществляется
единым
двигателем.
В
этом
конструктивном решении основной недостаток – необходимость достаточно
герметичного
разделения
механизма
движения
компрессора
и
его
цилиндропоршневой группы, что характерно для поршневых крейцкопфных
компрессоров и поршневых компрессоров двойного действия (см., например,
[19]). Как система, данная схема обеспечивает совместную и раздельную
подачу газа и жидкости.
29
Ее ограничением является тот факт, что потребителю в качестве жидкости
может подаваться только масло, пригодное для смазки механизма движения
компрессора.
1.2.1.
Схемы
и
рабочие
процессы
газожидкостных
агрегатов
с совмещенными газовой и жидкостной полостями
Значительного повышения компактности и снижения материалоемкости
устройства, одновременно или попеременно сжимающего газ и жидкость
можно добиться, если его рабочие процессы проводить в одной полости с
одним рабочим органом. Соответственно – и привод движения рабочего органа
будет одним.
Ниже приведены два разных конструктивных подхода к решению этой
задачи: попеременная подача в агрегат то газа, то жидкости (рис. 1.2.6), и
одновременная подача обоих рабочих тел (рис. 1.2.7) применительно к
поршневой конструкции агрегата.
На коленчатом валу привода поршня 1 (рис. 1.2.6) установлена шестерня
зубчатого зацепления 8, которое вращает кулачек 7. Этот кулачек управляет
положением подпружиненного рычага 7, взаимодействующего со штоком
золотников 4 и 5, управляющих впуском и нагнетанием рабочего тела.
Отношение радиусов зубчатых колес 8 – 1:2, то есть за один оборот
коленчатого вала привода движения поршня кулачек 7 сделает пол оборота.
Это устройство управлением потоков рабочей среды в цилиндре напоминает
устройство
механизма
газораспределения
в
четырехтактном
внутреннего сгорания [15, 16].
5
4
6
3
9
2
2
1
30
2
двигателе
Таким образом, один полный поворот коленчатого вала происходит
при соединении рабочей полости 3 цилиндра 2 через самодействующие
клапаны с источником и потребителем газа (рис. 1.2.7а), а следующий за ним
полный поворот – с источником и потребителем жидкости (рис. 1.2.7б).
Соотношение между радиусами зубчатых колес может быть и другим (но
обязательно состоящим из целых чисел), обеспечивающим разное соотношение
между количеством «газовых» и «жидкостных» циклов. Так, например, на один
«жидкостный» ход может приходиться несколько «газовых».
Вместо простейшего зубчатого зацепления 8 на его месте для привода
кулачка 7 может быть установлена механическая коробка передач, с помощью
которой
становится
возможным
регулировать
отношение
количества
«жидкостных» и «газовых» ходов, то есть по существу – отношение
производительностей по газу и по жидкости.
Такую регулировку, но с расширенными возможностями, можно также
организовать, если привод золотников перевести на электромагнитный,
31
а управление им осуществлять от электронной системы, входным сигналом для
которой будет служить характерное положение поршня.
Бесспорным преимуществом такой схемы является ее сравнительная
простота, т.к. она «собрана» из хорошо известных элементов, используемых по
прямому назначению.
Рабочие процессы, происходящие в камере 3 цилиндра 2 также
практически не отличаются от процессов газовой и жидкостной полостей
машин объемного действия (компрессоров и насосов) – работа происходит за
счет изменения объема рабочего тела.
К
преимуществам
следует
отнести
возможность
хорошего
непосредственного охлаждения внутренних поверхностей камеры 3 при
осуществлении «жидкостного цикла». Причем, если этот цикл проводить
достаточно часто (например, одни «жидкостный» цикл на 1-3 «газовых»), то
можно получить существенное снижение температуры цилиндропоршневой
пары, что позволит как приблизить процесс сжатия «газового цикла» к
изотермическому, так и увеличит возможную степень повышения давления в
одной ступени, заменив двухступенчатое сжатие одноступенчатым.
Еще одним преимуществом такой схемы является возможность создания
хорошего, практически герметичного, поршневого уплотнения, т.к. остатки
жидкости после ее сжатия и эвакуации из цилиндра, будут обеспечивать
некоторое время (в течении некоторого количества «газовых циклов»)
гидравлический затвор в поршневом уплотнении.
Кроме того, очевидно, что давления нагнетания жидкости и газа здесь
независимы
и
могут
существенно
отличаться,
что
также
является
преимуществом схемы.
Вполне вероятно, что данную схему работы вообще можно использовать
исключительно для охлаждения цилиндра обычного газового компрессора.
Однако, следует отметить, что те преимущества, которые получаются
от периодического сжатия жидкости и газа в общей рабочей полости, являются
32
одновременно и причиной существенного недостатка: смена рабочих тел будет
всегда сопровождаться поступлением рабочего тела предыдущего цикла тела
в полость 3 в процессе всасывания из-за наличия коммуникаций между
золотником и этой полостью, которые не могут иметь малый объем. Таким
образом, сжатый газ, поступающий потребителю, всегда будет содержать
значительное количество жидкости, а жидкость – значительное количество
газа.
Данное
обстоятельство
существенно
снижает
область
применения
описанной функциональной схемы, либо для устранения этого недостатка
потребуется какие-то новаторские изменения в конструкции узла впуска
рабочих тел.
Кроме того, не бесспорным является возможность использования одних
и тех же самодействующих клапанов для жидкости и для газа. Однако, этот
вопрос решен в функциональной схеме, изображенной на рис. 1.2.7.
При движении поршня вниз происходит сначала расширение газа
из мертвого пространства, потом всасывание газа, а после того, как поршень
пройдет всасывающий жидкостный клапан (рис. 1.2.7а) – всасывание жидкости.
В конце хода поршня вниз рабочая полость 2 оказывается в своей верхней
части заполнена газом, а в нижней – жидкостью.
При ходе поршня вверх газ, находящийся над жидкостью, сжимается, и
давление в полости 2 повышается. Когда давление в полости 2 достигнет
заданной величины давления нагнетания жидкости, ее уровень становится
выше нагнетательного жидкостного клапана (рис. 1.2.7.б), этот клапан
открывается, и начинается нагнетание жидкости при продолжающемся ходе
поршня вверх. При этом давление в полости 2 может несколько расти или
оставаться постоянным.
1
2
33
Далее
поршень
перекрывает
нагнетательный
жидкостный
клапан
(жидкость к этому времени вся или почти вся вытекла потребителю, рис.
1.2.7в), и продолжается процесс сжатия-нагнетания газа.
В этой схеме острым моментом является количество жидкости,
натекающей в процессе всасывания в цилиндр. Если жидкости натечет меньше
расчетной величины, то ничего плохого не произойдет, и жидкость будет
подана потребителю в меньшем объеме. Если жидкости окажется больше
расчетной величины, то она может не успеть пройти через жидкостный
нагнетательный клапан, останется над поршнем, что грозит гидроударом при
приближении поршня к верхней мертвой точке.
34
Вполне вероятно, что для безударной работы такой схемы необходимо
предусмотреть во всасывающем жидкостном тракте дозирующее устройство,
которое обеспечит достаточно точную по объему подачу жидкости.
У приведенной схемы есть один существенный недостаток – получаемое
давление жидкости не может больше давления нагнетания газа. Это
обстоятельство значительно ограничивает сферу применения газожидкостного
агрегата в связи с тем, что даже при хорошем охлаждении цилиндропоршневой
группы давление газа в ступени не может быть выше 12-14 бар, а давление
большинства силовых гидроагрегатов, которые могут получать давление
питания от такой машины, как правило, значительно выше. Этого недостатка
лишена ранее приведенная схема н рис 1.2.6.
По функциональным схемам, изображенным на рис. 1.2.6 и 1.2.7 могут
работать и другие машины объемного действия, особенно по схеме,
изображенной на рис. 1.2.6. Это роторные пластинчатые, прямозубые машины
и ротационные маши с катящимся ротором.
Описанные в данном разделе схемы частично реализованы в изобретениях
[23-25].
1.2.2.
Схемы
и
рабочие
процессы
газожидкостных
агрегатов
с
разделенными газовой и жидкостной полостями
Разделение газовой и жидкостной полостей выгодно в связи с тем,
что каждая из полостей может работать со своими распределительными
органами (клапанами), приспособленными к свойствам своей среды. Кроме
того, очевидно, что в этом случае не возникает проблемы (или она гораздо
меньше) с проникновением одной рабочей среды в другую, а также с
возможностью получения существенно (и даже кратно) отличающихся
давлений газа и жидкости.
Такой подход к получению одновременно или попеременно жидкостей
и газов под давлением наиболее известен из литературы, хотя и разработчики
35
конструкций зачастую не ставили перед собой задач создания именно
газожидкостного агрегата, как самостоятельно функционирующего изделия.
Анализ
известных
к
настоящему
времени
технических
решений,
находящихся в основном на уровне функциональных схем и эскизов
конструкций, позволил установить, что основным агрегатом, свойства которого
пытались улучшить авторы, является компрессор, а использование в его
конструкции жидкости под давлением преследует в основном цели улучшения
охлаждения путем интенсификации внешнего теплообмена, организации
внутреннего
теплообмена
(впрыск
жидкости,
пленочное
охлаждение),
организация гидростатического центрирования рабочего органа в поршневых
машинах.
Во многих конструкциях [26-41 и др.] выше перечисленные действия
производятся одновременно в разных сочетаниях.
Так, например, в компрессорах, описанных в [29-32, 34-36] основная
функция
сжимаемой
насосной
частью
жидкости
–
гидростатическое
центрирование поршня, но при этом жидкость активно участвует и в
охлаждении сжимаемого газа. В конструкциях [26-28] жидкость в нижней,
насосной
части, цилиндра используется
для
создания давления газа,
участвующего в газостатической поддержке поршня, одновременно охлаждая
элементы конструкции компрессора. В компрессоре [33] энергия подаваемой
насосной частью жидкости служит для придания поршню вращательного
движения с целью снижения утечек через винтовую лабиринтную часть поршня
и охлаждения цилиндропоршневой пары. В ротационном пластинчатом
компрессоре [37] часть цилиндра является рабочей полостью насоса,
прокачивающего жидкость с целью охлаждения ротора компрессора и
сжимаемого газа. В ротационных компрессорах с катящимся ротором [40, 41]
часть цилиндра, в которой размещена разделительная пластина, выполняет
функцию
жидкостного
насоса,
подающего
36
жидкость
для
смазки
и конвективного охлаждения элементов компрессора, а также непосредственно
путем впрыска в камеру сжатия.
Все известные технические решения следует обобщенно представить
в виде конструктивно-функциональных схем, которые приведены ниже.
Поршневой агрегат может быть представлен тремя модификациями
(рис. 1.2.8).
3
1
2
5
4 6
а)
7
8
8
4
4
в)
б)
Рис . 1.2.8. Конструктивно-функциональные схемы поршневых вариантов
газожидкостных агрегатов:
1. Цилиндр. 2. Дисковый поршень. 3, 4. Над- и подпоршневая газовая полость.
5, 6. Нагнетательный и всасывающий жидкостные патрубки. 7. Шток. 8.
Подпоршневая газовая полость
Основное их различие – жидкостная подпоршневая полость, выполняющая
функцию насоса.
Рабочие процессы, протекающие в полостях агрегата, изображенного
на фиг 1.2.8а, не должны существенно отличаться от процессов, происходящих
в поршневом компрессоре и поршневом насосе, особенно в том случае, когда
имеется поршневое уплотнение (разрезные или плавающие кольца, манжеты).
Если поршневого уплотнения (как отдельно взятого элемента) нет, то в
этом случае уплотнение называют бесконтактным, и между гладким поршнем и
цилиндром имеется достаточно малый радиальный зазор (например, при
диаметре цилиндра 40-60 мм – это 10-30 мкм [7]), который является щелевым
37
уплотнением. Этот зазор может быть и профилированным, например, в виде
одностороннего (только на поверхности поршня) или двухстороннего (на
поверхности поршня и зеркале цилиндра) лабиринтного уплотнения [12].
В варианте бесконтактного уплотнения цилиндропоршневой пары зазор
между поршнем и цилиндром в зависимости от режима работы агрегата может
полностью или частично заполняться жидкостью, которая при определенных
условиях во время движения поршня вниз (процесс сжатия-нагнетания в
жидкостной полости) может не только заполнять весь зазор, но и попадать в
газовую камеру 3 и эвакуироваться оттуда через зазор в полость 4 в процессе
сжатия-нагнетания газа, когда в жидкостной полости 4 давление равно
давлению всасывания жидкости. В этом случае будет происходить более
активная
циркуляция
жидкости
в зазоре,
способствующая
снижению
теплонапряженности не только поршня, но и цилиндра в зоне камеры 3.
Основная проблема в проектировании такой конструкции – исключение
условий возникновения гидроудара при избыточном проникновении жидкости
в камеру 3. Это вполне возможно на пусковых режимах, когда давление
нагнетания газа еще мало, и проникшая через зазор в поршневой паре жидкость
из подпоршневой полости 4 в газовую полость 3 не будет успевать
эвакуироваться через зазор обратно в полость 4. Кроме того, излишне большое
количество жидкости может перетекать из полости 4 в полость 3 при
повышении давления потребителя жидкости.
Этого недостатка лишена конструкция, изображенная на рис. 1.2.8б. Здесь
жидкость в полости 4 отделена от поршня газовой «прослойкой» 8, и при
возвратно-поступательном движении поршня сжимается этой «прослойкой»,
не входя в контакт с телом поршня.
То есть, ниже поршня полость 8 представляет собой газовый демпфер, и
при движении поршня вверх давление в ней падает ниже давления источника
жидкости, в связи с чем под поршень в полость 4 (в ней давление равно
давлению в полости 8) начинает поступать жидкость. Количество натекающей
38
в полость 4 жидкости определяется величиной давления источника жидкости и
разрежением в полости 8.
При ходе поршня вниз сначала происходит увеличение давление газовой
фазы в полости 8, а когда это давление превысит давление потребителя
жидкости, последняя начинает через клапан 5 поступать потребителю вплоть до
прихода поршня в положение нижней мертвой точки.
При ходе поршня вверх из нижней мертвой точки, сначала происходит
расширение газа в полости 8, и при этом жидкость может еще продолжать
поступать потребителю до тех пор, пока давление расширения в этой полости
не станет меньше давления потребителя. После этого газ в полости 8 будет
продолжать расширяться, но начало всасывания жидкости от источника
начнется только тогда, когда давление расширения станет меньше давления
источника. Затем цикл повторяется.
В реальном рабочем процессе при повышении давления в жидкостной
линии нагнетания (поз. 5) на ходе поршня вниз давление в полости 8 может
оказаться весьма большим, что приведет к появлению заметных перетечек из
этой полости в полость 3 и к потере части газа под поршнем, которые могут
быть восполнены, если будут иметь место утечки из полости 3 в полость 8.
В противном случае, весь газ из полости 8 постепенно перетечет в полость 3,
и возникнут проблемы, характерные для предыдущей функциональной схемы
агрегата. С другой стороны, излишне большие утечки газа в подпоршневую
полость могут привести к заполнению ее только газом и прекращению работы
жидкостной полости.
Решить эту проблему призвана конструкция, изображенная на рис. 1.2.8в,
в которой газовая подпоршневая полость 8 изолирована слоем жидкости от
зазора
цилиндропоршневой
пары.
Однако
и
здесь
есть
некоторая
неопределенность, связанная с тем, что в процессе работы газ, находящийся в
полости 7 при сжатии и повышении его температуры может растворяться в
находящейся под ним жидкости и постепенно исчезнуть вообще. Такая
39
проблема
встречается,
в
частности,
в
работе
газовых
колпаков,
использующихся для гашения пульсаций давления в гидролиниях, источником
давления в которых являются жидкостные насосы периодического действия. В
связи с этим, в этих устройствах предусмотрена процедура пополнения газа в
колпаке при их обслуживании.
Теоретически, может наблюдаться и обратная картина – из нагревшейся
от деталей агрегата жидкости может выделяться растворенный в ней воздух,
который постепенно вытеснит всю жидкость из полости
8 П-образного
поршня, и агрегат начнет работать аналогично тому, как это происходит в
предыдущей схеме с возникновением присущих ей недостатков.
Рассмотренные функциональные схемы газожидкостных агрегатов следует
дополнить системой охлаждения тела цилиндров, т.к. перекачиваемая жидкость
перед тем, как она направится потребителю, может быть пропущена через
рубашку, окружающую цилиндр.
В частности, такой вариант продемонстрирован в патенте [42], где
использована тронковая конструкция поршня, а подпоршневая (жидкостная)
полость совмещена с картером агрегата (рис. 1.2.9).
В этой схеме при ходе поршня вниз из верхней мертвой точки общий
объем полостей 7, 10 и 1 уменьшается, однако фактически изменение объема
происходит только в демпфере 7 в связи с высокой способностью газа изменять
свой объем при повышении давления в отличие от жидкости, которая
практически несжимаема.
Это приводит к плавному повышению давления газа в полости 7 и,
соответственно в картере 1 и полости 10, до тех пор, пока оно не превысит
давление потребителя жидкости, после чего клапан 12 плавно открывается и
начинается вытеснение жидкости из картера 1 через отверстие 13 и рубашку 11
потребителю. В течение всего процесса нагнетания жидкости давление газа в
демпфере 7, как и в полости 10 и картере 1, сохраняется близким к давлению
40
нагнетания потребителя жидкости. При подходе поршня 6 к нижней мертвой
точке процесс вытеснения жидкости из картера 1 заканчивается.
15
14
Рис
1.2.9.
Конструктивнофункциональная
схема
газожидкостного агрегата с
9
жидкостной
рубашкой
8
и
газовым
11 охлаждения
подпоршневом демпфером:
12
16 1. Картер. 2. Всасывающий
6
7
жидкостный
клапан.
3.
5
10 Приводной вал. 4. Кривошип. 5.
Шатун. 6. Поршень. 7. Газовый
4
демпфер. 8. Цилиндр. 9. Газовая
полость.
10.
13 рабочая
2
Подпоршневая
жидкостная
3
полость.
11. Жидкостная
рубашка
охлаждения.
12.
Нагнетательный
жидкостный
клапан. 13. Отверстие. 14, 15.
1
Нагнетательный
и
всасывающий газовые клапаны.
При ходе поршня 6 вверх происходит увеличение суммарного объема
полостей 7, 10 и картера 1, которое фактически происходит только за счет
полости демпфера 7, однако это изменение не приводит к резкому падению
давления в этих полостях, как в обычном насосе, и давление плавно снижается,
благодаря плавному уменьшению давления в демпфере 7 в процессе
расширения в нем газа, что приводит к плавному закрытию жидкостного
нагнетательного клапана 12.
Далее объем демпфера 7 продолжает увеличиваться, и давление в нем
плавно падает (соответственно плавно снижается давление жидкости в картере
1 и полости 10) до тех пор, пока оно не станет ниже давления источника
жидкости, что приводит к плавному открытию всасывающего жидкостного
клапана 2 и началу пополнения суммарного объема картера 1 и полости 10. Это
пополнение происходит до прихода поршня 6 в верхнюю мертвую точку и
41
продолжается до тех пор, пока давление в демпфере 7 не станет равным или
большим, чем давление источника жидкости (в начале хода поршня 6 вниз), что
приводит к плавному закрытию клапана 2, т.к. при повороте приводного
(коленчатого) вала на значительный угол (5-10 градусов), изменение объемов в
поршневой машине с кривошипно-шатунным механизмом очень мало при
проходе поршнем мертвых точек. Затем цикл работы агрегата повторяется.
Следует заметить, что в описанной схеме нагнетание жидкости происходит
через рубашку 11, окружающую цилиндр 8 и охлаждающую его, отнимая
теплоту, выделившуюся при сжатии газа в газовой полости 9, что приближает
процесс сжатия к изотермическому, и увеличивает экономичность работы
агрегата.
Мягкая работа клапанов и отсутствие резкого изменения давления
жидкости благодаря применению газового демпфера и выполнения картера
в виде части жидкостной полости, позволяет существенно увеличить частоту
движения поршня, доведя ее до частот, характерных для компрессорных
машин.
Это
позволяет
значительно
уменьшить
габариты
агрегата
(ориентировочно на 30-50%) и его массу, повысить надежность работы, которая
в основном зависит от надежности работы клапанов, и повысить экономичность
за счет улучшения термодинамики газовой полости.
Несмотря на описанные преимущества, при оценке перспективности
использования такой схемы следует учесть ранее описанные проблемы с
возможностью исчезновения газового демпфера, а также то обстоятельство, что
при использовании картера в виде части жидкостной полости придется уделить
внимание уплотнению приводного вала, которое должно выдерживать давление
нагнетания жидкости, что, очевидно, отрицательно повлияет на возможность
получения жидкости под большим давлением.
Роторные
газожидкостные
агрегаты
с
разделенными
рабочими
полостями в литературных источниках представлены в виде ротационнопластинчатых машин и ротационных машин с катящимся ротором.
42
На рис. 1.2.10 изображена схема ротационно-пластинчатого агрегата,
описанная в [17, 37].
1 2
δ
6
3
7
8
9
1
Рис. 1.2.10. Конструктивно-функциональная схема ротационнопластинчатого газожидкостного агрегата:
1. Всасывающий газовый патрубок. 2. Всасывающее газовое окно.
3 Общий цилиндр. 4. Ротор. 5. Подпружиненные пластины. 6.
Нагнетательное газовое окно. 7. Нагнетательный газовый патрубок. 8.
Впускной жидкостный патрубок. 9. Впускное жидкостное окно. 10.
Выпускное жидкостное окно. 13. Выпускной патрубок. 14. Выпускное
окно
11
10
4
5
В конструкции агрегата, построенного по такой схеме, отсутствуют
газораспределительные
органы,
она
хорошо
уравновешена.
Известным
недостатком таких конструктивных схем являются проблемы с прижатием
пластин к зеркалу цилиндра и невозможность компенсации износа их торцовых
поверхностей. В связи с этим подобные машины работают только на низких
давлениях газа, порядка 6-ти бар и жидкости до 40 бар [17]. Кроме того, из-за
обязательного наличия зазора δ между зеркалом цилиндра 3 и поверхностью
ротора 4 неизбежен значительный перенос жидкости в газ и наоборот. Это
существенно сужает сферу их применения, и они могут использоваться только
во вспомогательных системах станочного оборудования, а также для создания
аэрозолей различного назначения. В последнем случае, очевидно, жидкостная
полость должна быть по объему кратно меньше газовой.
43
На
рис.
1.2.11
показана
функционально-конструктивная
схема
ротационного газожидкостного агрегата с катящимся ротором
16
Рис.
1.2.11.
Конструктивнофункциональная
схема
ротационного
газожидкостного
агрегата с катящимся ротором:
7 1. Корпус. 2. Цилиндр. 3 Газовая
6
9
полость всасывания. 4. Всасывающее
10
5
окно. 5. Разделительная пластина.
21
4
6. Пружина сжатия. 7. Всасывающий
11
жидкостный патрубок. 8. Впускной
2
жидкостный
патрубок.
9.
12
жидкостный
3 Нагнетательный
патрубок.
10. Нагнетательный
жидкостный
клапан.
11.
Нагнетательный жидкостный клапан.
12.
Газовая
полость
сжатия13
нагнетания. 13. Ось вращения ротора
с эксцентриситетом е. 14. Ротор.
14
15
15. Наружная
обойма
ротора
16. Жидкостная полость
Орбитальное вращение ротора 14 приводит к тому, что объем полостей 3,
е
8
12 и 15 изменяется. Подпружиненная пластина 5 постоянно прижата к
поверхности ротора 14 и делит цилиндр 2 на две полости – всасывающую 3 и
полость сжатия-нагнетания 12. Изменение объемов этих серповидных полостей
приводит к всасыванию газа через окно 4, его сжатию и нагнетание
потребителю через обратный клапан 11.
В данной конструкции полость 15 над пластиной 5 выполняет функцию
жидкостного цилиндра, а установка обратных клапанов 8 и 10 дает
возможность организовать работу этой полости
в качестве цилиндра
жидкостного насоса.
Перекачиваемая жидкость в дальнейшем может использоваться как
для смазки под давлением трущихся частей самого агрегата, снижения
теплонапряженности деталей газовых полостей 3 и 12, для непосредственного
44
впрыска жидкости в эти полость для охлаждения, смазки и уплотнения зазоров,
так и для внешних потребителей.
К недостатку такой схемы следует отнести очевидно ограниченный и
относительно небольшой объем перекачиваемой жидкости, а также большие
проблемы с работой жидкостных клапанов, т.к. газовые полости такого агрегата
могут эффективно работать только при высокой частоте вращения ротора (как
правило – 1000 мин-1 и более), в то время как жидкостные клапаны нормально
работают при частоте менее 500-700 мин-1.
Проблема с работоспособностью клапанов может быть решена путем
использования вместо них гидродиодов [43, 44], однако создаваемый ими
перепад давления настолько мал (доли бар), что перекачиваемая полостью 15
жидкость может использоваться только для охлаждения цилиндра.
В другом варианте ротационного агрегата с катящимся ротором
используются две разделительные пластины (рис. 1.2.12), образующие две
равноценные, с точки зрения происходящих процессов, полости [4].
В данной схеме газовая часть работает аналогично предыдущей.
Жидкостная полость 9 по существу представляет собой аналог поршневой
конструкции, т.к. качение ротора 2 почти не сказывается на изменении объема.
Однако, это происходит только в том случае, если угол, занимаемый
жидкостной полостью 9 весьма мал (в данном примере он составляет 90
градусов). Если же угол гораздо больше, то закон изменения объема будет
таким же, как и у газовой полости (совокупность полостей 3 и 12). При таком
конструктивном варианте существуют сравнительно большие вариации между
производительностями жидкостной и газовой полостей.
Теоретические и экспериментальные исследования такого агрегата
достаточно полно отражены в работах [45-48], с точки зрения чистоты
получаемого сжатого газа и проблем с жидкостными клапанами эта
конструкция аналогична предыдущей.
45
Рис.
1.2.12.
Конструктивнофункциональная
схема
5
9
ротационного
газожидкостного
агрегата с катящимся ротором и
8
7
разделительными
7
11 двумя
6
пластинами:
12 1. Общий цилиндр. 2. Общий ротор.
5
3. Полсть сжатия-нагнетания газа.
4. Жидкостный нагнетательный
13
клапан. 5. Пружина сжатия. 6.
Полость.
7.
Разделительная
пластина.
8.
Всасывающий
жидкостный клапан. 9. Жидкостная
4
полость.
10.
Нагнетательный
жидкостный
клапан.
11.
3
Всасывающее
газовое
окно.
14
2
12. Газовая полость всасывания.
1
13. Ось вращения ротора. 14.
Наружная обойма ротора
1.3. Возможное применение газожидкостных агрегатов
6
10
Выше (см. раздел 1.1) был проведен анализ параметров газожидкостных
агрегатов применительно к различным техническим объектам. Возможность
некоторых реальных перспектив использования этих машин требует более
подробного рассмотрения этого аспекта.
1.3.1. Автотранспортная и автотракторная техника
В автомобильной (пассажирский, грузовой автотранспорт, военные
транспортные машины), и тракторной технике сжатый воздух создается
отдельным компрессором с приводом от основного двигателя и используется
для в основной и вспомогательной тормозной системах и в пневмоусилителе
сцепления, системе управления положения дверей, для подкачки колес. В
колесных
тракторах
и
дорожных
машинах
кроме
сцепления
–
для
опрокидывания небольших по грузоподъемности тележек. В этих же объектах
жидкость под давлением, полученная в отдельном насосе, который также
приводится в движение от основного двигателя, используется для смазки
46
двигателя, в опрокидывающих устройствах (например, в самосвалах), а также
для привода навесного оборудования (бульдозеры, скреперы и т.д.).
4
3
Рис. 1.3.1. Пример использования
газожидкостного
агрегата
в
автосамосвале:
1.
Двигатель
внутреннего
сгорания (ДВС).
2. Пневмоусилитель
сцепления.
3. Газожидкостный
агрегат
с
приводом от ДВС. 4. Гидро- или
пневмопривод опрокидывателя
кузова. 5. Тормозная система
5
2
1
17
В
атмосферу
5
3
Из
атмосфер
ы
16
7
6
9
Усилие
ноги
водителя
8
15
4
2
1
13 14
11
К валу
ДВС
От педали
сцепления
В
атмосф
еру
10
К вилке
сцеплен
ия
18
12
В атмосферу
Рис. 1.3.2. Гидропневматическая схема грузового автомобиля:
1. Газожидкостный агрегат. 2. Шкив агрегата. 3. Воздушный фильтр.
4. Разгрузочное устройство. 5. Предохранительный клапан. 6. Ресивер. 7.
Манометр. 8. Тормозной кран. 9. Педаль тормоза. 10. Пневмопривод
тормозов. 11. Кран для слива конденсата. 12. Пневмоусилитель сцепления.
13. Масляный поддон картера ДВС. 14. Фильтр грубой очистки.
15. Переливной предохранительный клапан. 16. Фильтр тонкой очистки. 17.
Воздушный колпак. 18. Смазываемые узлы ДВС
47
На рис. 1.3.1 в качестве примера показан грузовой самосвал с указанием
использования в нем сжатого воздуха и жидкости под давлением, на рис. 1.3.2 –
пневмогидравлическая схема грузового автомобиля.
Газожидкостный
агрегат
приводится
во
вращение
клиноременной
передачей от коленчатого вала ДВС (обычно, приводной шкив устанавливается
непосредственно на передний конец коленчатого вала) и может быть
установлен на блоке цилиндров ДВС так же, как в настоящее время
устанавливается компрессор.
1.2.1. Обрабатывающее оборудование
В обрабатывающем оборудовании (различные станки, в том числе
агрегатные, обрабатывающие центры, технологические линии различного
назначения и т.д.) сжатый воздух и жидкость под давлением применяются как
для
привода
обрабатывающего
инструмента
(резцов,
сверл,
фрез,
шлифовальных кругов), так и для перемещения исполнительных механизмов
зажимных и позиционирующих устройств (пневмо- и гидротиски и зажимы,
пневмопатроны, цанги и т.д.), а также широко используются в различного рода
манипуляторах. Основные преимущества этих устройств по сравнению с
электроприводом хорошо известны – высокая скорость и точность линейного и
углового перемещения, большая удельная (по сравнению с массой и
габаритами) мощность, малая инерционность, электробезопасность.
Как
правило,
на
предприятиях
используют
централизованное
пневмоснабжение за счет центральных компрессорных станций, что связано с
большими потерями сжатого воздуха в магистралях и сложностями в
резервировании и регулировании производительности, а также с проблемами
отведения
конденсата.
Для
использования
жидкости
под
давлением
применяются гидростанции, являющиеся чаще всего составной частью
обрабатывающего оборудования.
48
В последнее время в связи с диверсификацией крупных производств
появилась тенденция к децентрализации пневмоснабжения, что привело к
появлению на рынке большого количества компрессоров средней и малой
производительности, которые устанавливаются в непосредственной близости
от единичного оборудования, или его групп – мастерских и цехов.
Ниже, на рис. 1.3.3 показан пример применения газожидкостного агрегата
в составе обычного токарно-винторезного станка.
Газожидкостный агрегат приводится во вращение от вала основного
электродвигателя или от собственного двигателя так же, как в настоящее время
приводится в движение насос, подающий смазку к трущимся поверхностям
станка.
6
7
8
9
10
11
12
13
5
4
3
14
2
1
17 16
15
Рис. 1.3.3. Схема возможного применения газожидкостного агрегата в
конструкции токарно-винторезного станка:
1. Станина. 2. Общий электропривод вращательного движения. 3. Механизм
подачи инструмента. 4. Линия подвода жидкости для смазки коробки
скоростей. 5. Коробка скоростей. 6. Линия подвода жидкости для смазки
механизма подачи. 7. Линия подвода жидкости к в механическому захвату
манипулятора. 8. Трехкулачковый патрон с пневмоприводом. 9. Захват
манипулятора. 10. Манипулятор с пневмоприводом движения. 11. Линия
подвода сжатого воздуха для манипулятора. 12. Задняя бабка и пиноль с
пневмоприводом. 13. Линия подвода воздуха к приводу пиноли. 14. Линия
подвода воздуха к газостатической разгрузке задней бабки. 15. Фартук
с продольным, поперечным суппортом и резцедержателем. 16. Линия подвода
воздуха к трехкулачковому патрону. 17. Газожидкостный агрегат.
Примечание: органы управления гидропневмосистемы, ресивер и воздушный
колпак условно не показаны
49
1.3.3. Производство ремонта и обслуживания технических объектов
Выше, в разделе 1.2. были показаны пневматические установки, которые
применяются
для
замены
эксплуатационных
жидкостей,
например,
в
автомобиле, хотя аналогичные операции могут производиться и с другими
объектами техники. Также в ремонтных работах широко используются
гидравлические
инструмент
с
и пневматические
пневмоприводом
подъемники
и
домкраты,
(пневмоударники,
различный
пневмогайковерты,
пневмодрели), устройства для нанесения лакокрасочного покрытия, в которых
подача краски производится насосм, а ее распыливание – сжатым воздухом.
На рис. 1.3.4 показана схема возможного использования газожидкостного
агрегата на участке мелкосрочного ремонта легковых автомобилей.
5 6
7
8
4
3
2
1
10 12 11
10
9
Рис. 1.3.4. Схема возможного применения газожидкостного агрегата на
участке мелкосрочного ремонта автомобилей:
1. Гидравлический подъемник. 2. Линия подвода жидкости к цилиндрам
подъемника. 3. Пневматический гайковерт или ударник. 4. Автомобиль.
5. Линия подвода жидкости для заливки масла в двигатель и жидкости в
систему его охлаждения. 6. Линия подвода жидкости в гидравлический пресс.
7. Линия всасывания рабочей жидкости из емкости. 8. Легкий гидравлический
пресс для демонтажа и монтажа подшипников и сайлентблоков ходовой части
и подвески. 9. Емкость с рабочей жидкостью. 10. Линия подвода воздуха для
накачки шин. 11. Линия подвода жидкости для замены масел в коробке
передач и заднего моста. 12. Линия подвода воздуха для продувки
магистралей топливной и тормозной систем.
50
Примечание: органы управления гидропневмосистемы, ресивер и
воздушный колпак условно не показаны
На слесарных (ремонтных) участках также производятся сборочноразборочные работы с применением пневмоинструмента и гидравлических
прессов, промывка деталей и заправка агрегатов рабочими жидкостями.
1.4. Обоснование конструкции объекта и постановка задач исследований
1.4.1. Обоснование и выбор конструкции объекта исследования
При существующей классификации научно-исследовательских работ
данное исследование следует отнести к разряду поисковых, поскольку в нем
речь идет не о совершенствовании уже существующего промышленного
изделия, а об обосновании конструкции и описании ее рабочих процессов, как
вновь создаваемого объекта техники.
Из всех вышеописанных вариантов что-то определенное можно сказать
только об агрегате, изображенном на рис. 1.2.12, но и здесь следует оговориться
в том плане, что на настоящий момент такие конструкции пока в
промышленности
не
используются,
и
нет
опыта
их
эксплуатации,
подтверждающего на практике выводы и рекомендации, сделанные в работе
[45]. Поэтому при определении перспектив использования такого технического
решения можно уверенно опираться только на результаты промышленного
применения аналогов, использованных авторами [45-47] при построении
газожидкостного агрегата. Это ротационные компрессоры с катящимся
ротором, достаточно подробное описание рабочих процессов которых сделано
в монографиях [21, 22]. В частности, авторы этих книг на основании
экспериментальных исследований и промышленного применения утверждают,
что такие машины могут работать только в присутствии относительно
большого количества смазочно-охлаждающей жидкости в цилиндре, и, прежде
всего – для уплотнения зазоров между ротором и цилиндром (радиальные,
торцевые) и между боковыми поверхностями разделительной пластины и
51
торцовыми крышками цилиндра. Расход жидкости для этой цели может
составлять 100-300 граммов в час и более. При этом значительное количество
жидкости выносится через нагнетательный клапан в линию нагнетания, и
существует
определенное
ограничение
этого
количества,
связанное
с
возможностью гидроудара.
Таким образом, если пытаться применять подобный агрегат в открытой
системе, например, для привода пневмоинструмента, отработанный газ в
котором выбрасывается в атмосферу, то окажется, что придется использовать в
линии нагнетания эффективные отделители жидкости, которую впоследствии
нужно сепарировать от водяного конденсата и направлять назад в масляный
бак, из которого она попадает снова в агрегат. Такая система, безусловно, очень
сложна,
и предполагает
применение
сложных
сепараторов
(вплоть
до
использующих мембранные технологии).
Кроме того, применение в одном цилиндре сразу двух разнесенных по
окружности разделительных пластин приведет к тому, что наружная обойма
ротора сможет качаться только по одной из них, а по другой она вынуждена
будет проскальзывать, изнашивая сопряжение «рабочий торец пластины –
наружная обойма ротора», что приведет к увеличению утечек и перетечек
жидкости.
Есть
еще
препятствовать
один
отрицательный
широкому
аспект,
применению
такой
который
всегда
конструкции
будет
–
это
необходимость приложения значительных усилий, прижимающих пластины к
обойме ротора.
Сила, с которой пружина действует на пластину в направлении ротора,
определяется из условия обеспечения минимально необходимого усилия
прижатия и динамики самой пластины, во многом определяемой законом ее
перемещения и массой, а также перепадом давления на торцах пластины и
силами трения, возникающими из-за перепада давления на ее плоскостях (рис.
1.4.1).
52
Давление над пластиной P3 организуют различным образом [21, 22, 49].
В одном случае в теле пластины изготавливают отверстие, которое в
определенный момент соединяет полость сжатия с пространством над
пластиной, и в этом случае в этом пространстве образуется некоторое среднее
давление, близкое к давлению нагнетания. Однако чаще всего эту полость
соединяют непосредственно с линией нагнетания.
р1
P3
Рис. 1.4.1. Обобщенная схема
основных сил и давлений,
действующих в зоне полости
разделительной пластины в
i - тый момент времени:
Р3 – давление в пазу над
пластиной; р1 – распределение
давления в щелевом зазоре
между пластиной и пазом со
стороны жидкости; р2 – то же
со стороны газа; Р1 – давление
жидкости; Р2 – давление газа;
FI - сила инерции пластины;
FР – сила, действующая со
стороны пружины; FT – сила
трения
р2
FPi
FIi
FТi
P2
P1
P1
P2
Точка
(проекция
линии)
контакта ротора и пластины
Таким образом, давление на верхний торец пластины всегда зависит
от давления нагнетания (чем оно больше, тем сильнее прижимается пластина
к поверхности ротора). Такое конструктивное выполнение узла пластины
позволяет автоматически поддерживать минимально необходимое усилие
ее прижатия к поверхности ротора для предотвращения значительных утечек и
перетечек. Если усилие будет слишком маленьким, то пластина во время ухода
ротора вниз может не «догонять» его, что приведет к большим перетечкам в
начале процесса сжатия между серповидными полостями компрессора. Если
усилие будет слишком большим, то в узлах сочленения ротора с ведущим
валом и этого вала со своими подшипниками появятся слишком большие
53
контактные давления, приводящие к повышению температуры в зоне трения,
быстрому износу и потере точности сопряжения ротора с цилиндром.
Последнее, в свою очередь, способствует снижению экономичности агрегата.
Поскольку в газожидкостном агрегате общего назначения давления
рабочих сред может быть разным, понадобится устройство, которое должно
будет подключать полость над пластиной то к линии нагнетания жидкости, то к
линии нагнетания газа, что усложнит конструкцию. Если же заложить в
устройство априори большее усилие за счет пружины, произойдет быстрый
износ поверхностей той пары ротора и пластины, которые вынужденно
скользят одна относительно другой, и подшипников, центрирующих ротор.
Все эти сложности и недостатки привели к тому, что сами авторы
конструкции смогли предложить ее применение лишь в периодически
действующем агрегате – системе пуска холодного двигателя внутреннего
сгорания [4].
Использование разделительной пластины в качестве органа для работы
с жидкостью (рис. 1.2.11) помимо сложности, обусловленной значительным
количеством жидкости, попадающей в сжатый газ, имеет такие же недостатки
относительно прогноза ресурса работы из-за очевидно больших усилий,
действующих на разделительную пластину, необходимых для успешной работы
агрегата в промышленном диапазоне давлений жидкости.
Учитывая выше перечисленные проблемы с работой в качестве
газожидкостного
агрегата
роторной
пластинчатой
машины,
ее
также
нецелесообразно принимать в качестве базовой модели для исследования.
Выше, в разделе 1.2.2 (рис. 1.2.8, 1.2.9) были приведены рассуждения,
результатом которых можно считать отказ на данном этапе решения проектной
задачи от использования демпферной полости под поршнем.
Таким образом, по существу – методом исключения, при выборе объекта
исследования, следует отдать предпочтение поршневой конструкции, схема
которой изображена на рис. 1.2.2а.
54
У этой конструкции, как было отмечено ранее, есть один весьма
существенный недостаток – возможность возникновения гидроудара в процессе
пуска агрегата, когда избыточное давление в линии нагнетания газа
практически отсутствует (ресивер «пуст»), а на линии нагнетания жидкости
давление уже есть. В этом случае из жидкостной полости перетечки через
гладкое щелевое уплотнение могут быть настолько большими, что за время,
пока в линии нагнетания газовой полости появится существенное давление, они
превысят величину мертвого пространства, и произойдет гидроудар.
Даже если предположить, что специально на время пуска агрегата
жидкость из линии нагнетания будет стравливаться назад в источник (это,
кстати,
усложнит
автоматизирован),
конструкцию,
т.к.
гидравлическое
этот
процесс
должен
сопротивление
быть
жидкостного
нагнетательного клапана и коммуникаций, по которым будет происходить слив,
может оказаться достаточно большим (и наверняка окажется большим в связи с
высокой динамической вязкостью жидкости), чтобы жидкость успела натечь в
газовую полость в объеме, достаточном для возникновения гидроудара.
Обычно подобные задачи решаются путем создания некоторой буферной
зоны,
способной
накапливать
избытки,
которые
могут
негативно
воздействовать на работу устройства, что и было предложено авторами
конструкции газожидкостного агрегата, описанного в [50] (рис. 1.4.2).
При протекании рабочих процессов в полостях этого устройства
предполагается, что во время пуска агрегата, когда расход жидкости через зазор
6 (рис. 1.3.2а) между поршнем и цилиндром слишком велик, и есть опасность
проникновения избытка жидкости в газовую полость 5, она, прежде чем
поступить в эту полость, сначала накапливается в буферной канавке 3, объем
которой должен быть достаточным, чтобы не допустить перетекания жидкости
в полость 5.
По мере повышения давления в линии нагнетания потребителя газа (по
существу – в ресивере), в процессе сжатия-нагнетания в газовой полости 5 газ
55
начинает вытеснять жидкость из канавки 3 до тех пор, пока не наступит
равновесие – количество поступившей в зазор 7 жидкости равно ее расходу
назад в жидкостную полость 4. После остановки агрегата жидкость из канавки
3 и зазора 7, безусловно, под действием гравитационных сил стечет в полость 4.
Еще более радикально задача недопущения гидроудара решается
соединением канавки 3 с подпоршневой полостью 4 через обратный клапан 8
(рис. 1.4.2б). В этом случае гарантированный слив жидкости из канавки 3 в
процессе сжатия-нагнетания в полости 5 происходит даже при небольшом
давлении нагнетания газа.
5
5
6
1
2
6
1
3
7
3
2
7
8
4
4
б)
а)
Рис . 1.4.2. Конструктивно-функциональные схемы поршневого варианта
газожидкостного агрегата с буферной канавкой (а) и с буферной
канавкой с обратным клапаном (б):
1. Цилиндр. 2. Дисковый поршень. 3. Буферная канавка. 4. Жидкостная
полость. 5. Газовая полость. 6. Зазор в уплотняющей части поршня. 7. Зазор
юбки поршня. 8. Обратный клапан
Кроме того, в этой конструкции обязательно организуется циркуляция
жидкости через зазор 7 и клапан 8, что способствует лучшему охлаждению
цилиндра и поршня, причем зазор 7 может быть существенно больше зазора 6 с
целью увеличения объема циркулирующей через него и тело поршня жидкости.
56
Таким образом, в качестве объекта исследования следует выбрать
конструкции агрегатов, изображенных на рис. 1.2.2а и 1.4.2 с учетом того, что
каждая из них может иметь жидкостную рубашку охлаждения цилиндра,
которая запитывается от жидкостной полости подобно тому, как это показано
на рис. 1.2.9.
1.4.2. Постановка задач исследований
Данная работа ставит свой целью, прежде всего, объяснить протекание
рабочих процессов, происходящих в щелевом гладком и профилированном
(буферная канавка, канавка с обратным клапаном) уплотнении, полостях и
коммуникациях новой конструкции - газожидкостного агрегата в поршневом
исполнении, без чего практически невозможно приступить к проектированию
объекта
даже
на
первых
стадиях
(техническое
задание,
техническое
предложение – рис. 1.1.1).
На настоящий момент времени проектировщику может быть известно
только феноменологическое, качественное описание процессов, протекающих в
рассматриваемом устройстве, и он не может предложить конструктору ни их
достаточно
полного
математического
описания,
ни,
тем
более,
дать
рекомендации по выбору режимов работы, конструктивных сочетаний и
размеров основных деталей агрегата.
Таким образом, целью данного исследования является создание
математического аппарата, достаточного для расчета рабочих процессов и
осуществления
газожидкостного
прогноза
агрегата
характеристик
поршневого
выбранных
типа
с
вариантов
гладким
и
профилированным поршневым уплотнением на начальных этапах его
проектирования.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие
задачи:
57
1. Создать и экспериментально подтвердить математическую модель
рабочих процессов поршневого газожидкостного агрегата с гладким и
профилированным поршневым уплотнением, позволяющую дать прогноз
его поведения на различных режимах работы.
2. Провести параметрический анализ рабочих процессов поршневого
газожидкостного агрегата с целью выявления основных конструктивных
и режимных соотношений.
3. На основе проведенного анализа предложить схемные решения,
позволяющие усовершенствовать рабочие процессы, расширить область
применения и улучшить параметры изучаемого объекта.
58
2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ
ГАЗОЖИДКОСТНОГО АГРЕГАТА
Очевидно, что математическая модель рабочих процессов, происходящих в
полостях и коммуникациях рассматриваемого объекта, должна состоять
из методик расчета газовой и жидкостной полостей и метода их сопряжения
через поршневое уплотнение, которое в соответствии с ранее выбранными
конструктивными схемами может быть представлено в виде гладкой круговой
щели,
этой
же
щели
с
буферной
канавкой,
а
также
с
обратным
самодействующим клапаном, соединяющим эту канавку с жидкостной
полостью.
В связи с этим, следует проанализировать уже известные и нашедшие
наиболее широкое применение методы расчета газовой и жидкостной полостей
на примере машин объемного действия компрессоров и жидкостных насосов.
2.1. Анализ известных методик расчет рабочих процессов газовой
полости
Расчет и математическое моделирование процессов, протекающих в
объемных
компрессорных
машинах,
в
последние
десятилетия
стало
неотъемлемой частью их исследования и проектирования [3, 7, 51 -54 и др.].
Это
связно
как со стремлением
повысить
экономичность
и
работоспособность компрессоров в условиях дефицита ресурсов и внедрения
рыночных
механизмов,
так
и
с
59
появлением
быстродействующих
вычислительных машин, которые предоставляют проектировщику возможность
на несколько порядков быстрее получать прогноз нововведений в конструкцию
и режимы работы компрессора, чем это можно было сделать до появления
ЦВМ.
В начале – средине 80-х годов прошлого столетия в целом сформировался
единый подход к моделированию рабочих процессов, происходящих в
компрессоре объемного действия, который основан на первом законе
термодинамики для тела переменной массы, динамики запорных органов и
использовании метода контрольных объемов [12, 19, 55-61 и др.].
Впоследствии, по мере усложнения моделей, появилось понятие о
многоуровневом математическом моделировании, в котором уровни (от
нулевого до третьего, нулевой уровень – самый простой) определяются
принятыми допущениями, появилось понятие «инженерные методы расчета»
(см., например, [62, 63]).
В то же время продолжают разрабатываться модели, не вписывающиеся
в принятую иерархию, имеющие целенаправленный характер, и с которыми
в состоянии работать только их создатели, на что, в частности, указывает
автор [64].
В своих работах другой автор [51, 65, 66] сделал попытку обосновать этот
несколько иной подход к многоуровневому математическому моделированию,
основываясь на необходимости разделения уровней по признаку готовности
новых, неизученных, технических решений к их реальному технологическому
воплощению.
В соответствии с этой стратегией нулевой уровень невозможен, т.к.
отсутствует реальный объект и имеется только его логически оправданное
описание (техническая идея). На первом уровне используется понятие
«идеальный
компрессор»
и
моделируются
работоспособность новой конструкции.
60
явления,
обеспечивающие
Следующий этап предполагает экспериментальную проверку результатов
расчетов.
И
только
потом,
с
помощью
модели
второго
уровня,
с
использованием первого закона термодинамики для тела с переменной массой
и эмпирических
коэффициентов,
полученных
в
результате
испытаний
модельного образца компрессора, проводится параметрический анализ или
оптимизация конструкции, дается прогноз ее совершенствования и работы в
различных условиях.
Однако в данном случае следует говорить скорее не об уровнях
математического
моделирования,
а
об
его
стадиях,
сопутствующих
продвижению технической идеи на рынок [67].
Учитывая особенности протекания рабочих процессов в рассматриваемой
конструкции газожидкостного агрегата, по всей видимости, использовать
модель первого уровня, основанную на идеализированных индикаторных
диаграммах,
не
представляется
возможным
даже
для
определения
работоспособности машины, так как эти диаграммы никак не связаны с
процессами, происходящими в жидкостной полости, из которой через
поршневое уплотнение в виде перетечек в газовую полость могут поступать
такие объемы жидкости, которые в состоянии привести к гидроудару.
В связи с этим можно констатировать, что на первом же этапе расчета,
не говоря уже о возможности проведения анализа, следует использовать
методики, основанные на использовании метода контрольных объемов и
первого закона термодинамики для тела с переменной массой, с помощью
которых возможно сопряжение параметров процессов, происходящих в газовой
полости, с процессами, происходящими в жидкостной полости с учетом обмена
массами газа и жидкости через уплотнение.
В общем случае этот метод основан на применении законов сохранения
энергии и массы и уравнение состояния.
Уравнение сохранения энергии:
U i 1  Q  pi dV  iï dÌ
61
ïi
 iî dÌ
îi
,
(2.1.1)
где: U – внутренняя энергия; р – давление; V – объем; i – энтальпия;
i ï dÌ
ï
, iî dÌ
î
-
принесенная
и
вынесенная
с
газом
энергии;
Q   i ( Tñò  Ti )Fi  - теплота подводимая (или отдаваемая) через стенки
рассчитываемой полости; αi – коэффициент теплоотдачи для стенок полости;
Тст – температура стенки полости, принимается постоянной; Тi – температура
газа в полости; Fi – площадь поверхности теплообмена; Δτ – шаг по времени.
Коэффициент теплоотдачи определяется формулой
i 
 (Ti ) Nui
de
,
(2.1.2)
а коэффициент теплопроводности для воздуха рассчитывается из уравнения
3
 (Ti )   273
273  C 2  T  2

 ,
Ti  C 2  273 
(2.1.3)
где С2 = 125 и 273 = 0,026 Вт/(мК).
Число Нуссельта определяется следующей зависимостью:
Nui  A Re iz  B ,
(2.1.4)
где, А, z и В – коэффициенты, полученные экспериментальным путем. Так,
например, автор [51] приводит следующие значения этих коэффициентов для
воздушного компрессора средней производительности - А = 0,2; z = 0,8;
В = 500.
Для определения критерия Рейнольдса необходимо знать характерную
скорость газа. Рассчитать действительное поле скоростей газа в рабочей камере
в настоящее время не представляется возможным, вследствие сложной
физической
картины
газо-
и
гидродинамических
явлений.
Данное
обстоятельство заставляет проводить идеализацию существующей физической
картины, и чаще всего для поршневой машины принимается скорость газа
возле стенок рабочей камеры равной половине скорости движения поршня..
Уравнение сохранения массы
M i 1  M i   dM ïi   dM oi ,
62
(2.1.5)
где dÌ
ï
- суммарная масса притекшего газа; dÌ
o-
суммарная масса
ушедшего газа; Mi – масса газа в полости в предыдущий момент времени.
Уравнение состояния газа
p V  M  R  T
(2.1.7)
где R – газовая постоянная и Т – температура газа.
2.2. Анализ известных методик расчет рабочих процессов жидкостной
полости
Методика расчета рабочих процессов насосов объемного действия в
настоящее время предполагает три основных направления.
1.
Сторона
нагнетания
или
всасывания
рассматривается
как
гидравлическая система, состоящая из полости цилиндра, полости нагнетания и
полости всасывания, а также соответствующих каналов подвода и отвода
жидкости через гидрораспределительные органы [68-70 и др.].
При этом для канала, связанного с зоной нагнетания или с зоной
всасывания, неустановившееся движение жидкости для одномерного случая
описывается системой линеаризованных дифференциальных уравнений в
частных производных:
 w dq
 dp



 dx
S d
,

K
dp
dq
ad

 d   S  dx
(2.2.1)
где q – мгновенный расход через канал; S – площадь сечения канала; p –
давление; ρw – плотность жидкости; x – координата вдоль оси канала; τ – время;
Kад – адиабатический модуль упругости:
K ad  a 2   Z  pk ,
(2.2.2)
где a – скорость звука для жидкости; pk – давление сжатия конденсированного
вещества; Z – показатель адиабаты для жидкости.
63
2. Процессы, происходящие в в цилиндре насоса рассматриваются с
использованием закона Гука [71], и приращение давления Δpj рабочего тела
в цилиндре определяется из зависимости
E w1 V j
p j 
Vj
,
(2.2.3)
где ΔVj – изменение объема рабочего тела в рабочей камере насоса в момент
времени j; Vj – текущее значение объема рабочей камеры, зависящее от
кинематики привода насоса; Ew1 – кажущийся модуль упругости, зависящий от
модуля упругости жидкости Ew, толщины стенки цилиндра и модуля упругости
материала цилиндра.
Изменение объема тела ΔVj в рабочей камере насоса рассчитывается по
уравнению:
N1
N2
i 1
i 1
V j  VKj   VYji   VPji ,
(2.2.4)
где ΔVКj - изменение объема рабочей камеры насоса определяемое кинематикой
рабочего органа;
N1
 V
i 1
Yji
– изменение объема рабочей камеры насоса
обусловленное утечками рабочего тела;
N2
 V
i 1
Pji
– изменение объема рабочей
камеры насоса обусловленное притечками рабочей жидкости; N1, N2 –
соответственно число стоков и источников рабочего тела, при этом
N1
N1
 V
i 1
Yji

 M
i 1
Yji
w
,
(2.2.5)
,
(2.2.6)
N2
N2
 V
i 1
Pj i

64
 M
i 1
w
Pji
где
N1
 MYji ,
i 1
N2
 M
i 1
Pji
– суммы элементарных масс (утечек и притечек
соответственно), проходящих через распределительные органы и неплотности
рабочей камеры, которые рассчитываются по соответствующим уравнениям
расходов жидкости, ρw – плотность жидкости.
3. Рабочий цикл насосов объемного действия разделяется на отдельные
процессы – сжатия, нагнетания, обратного расширения и всасывания [72].
Для процесса сжатия записывается система уравнений:
E w1V j

p

p

j 1
 j
Vj

N1
N2

 V j  VKj   VYji   VPji

i 1
i 1

N1
 N1
.
 MYji
  V  i 1
Yji

w
i 1

N2

M Pji

 N2
i

1
 VPj 
 i 1
w
(2.2.7)
Для процесса обратного расширения записывается аналогичная система
уравнений с учетом того, что приращение давления в рабочей камере
отрицательное.
Расчет процессов нагнетания и всасывания проводится с применением
уравнения Бернулли для потока вязкой жидкости.
Например, при расчете процесса нагнетания записывается уравнение
Бернулли для двух сечений. Первое сечение совмещают с поверхностью
рабочего органа, контактирующей с рабочей средой; второе проводят через
нагнетательный трубопровод (как можно ближе к распределительному
устройству). Выражая из уравнения Бернулли давление в первом сечении,
записывается уравнение для расчета давления в рабочей полости в процессе
нагнетания:
65
  v2  v2 
p1  p2  z1  z2  w g   w  2 2  1 1    w g hTR  h  hIN ,
2 
 2


(2.2.8)
где p1 – давление в первом сечении соответствующее давлению в рабочей
полости; p2 – давлении в напорной магистрали, α1, α2 – соответствующие
коэффициенты Кориолиса; z1, v1 – геометрическая высота центра тяжести и
скорость жидкости в первом сечении; z2,v2 – геометрическая высота центра
тяжести и скорость жидкости во втором сечении; hTR, h, hIN – потери
напора по длине, потери напора, обусловленные местными сопротивлениями,
инерционные потери напора соответственно, g – ускорение свободного
падения.
Величина потерь напора по длине ΔhТR в каждый момент времени
определяется уравнением Дарси-Вейсбаха:
hTRj  
l j v 2j
dE 2g
,
(2.2.9)
где λ – коэффициент потерь на трение по длине рабочей камеры; lj – длина
рабочей камеры, зависящая от кинематики насоса; dE– эквивалентный диаметр
рабочей камеры; vj –скорость движения жидкости в рабочей камере.
Местные потери напора, обусловленные, как правило, внезапным
сужением потока, определяются по формуле Дарси:
v 2j
h j   j
где
,
2g
(2.2.10)
ξj – коэффициент местного сопротивления, определяемый его типом
и режимом течения жидкости.
Инерционные потери напора hINj определяются как:
hINj  l j
aj
g
,
(2.2.11)
где аj – ускорение рабочего органа в j-тый момент времени.
Это направление по своей концепции наиболее близко к методу
контрольных объемов, используемому при расчете рабочих процессов
66
компрессоров объемного действия, и в связи с этим может быть
рекомендовано
при
разработке
общем
математической
модели
газожидкостного агрегата.
2.3. Анализ известных методик расчет расходных характеристик
самодействующих газовых и жидкостных клапанов
2.3.1. Метод расчета
жидкостной полости
самодействующих
обратных
клапанов
Типичная конструкция жидкостного всасывающего и нагнетательного
обратного самодействующего клапана показана на рис. 2.3.1.
При расчете высоты hj подъема запорного элемента для сравнительно
hj
тихоходных насосов,
обычно, пренебрегают силами трения и силами инерции.
5
Рис. 2.3.1. Конструктивная схема
типичного варианта жидкостного
pH
самодействующего обратного
F
PRj
клапана:
4
1. Корпус.
dK
2. Направляющая.
β
3. Седло.
4. Опорная втулка.
5. Пружина сжатия.
GK
6
3 pj
6. Запорный
орган
в
виде
конической тарелки
2
1
dC
В этом случае перепад давления ΔрКj = рН – рj при котором происходит
открытие клапана, определяют из уравнения
FPR  G K 

d
8
2
K

 d C2 p Kj ,
(2.3.1)
а равновесие клапана – из выражения


GK  C PR h0  h j   j  pKj

d
8
2
K

 d C2 ,
(2.3.2)
где GK – вес запорного элемента клапана; ψj – коэффициент, в соответствии
с [73] приведен в виде функции от Re потока жидкости, протекающей через
67
зазор hj седла клапана, и которая в [73] дана в виде графика. В первом
приближении можно принять в качестве ψj величину 0,6-0,7.
Объемный расход рассчитывается по уравнению, справедливому для
течения несжимаемой жидкости:
QHj   Kj S Khj
2pKj
w
,
(2.3.3)
где SKhj – площадь кольцевой щели клапана. Для плоского клапана SKhj = πdKhj,
для конического - SKhj = πdKhj·sinβ.
Коэффициент расхода клапана μKj так же как и величина ψj зависит
от числа Re и изменяется в широких пределах (рис. 2.3.2).
μК; ψ
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
ψ
μК
Конические и
плоские клапаны,
течение с
заполнением щели
22
42 83 102 23
μК
Плоские клапаны,
отрывное течение
43 83 103 24 44 84 104 25 45 85 105 Re
Рис. 2.3.2. Коэффициенты расхода μК и силы ψ для жидкостных
клапанов в функции от Re [73]
2.3.2. Метод расчета самодействующих обратных клапанов газовой
полости
В настоящее время при расчете движения запорного органа газовых
самодействующих обратных используется три основных подхода.
1. Запорный орган рассматривается как одномассовая система, и задача
сводится к решению уравнения динамики материальной точки.
68
2. При расчете динамики запорного органа используется многомассовая
постановка
задачи,
сосредоточена
в
т.е. предполагается,
нескольких
точках,
что
масса
каждая
из
запорного
которых
органа
движется
самостоятельно.
3. Предполагается, что масса распределена по длине запорного органа по
определенному закону.
В связи со своей простоты и универсальности первый подход получил
наибольшее распространение. Он успешно применяется при расчете кольцевых,
дисковых и пятачковых клапанов.
Второй и третий подходы используются при решении задач динамики
прямоточных, лепестковых и полосовых клапанов.
Ниже
приведена
расчетная
схема
динамики
запорного
органа
в
одномассовой постановке задачи определения его перемещения (рис. 2.3.3).
5
р2
FPR
FTR
4
3
hmax
FP2
h
2
р1
G
FP1
Рис. 2.3.3.
Полуконструктивная
схема
для
расчета
движения
запорного
органа
самодействующего
клапана:
1.
Клапанная
плита.
2. Запорный
орган
в закрытом положении.
3. Запорный
орган
в промежуточном
положении. 4. Пружина.
5. Ограничитель подъема
1
Уравнение динамики материальной точки в форме второго закона
Ньютона имеет вид:
d 2h
mZ
 F ,
d 2
где h ход (перемещение) запорного элемента,
(2.3.4)
mZ приведенная масса
движущихся частей (запорный элемент mZ0 и пружина mPR):
69
1
m Z  m Z 0  m PR ,
3
(2.3.5)
Сумма сил, действующих на запорный орган:
 F  F
P1
 FP 2   FPR  FTR  G ,
(2.3.6)
где G – вес приведенной массы запорного элемента - G = mZ·g, где g ускорение свободного падения.
Сила упругости пружины FPR определяется по формуле:
FPR  C PR h  h0  .
(2.3.7)
где CPR – жесткость пружины, h0 – ее предварительный натяг,
Разность сил давления газа на нижнюю FР1 и верхнюю FР2 площадь
на практике определяют на основании осредненных значений давлений газа
на нижнюю и верхнюю поверхность запорного органа:
FP1  FP 2  
f Z  p   P ,
(2.3.8)
где fZ – поверхность запорного органа перпендикулярная потоку газа,
∆р - перепад давления (р1 – р2), действующий на запорный орган, ρР коэффициент давления потока, который определяется опытным путем и, как
правило, представляет собой график вида ρР = f(h/b), который может быть
аппроксимирован кусочно-линейными функциями (см., например, [7, 74]).
Силу трения FTPв в большинстве практических случаев не рассматривают
вследствие
ее
малости
по
сравнению
с
другими
составляющими
уравнения (2.3.6).
При работе самодействующего газового клапана наблюдается упругое
ударное взаимодействие запорного органа с седлом (при закрытии) и
ограничителем
подъема
(при
открытии),
которое
характеризуется
коэффициентом Θ восстановления скорости dh/dτ запорного органа:
dh
äî óäàðà
  d
.
dh ïîñëå óäàðà
d
70
(2.3.9)
Скорость запорного органа после удара меняет свое направление и
величину. Ее значение может быть определено, как
 dh 
 dh 
  ïîñëå óäàðà  -    äî óäàðà .
 d 
 d 
(2.3.10)
Значение коэффициента восстановления скорости находится в пределах от
нуля до единицы, экспериментальные исследования позволили установить, что
значение Θ для ограничителя подъема находится в пределах 0,3-0,4, а для седла
- 0,05-0,1.
Чаще всего для определения расхода рабочего тела через клапан
используется уравнение для несжимаемой жидкости [12]:
Ì
ÊË
  ÊË f ÊË  Ð
2  i   pi  p  ,
(2.3.11)
где КЛ , fКЛ - соответственно коэффициент расхода и площадь проходного
сечения, i , рi - плотность и давление газа в полости, откуда происходит
истечение, р - давление полости, в которую происходит истечение, Р
коэффициент расширения, может быть определен как [19]
 p  1  0 ,3 
Величина КЛ
Pi  P
.
Pi
(2.3.12)
зависит от относительной высоты подъема запорного
элемента h/b, где h - высота подъема, b - ширина прохода щели клапана, и
может быть получена из уравнения [75]:
2
 ÊË
3
h
 h
 h
 1,04  2 ,64  4 ,38   2 ,97  .
b
b
b
(2.3.13)
Проходное сечение тарельчатого клапана определяется по формуле
fКЛ =  dКЛ· h.
2.4.
Математическая модель
газожидкостного агрегата
71
рабочих
процессов
поршневого
2.4.1.
Основные
допущения,
принимаемые
при
построении
математической модели, и их обоснование
Предварительное замечание.
Рассматривая роль допущений при построении математических моделей,
авторы [7], основываясь на работах П.И. Пластинина, утверждают, что
детализировать происходящие явления можно до бесконечности (в переносном
смысле этого слова), увеличивая число рассматриваемых факторов, не
имеющее предела в физическом мире.
Обратный процесс «огрубления», напротив, имеет достаточно четко
выраженный предел, границей которого является, например, предположение
о том, что все элементы объекта абсолютно неподвижны (по крайней мере,
относительно поверхности земной коры), находятся в термомеханическом
равновесии и полностью изолированы от окружающей среды.
Очевидно, что при определении значимых (учитываемых моделью)
факторов намного удобнее «наращивать» их номенклатуру и количество от
этого «нулевого» предела. При этом следует иметь в виду, что степень
приближения
модели
к
реальному
физическому
объекту
далеко
не
пропорциональна количеству учитываемых методами расчета явлений.
Вполне вероятна как раз обратная картина - привлечение второстепенных,
малозначащих факторов может настолько «размыть» результаты расчетов, что
исследователь окажется не в состоянии проделать анализ в соответствии с
целью, которую он ставил перед математической моделью. В связи с этим
разработчик методов расчета должен постоянно искать компромисс между
излишней детализацией и излишним огрублением. Именно эта задача и
решается в процессе принятия допущений.
Процессы, происходящие в рабочих полостях газожидкостного агрегата
весьма сложны, являются неустановившимися и при настоящем уровне знаний
полный
учет
всех
составляющих
этих
процессов
невозможен
и
нецелесообразен, в связи с чем подавляющее большинство исследователей
72
машин объемного действия производят их упрощенное рассмотрение,
основанное на обоснованных допущениях [7, 12, 58, 59, 63, 64, 69, 74 и др.].
Основным критерием принятия какого-либо допущения является его влияние
на получаемый и преследуемый результат.
Так, например, если целью исследования является изучение параметров
привода агрегата, то совершенно не имеет смысла подробно описывать процесс
динамики контакта запорного органа с седлом, поскольку его влияние
на усилия, передаваемые от рабочего органа (например – поршня) к механизму
привода незначительны.
2.4.1.1. Основные допущения, принимаемые при построении методики
расчета процессов, происходящих в газовой полости
1. Газовая среда непрерывна и подчиняется законам, справедливым
для идеального газа
В
рассматриваемом
агрегате
изменение
состояния
рабочего
тела
производится путем плавного изменения объема камеры сжатия, а скорость
перемещения поршня не может быть более 10 м/с, в связи с чем разрывов
газовой среды в рабочей камере не образуется (см., например, [61]).
Как уже отмечалось, предполагаемое максимальное давление газовой
среды в ступени агрегата не превысит 12-14 бар, что дает возможность
использовать для расчетов уравнения, справедливые для
определения
параметров состояния идеальных газов [12, 61, 62].
2. Распределение давлений и температур в контрольных объемах
однородно
В
рабочих
полостях
газовой
части
агрегата
осуществляется
деформационное, тепловое и массообменное взаимодействие,. каждый из
которых вызывает неравномерность распределения давлений и температур в
контрольном объеме, которая подтверждена рядом экспериментальных работ.
73
Так, неравномерность поля температур в рабочей полости цилиндра
воздушного
поршневого
компрессора
производительностью
50 м3/мин
достигает 20-25 С. Неравномерность поля давления в рабочей полости
цилиндра невелика. Это объясняется большой скоростью распространения волн
сжатия и расширения и незначительными размерами контрольного объема.
Вследствие того, что в настоящее время отсутствуют надежные и
достаточно простые методы расчета полей температур и давлений в
контрольных объемах компрессоров объемного действия, а также, учитывая их
незначительный градиент, данное допущение следует считать приемлемым.
3. Давление газа в полостях всасывания и нагнетания компрессорной
полости имеют постоянное значение
Колебания давления в полостях всасывания и нагнетания всегда приводят
к увеличению затрат энергии на работу компрессора, и это допущение может
быть использовано только для относительно тихоходных машин [76, 77],
в то время как, например, при частоте возвратно-поступательного движения
поршня 50 с-1 ошибка в определении КПД достигает 7-8 % [78].
В случае с газожидкостным агрегатом трудно предположить, что частота
движения поршня составит более 25 с-1 (обычная частота движения для
поршневых насосов – около 10 с-1), в связи с чем данное допущение следует
признать обоснованным. Кроме того, авторы [78] отмечают, что такое
допущение не влияет на характер изменения параметров компрессора.
4. Приводной вал агрегата вращается равномерно
Неравномерность вращения приводного вала приводит к колебаниям
агрегата и повышению его шумовых характеристик. Обычно, для исключения
этого вредного явления увеличивают инерцию вращающихся масс, используют
противовесы, гасители колебаний и т.д. В связи с этим данное допущение
является общепринятым, а один из крупнейших отечественных специалистов
74
в области
математического
моделирования
поршневых
компрессоров
П.И. Пластинин [61] даже не рассматривает эту проблему подробно.
5. Теплофизические свойства сжимаемого газа постоянны во всех рабочих
процессах
Основными теплофизическими свойствами сжимаемого газа, изменение
которых оказывает существенное влияние на рабочие процессы ПК, являются:
удельная изобарная теплоемкость сР, коэффициент теплопроводности  и
коэффициент динамической вязкости . При степени повышения давления
 = 3-5, наиболее характерной для газовой полости агрегата, диапазон
изменения температуры сжимаемого газа в цилиндре компрессора составляет
300-500 К.
Учитывая, что теплофизические свойства рабочего тела зависят в
основном от температуры и незначительно изменяются при
изменении
давления, их определение можно производить при средней температуре
процесса. В этом случае максимальная относительная погрешность при
вычислении и сР и  незначительна и составляет по оценкам [7, 63] не более 0,5
и 16 % соответственно.
6.
Течение
рабочего
тела
в
клапанах
является
одномерным
и
квазистационарным
В общем случае движение газа в клапанах поршневого компрессора
пространственное и неустановившееся [61, 79, 80]. Но, учитывая большую
сложность и трудоемкость расчета, а также тот факт, что принятие допущения
о квазистационарности
потока
газа
через
щель
клапана
приводит
к
незначительным погрешностям, чаще всего при расчете массового расхода
через клапан поток газа можно считать стационарным [81]. В связи с этим
можно
рассчитывать
поток
газа
через
установившийся.
75
клапаны
как
одномерный
и
7. Движение газовой среды в зазоре между поршнем и цилиндром
квазистационарное, ламинарное и изотермическое при средней температуре
гильзы цилиндра и боковой поверхности поршня.
Относительно ламинарного характера движения газа в узкой щели
сомневаться не приходится, т.к. экспериментально установлено, что при
отношении длины щели к ее поперечному размеру более 500 и сравнительно
низких давлениях на входе в щель (порядка 6-20 бар) т при истечении в
атмосферу характер движения уже близок к ламинарному, а при отношении
1000 и боле носит абсолютно ламинарный характер [82]. Так, например, при
радиальном зазоре между поршнем и цилиндром 30 мкм (0,03 мм) ламинарный
режим будет наблюдаться уже при длине щели более 15 мм.
Основными причинами принятия допущения о квазистационарности
движения газа в зазоре между поршнем и цилиндром являются: сложность
математического описания неустановившегося движения и незначительная
погрешность, вносимая этим допущением при определении массового расхода
через узкую щель при малых скоростях относительного перемещения
образующих ее поверхностей и отсутствии высокочастотных вибраций [83].
Однако условия движения потока газа в щели газового подвеса, о котором
говорит автор [82, 83], существенно отличаются от движения газа в щелевом
уплотнении. Отличие состоит в циклическом изменении температуры газа на
входе в щель, из-за чего может возникать большая разность между
температурой газа и температурой поверхностей щели уплотнения, в которую
поступает газ.
Теплообмен в щелевых каналах при конечных значениях толщины
образующих его стенок носит весьма сложный характер, и принятие допущения
об изотермическом истечении газов через эти каналы может привести к
значительным погрешностям [84, 85].
Однако, авторы [86-88] утверждают, что входящий в узкую щель газ очень
быстро приобретает среднюю температуру стенок щели. Так, в работе [86]
76
показано, что коэффициент теплоотдачи  в узких щелях достигает больших
значений (при зазоре 20 мкм  >2000 Вт/(м·К)), а результаты исследований
[86, 88] утверждают, что при радиальных зазорах около 0,1 мм (100 мкм)
температура газа в щелевом уплотнении поршня двигателя внутреннего
сгорания снижается от 1000-1500 К (температура над поршнем) до 170-200 К
(средняя температура стенок цилиндропоршневой группы) через 10-20 мм пути
по щели. Автор [86] дает примерное соотношение длины этого участка и
диаметра цилиндра - (0,07-0,08)·DЦ .
Так, например, для компрессорной полости с диаметром цилиндра порядка
40-50 мм можно считать, что температура газа в зазоре станет равна средней
температуре
цилиндропоршневой
группы
уже
через
2-3 мм
при о около 100 мкм. Если учесть, что при этом диаметре зазор реально будет
выбран в пределах 10-30 мкм, то выравнивание температур произойдет намного
быстрее.
Таким образом, допущение о равенстве температуры газа в зазоре
уплотнительной части поршня средней температуре стенок поршня и цилиндра
можно считать достаточно обоснованным.
2.4.1.2. Основные допущения, принимаемые при построении методики
расчета процессов, происходящих в жидкостной полости
1. Рабочее тело представляет собой капельную жидкость, подчиняющуюся
закону трения Ньютона
Подавляющее большинство жидкостей, используемых в гидравлических
системах (минеральное масло, вода, различные топлива и т.д.) представляет
собой капельную жидкость, подчиняющуюся гипотезе Ньютона, т.е. являются
так называемыми
ньютоновскими
жидкостями,
вследствие
чего
допущение является справедливым и обоснованным.
2. Давление и температура в рабочих объемах насоса однородно
77
данное
В связи с тем, что скорость распространения волн сжатия в жидкости
существенно выше, чем в газе, а также учитывая, что аналогичное допущение
обосновано для газовой полости, принятие его для насосной полости также
справедливо.
3. Кинетическая энергия движения рабочего тела в процессах сжатия
и расширения пренебрежимо мала
Скорость движения поршня, приводимого в движение кривошипношатунным или кривошипно-ползунным механизмом, вблизи мертвых точек,
когда и происходят процессы сжатия и расширения жидкости, составляет
малую величину (менее 1 м/с), и, учитывая дополнительно, что капельные
жидкости мало сжимаемы, а существенных утечек и перетечек жидкости в
агрегате не ожидается, кинетической энергией жидкости в рабочей полости
насоса в процессах сжатия и расширения можно пренебречь.
4. Давления в полостях всасывания и нагнетания (или во всасывающем
и нагнетательном трубопроводе) принимаются постоянными
Это вынужденное допущение, оно аналогично принятому для газовой
полости, и в связи с тем, что колебания давления в полостях всасывания и
нагнетания не являются предметом данного исследования, не оказывают
существенного влияния на исследуемые процессы, ими можно пренебречь.
5. Нагрев рабочего тела в жидкостной полости пренебрежимо мал.
К рабочему телу в жидкостной полости подводится теплота через детали
цилиндропоршневой группы, полученная ими от газа при его сжатии в газовой
полости, теплота, обусловленная силами вязкостного трения, а также теплота,
связанная с механическим трением деталей, входящих в конструкцию агрегата.
Однако, учитывая несопоставимо с газом большую теплоемкость жидкости, а
также относительную быстротечность протекающих процессов, в первом
приближении можно принять, что температура жидкости в жидкостной полости
78
остается постоянной и равной температуре жидкости во всасывающем
трубопроводе.
6. Движение жидкой среды в зазоре между поршнем и цилиндром
квазистационарное, ламинарное и изотермическое при температуре жидкости
во всасывающем трубопроводе
С учетом того, что динамическая вязкость жидкостей на несколько
порядков больше, чем газов, принятие допущения о ламинарном течении газа
в щелевом уплотнении (п. 7 раздела 2.4.1.1) может обоснованно переноситься и
на допущение о ламинарном течении жидкости.
Если в п. 7 раздела 2.4.1.1 было обосновано изотермическое течение газа в
щели уплотнения с использованием опубликованных экспериментальных
данных, то аналогичных сведений по жидкостям в открытых публикациях
обнаружить не удалось.
Процесс течения жидкости в зазоре между поршнем и цилиндром носит
ярко выраженный нестационарный характер, т.к. происходит при переменном
перепаде давления и переменной длине потока жидкости – жидкость в течение
цикла работы агрегата проникает на некоторую глубину в щель уплотнения
(давление в жидкостной полости больше, чем давление в газовой полости)
и истекает из щели (давление в газовой полости больше, чем давление в
жидкостной полости). При этом часть жидкости в общем случае может
оставаться в щели неопределенно долгое время, а часть - меняться после
каждого цикла. Но можно также предположить, что в течение одного или
нескольких циклов происходит полная замена жидкости, натекающей в зазор.
Эта неопределенность в поведении жидкости не дает возможность
построить сколь-нибудь строгую и чем-то обоснованную модель расчета ее
температуры в щели уплотнения с использованием уравнений гидродинамики
и тепломассообмена.
В этом случае остается только воспользоваться логикой и пониманием
существа происходящих процессов. В частности, по сравнению с газом,
79
молекулы жидкости гораздо менее подвижны, а ее плотность (соответственно –
и масса) на три порядка больше, чем плотность газов. Кроме того,
теплопроводность большинства жидкостей очень мала (порядка 0,1 Вт/(мК), а
ламинарный режим течения не предполагает активного перемешивания слоев
жидкости в пределах зазора.
Время нахождения жидкости в зазоре в среднем не должно превышать
половину времени цикла агрегата, т.е. оно составит около 1/20 – 1/30 секунды,
причем это – время нахождения «первых» частиц, проникших в зазор во время
хода сжатия нагнетания жидкости, которые «последними» покинут этот зазор
при изменении перепада давления на поршне.
Все вышесказанное с достаточной степенью уверенности может говорить о
том, что температура жидкости в зазоре между поршнем и цилиндром будет, в
первом приближении, близка к ее температуре во всасывающем трубопроводе.
При разработке методик расчета будут использованы принятые выше
допущения и известные методы, описанные в разделах 2.1 и 2.2.
2.4.2. Расчет рабочих процессов, происходящих в газовой полости
Математическая модель рабочих процессов газовой полости основана
на основных
фундаментальных
законах
сохранения
энергии
и
массы,
уравнениях движения и состояния, которые являются является залогом
адекватности и приемлемой точности разрабатываемого метода расчета.
Расчетная
схема
газожидкостного
агрегата
с
гладким
щелевым
уплотнением и указанием основных массовых потоков и термодинамических
параметров представлена на рис. 2.4.1.
.
рв0, Tв0
dM1
рв1, Tв1
рн1, Tн1
dM7
рн, Тн
dM4 dM5
dM8
dM2
dM3
dM9
рс1, Tс1, Vc1
dп
80
dM6
dM10
2.4.2.1. Уравнения сохранения энергии и массы
Для полостей всасывания (индекс «в»), нагнетания (индекс «н») и полости
цилиндра (индекс «с») уравнение сохранение энергии формализуется в
следующем виде:
dU â1  dQâ1  i â0 dM1  i c1dM 4  i â1dM 2  i â1dM 3
(2.4.2.1)
dU í 1  dQí 1  iñ1dM 6  ií dM 8  ií 1dM 5  ií 1dM 7
(2.4.2.2)
dU c1  dQc1  Pc1 dVêèí  dM16  dM17  /  w   iâ1dM 3  iCT dM10 
 ií dM 5  ic1dM 4  ic1dM 6  ic1dM 9 .
(2.4.2.3)
В уравнении (2.4.2.3) первый член в квадратных скобках dVкин
представляет собой изменение объема камеры сжатия от движения поршня,
определяемый кинематикой механизма привода, а второй – (dM16-dM17)/ρw - от
натекания жидкости, т.е. данное уравнение учитывает деформационную работу,
как от движения поршня, так и от возможного натекания жидкости.
В уравнениях (2.4.2.1) – (2.4.2.3) приняты следующие обозначения
массовых потоков:
- dM1 и dM2 – элементарные массы притекающего из всасывающего
трубопровода в полость всасывания и вытекающего из полости всасывания во
всасывающий трубопровод газа;
81
- dM3 – элементарная масса расхода газа через открытый всасывающий
клапан;
- dM4 - элементарная масса газа, перетекающего из полости камеры сжатия
в полость всасывания через неплотность всасывающего клапана;
- dM7 и dM8 – элементарная масса вытекающего из полости нагнетания в
нагнетательный
трубопровод
и
притекающего
из
нагнетательного
трубопровода в полость нагнетания газа;
- dM6 – элементарная масса расхода газа через открытый нагнетательный
клапан;
- dM5 - элементарная масса газа, перетекающего из нагнетательной
полости в полость камеры сжатия через неплотность нагнетательного клапана;
- dM9 и dM10 – соответственно элементарные массовые утечки и массовые
притечки из камеры сжатии и в камеру сжатия через поршневое уплотнение,
могут быть определены только при сопряжении расчетов газовой и жидкостной
полостей, что будет сделано ниже.
Массы потоков газа через открытые клапаны определяются в соответствии
с уравнением (2.3.12).
Массовый расход через неплотности закрытых клапанов (dM4 и dM5)
находится с использованием понятия условного зазора, который определяется
опытным путем при продувке клапанов, либо может быть рассчитан, как зазор
между двумя контактирующими шероховатыми поверхностями в соответствии
с рекомендациями [7, 74, 89]. При этом используется уравнение расхода через
диафрагму Сен-Венана – Ванцеля, описывающее адиабатное истечение
идеального газа для докритического режима истечения – (р/р0) < 0,528 (для
воздуха):
dM    f ù
2
k 1


k
 ð
 ð k 
2k


ð0  0    
 d
 ð0 

k 1
ð
 0 


и для критического и надкритического истечения (р/р0) ≥ 0,528:
82
(2.4.2.4)
dM    f ù
2k
 2 
ð0  0 

k 1
 k  1
2
k 1
 d ,
(2.4.2.5)
где μ- коэффициент расхода (определяется экспериментально), fщ – площадь
щели перпендикулярно потоку газа (равна произведению условного зазора
на длину периметра щели, например, на среднюю длину окружности щели
круглого клапана грибкового типа – см. рис. 2.3.3), р – давление в полости,
из которой происходит истечение, р0 – давление полости, в которую
происходит истечение, τ- время, ρ0 – плотность газа в полости, в которую
происходит истечение.
Массовые
потоки
между
полостями
всасывания,
нагнетания
и
соответствующими трубопроводами (dM1 и dM2, dM7 и dM8) рассчитываются
так же с использованием уравнений (2.4.2.4) и (2.4.2.5), площадь проходного
сечения определяется диаметром трубопроводов.
Величина удельной энтальпии i определяется, как произведение удельной
изобарной теплоемкости ср на абсолютную температуру Т среды, для которой
высчитывается значение энтальпии.
Уравнения сохранения массы для полостей всасывания, нагнетания и
газовой полости цилиндра агрегата имеют следующий вид:
dM â1  dM1  dM 4  dM 2  dM 3 ,
(2.4.2.6)
dM í  dM 6  dM 8  dM 5  dM 7 ,
(2.4.2.7)
dM c1  dM 3  dM10  dM 5  dM 4  dM 6  dM 9 .
(2.4.2.8)
2.4.2.2. Уравнение состояния газа
Уравнение состояния газа задается одним из следующих способов:
U  f  ð ,V ;
p  f  p ,T .
U  f(V,T);
ð  f(V,T);
Уравнение
состояния
в
математической
модели
используют
для
осуществления перехода от внутренней энергии или энтальпии к давлению или
83
температуре и от давления (температуры) к температуре (давлению), при этом
объем считается известной функцией угла поворота или времени.
В большинстве разработанных на сегодняшний момент математических
моделей рабочих процессов компрессоров объемного действия используется
уравнение состояния идеального газа в виде
p  ( k  1)
U
.
V
(2.4.1.9)
pV  MRT .
(2.4.2.10)
Это справедливо для воздушных компрессоров низкого и среднего
давления (до 10 МПа), а также для газовых компрессоров низкого давления.
При расчете рабочих процессов холодильных компрессоров, а также для
газовых и воздушных компрессоров высоко давления необходим
реальности
газа
и его
отсутствие
приводит
к
более
учет
значительным
погрешностям, чем пренебрежение пульсацией потока газа в трубопроводах
или теплообмена внутри рабочих полостей компрессора.
2.4.3. Расчет рабочих процессов, происходящих в жидкостной полости
Так же, как и компрессорной, методика расчета рабочих процессов
жидкостной полости основана на сохранении законов сохранения энергии и
массы.
Уравнение
состояния,
используемое
для
расчета
процессов,
происходящих в газовой полости, в жидкостной полости заменяется
уравнением, используемым для определения коэффициента объемного сжатия.
Температура жидкости, согласно принятому допущению, в рабочей полости
насоса остается постоянной.
2.4.3.1. Расчет процессов сжатия и расширения, происходящих
в жидкостной полости
Расчет процессов сжатия и обратного расширения основан на объемном
методе. Изменение давления может быть определено, как
84
dpw   E1
dVw
.
Vw
(2.4.3.1)
где ΔVw –изменение объема рабочей полости цилиндра; Vw – объем рабочей
полости цилиндра; Е1 – кажущийся модуль упругости жидкости.
Интегрирование уравнения (2.4.3.1) дает:
pw  p0 w  E1 ln
V0 w
,
Vw
(2.4.3.2)
где pw, Vw – текущие значения давления и объема рабочей полости цилиндра;
p0w, V0w - начальные значения давления и объема в жидкостной полости цилиндра.
Представляя цилиндр, как участок трубы, кажущийся модуль упругости Е1
может быть рассчитан по формуле
E1 
1
1
d


Ew E ì
,
(2.4.3.3)
где Ew - модуль упругости жидкости; δ – толщина стенки цилиндра; Eм –
модуль упругости материала цилиндра; d – диаметр цилиндра.
Если деформацией цилиндра можно пренебречь, то E1 = Ew.
Изменение объема жидкости, находящейся в каждый i-тый момент
времени в жидкостной полости зависит от: кинематики механизма привода

Ni


Ni

 i 1

 i 1

( dVêèíw ), утечек рабочего тела   dV0 iw  и его притечками   dVniw  .
Суммарное изменение объема рабочего тела в камере насоса может быть
выражено в виде:
N1
N2
i 1
i 1
dVw  dVêèíiw   dV0 iw   dVniw .
(2.4.3.4)
где N1 и N2 – соответственно число стоков и источников жидкости.
Изменение объема жидкости, обусловленное перемещением поршня в
жидкостной камере в случае применения кривошипно-шатунного механизма
движения, может быть определено, как
85
dVêèíw 

2
2
где Fnw   d n  d øò
Sh 


 sin wi  sin 2 wi   Fnw  d ,
2 
2

 / 4;
(2.4.3.5)
 wi   i   - угол поворота коленчатого вала
привода; dп - диаметр поршня, dшт – диаметр штока; λ –отношение радиуса
кривошипа (половины хода поршня) к длине шатуна.
Для процесса сжатия уравнение (2.3.1.4) преобразуется к виду:
dVw  dVêèíw 
1
æ
dM12  dM16  dM15  
1
w
dM14  dM17 
,
(2.4.3.6)
а для процесса обратного расширения dVw  dVêèíw 
1
æ
dM12  dM16  dM15  
1
w
dM14  dM17  .
(2.4.3.7)
Элементарная масса dM15 утечек жидкости через концентричную
кольцевую щель с подвижными стенками с учетом [89] может быть определена
из уравнения
 d øò b13 pøò

1
dM15   w 
 v ï    d øò b1  d ,
2
 12  l øò

(2.4.3.8)
где b1 – радиальный зазор в уплотнении штока; lшт – длина уплотнения штока;
Δршт – перепад давления на уплотнении штока (Δршт = рw – pk , где pk давление в картере; v ï 
Элементарные
Sh 


  sin wi  sin wi  - скорость поршня.
2 
2

массы
утечек
через
закрытые
всасывающий
и
нагнетательный клапаны, могут быть определены, как
где μwв, μwн –
dM12   wâ wâ 2pâw  w  d ,
(2.4.3.9)
dM14  wí  wí 2píw  w  d ,
(2.4.3.10)
коэффициенты расхода неплотностей всасывающего и
нагнетательного клапанов, находящихся в закрытом состоянии, коэффициенты
расхода через клапаны в общем случае являются функцией Рейнольдса;
86
 wâ  d kwâ hwâ -площадь прохода в щели закрытого всасывающего клапана
(в этом случае принимается, что величина hwв равна условному зазору δwв);
 wí  d kwí hwí - площадь прохода в щели закрытого нагнетательного клапана
(так же как и для всасывающего клапана принимается, что величина hwн равна
условному зазору δwн); pâw  pw  pwâ - перепад давления на закрытом
всасывающем клапане; píw  pw  pwí - перепад давления на закрытом
нагнетательном клапане; рwв, рwн –давления во всасывающем и нагнетательном
трубопроводе.
Массовые потоки в поршневом уплотнении dM16 и dM17, таже как и потоки
dM9 и dM10, будут определены ниже.
2.4.3.2. Расчет процессов всасывания и нагнетания, происходящих
в жидкостной полости
В работе [72] предложена методика расчета процессов всасывания и
нагнетания жидкостного насоса, основанная на уравнении Бернулли. К ее
недостаткам следует отнести отсутствие учета влияния утечек и притечек
рабочей жидкости на рабочие процессы. Более точный метод расчета процесса
нагнетания проиллюстрирован расчетной схемой, представленной на рис. 2.4.2.
К цилиндру 1 присоединен основной нагнетательный (или всасывающий)
трубопровод 3 и еще n трубопроводов по количеству утечек (или притечек)
в жидкостной полости. Обычный расчет такой схемы состоит в том, что
выбираются два сечения – I-I и II-II по границам зоны расчета, который при
данной постановке сводится к расчету сложного разветвленного трубопровода.
2
1
I
4
3
II
dM2
p2W
ω2
dM1
ω3
p1W
ω1
I
dMi
87
S+SM
4
II
Рис. 2.4.2. Схема расчета
процесса
нагнетания
жидкостной полости:
1. Жидкостная полость.
2. Поршень. 3. Полсть
нагнетания
4. Трубопровод,
имитирующий
утечки
или притечки жидкости
Такой расчет, обычно, громоздкий и состоит в решении системы
нелинейных алгебраических уравнений. С целью его упрощения, используя
законы гидромеханики, практически без потерь можно ввести эффективную
скорость поршня, что позволяет учесть все неплотности рабочей полости
цилиндра:
v ýô .ïîð  v ïîð
N1
 N2

  M ïiw   M 0 iw 
i 1
i 1
,

 w f ïîð 
N2
где fпор – площадь поршня;
 M
i 1
(2.4.3.11)
N1
ïiw
,
 M
i 1
0 iw
- присоединяемая и отделяемая
масса жидкости в полости цилиндра.
Уравнение Бернулли для сечений I-I и II-II в предположении о том, что
рабочее тело является несжимаемой жидкостью, режим течения турбулентный
и нестационарный (коэффициенты Кориолиса примерно равны единице), а
координаты центров тяжести сечений I-I и II-II весьма близки и их разность
практически равна нулю, будет выглядеть следующим образом:
p1w
p2 w v 22
v12



 hl  h  hèí ,
 w  g 2g  w g 2g
(2.4.3.12)
где p1, v1 – давление и скорость жидкости в сечении I-I, то же с индексами «2»
соответственно для сечения II-II; Δhl, Δhξ, Δhин – соответственно потери напора
по длине, потери напора из-за местных сопротивлений, инерционные потери.
После преобразований и с учетом принятых допущений
p1w  p2 w
 v 22 v12 
  w      w g hl  h  hèí ,
2
 2

где p1w = pw, p2w = pнw.
88

(2.4.3.13)
При определении потерь напора принимается допущение о том, что шток
поршня, находящийся в жидкостной полости, не оказывает влияние на
величину Δhl, и эти потери могут быть определены на основании уравнения
Дарси-Вейсбаха:
hl  
l v
.
d ï 2g
(2.4.3.14)
Учитывая, что сечение II-II может быть расположено весьма близко к
самодействующему клапану (рис. 2.4.2), можно принять, что:
l  S  S M и v  v1  v ï ,
(2.4.3.15)
Значение коэффициента трения λ по длине является функцией числа
Рейнольдса
и
относительной
шероховатости
и
определяется
согласно
известным рекомендациям.

  S  S M v12
hl    Re, 

d
d
2g
1 
ï

Тогда
(2.4.3.16)
Значение числа Рейнольдса определим, как
Re 
vï d ï
.
v /  w
(2.4.3.17)
Текущее значение хода Si поршня, приводимого кривошипно-шатунным
механизмом, определим из уравнения
Si 
Sh 






1

cos


1

cos
2

i
i ,
2 
4

(2.4.3.18)
где φ – угол поворота коленчатого вала кривошипно-шатунного привода.
Потери напора при течении жидкости через нагнетательный (или
всасывающий) клапан могут быть определены по формуле Дарси:
 v 22
v 2  2
h  

 1
,
2 g   3
2
g

89
(2.4.3.19)
Учитывая, что форма отверстия оказывает слабое влияние на величину
коэффициента сжатия струи, для его определения можно воспользоваться
приближенным выражением:
  0 ,57 
0 ,043
,
1,1  n
(2.4.3.20)
где n = ω3/ ω1 – коэффициент сжатия потока, площадь прохода жидкости ω3
определяется проходным сечением клапана.
Инерционные потери напора могут быть определены, как
hèí   S  S M 
aï
,
g
(2.4.3.21)
где текущее ускорение поршня ап определяется формулой
a ïi 
Sh 2
 cos  i    cos 2 i 
2
(2.4.3.22)
При расчете процесса всасывания, выбирая расчетные сечения II-II и I-I во
всасывающем трубопроводе перед всасывающим клапаном и на донышке
поршня соответственно, и с учетом принятых допущений, уравнение для
определения давления в жидкостной полости будет выглядеть следующим
образом:
 v2 v2 
pw  pwâ   2  1   w   w g hl  h  hèí .
2
 2


(2.4.3.23)
Значения v1, v2, Δhl, Δhξ и Δhин определяются в соответствии с выше
приведенными рекомендациями.
Проведенные по вышеизложенной методике предварительные расчеты
показали,
что
наибольшие
потери
напора
связаны
с
местными
сопротивлениями клапанов, затем – с силами инерции, и весьма малы потери
напора по длине.
2.4.3.3. Расчет процессов, происходящих в гладком сплошном
поршневом уплотнении
90
В данном случае уплотнение представляет собой гладкую концентричную
узкую круговую щель, в которой одновременно или попеременно могут
находиться газ и жидкость, причем и та и другая среда может занимать щель
полностью.
Массовый расход жидкости и газа через концентричную щель с
подвижными стенками при условии ламинарного движения среды с учетом [89]
может быть выражен уравнениями:
v d â 
 d ï â3
M wi   wi 
pwi  ïîði ï  ,
2
 12 wi l Ïwi

(2.4.3.24)
где ρwi, μwi – плотность и динамическая вязкость жидкости; в – радиальный
зазор между поршнем и цилиндром; Δрwi – перепад давления, действующий на
жидкость в зазоре; lПwi – длина поршневого уплотнения, занятая жидкостью, и
v d â 
 d ï â3
M wi   ãi 
pãi  ïîði ï  ,
2
 12 ãil Ïãi

(2.4.3.25)
где ρгi, μгi – плотность и динамическая вязкость газа; Δpгi – перепад давления,
действующий на газ в зазоре; lПгi – длина зазора между поршнем и цилиндром,
занятая газом.
Для наиболее общего случая, когда жидкость и газ занимают часть длины
поршневого уплотнения. Тогда имеем:
l Ïã  l Ïw  l Ï , p  p ã  pw , pã  pC1  p p , pw  p p  pw , p  pC1  pw .
Из равенства объемных потоков газа и жидкости в поршневом уплотнении
можно получить следующие выражения для Δрi и Δрw:
p

l 
 1  Ïw w
 ã l Ïã

pw  p  p ã .
,


dС
dM9, dM10
pС1
ΔpZ
dП
91
lПZ
p ã 
(2.4.3.26)
Граница между газом и жидкостью в поршневом уплотнении в процессе
работы агрегата перемещается (рис. 2.4.3), и, например, при движении поршня
вверх, когда происходит процесс сжатия-нагнетания в газовой полости,
уменьшение длины уплотнения, занятого жидкостью, можно определить, как
l w 
v ïîð d ï â
1 d ï â 3
p w 
12  ö l w
2

d
4
и
2
c
d
2
ï

l ã( i 1 )  l ï  l w ( i 1 )
  v ïîð 
(2.4.3.27)
(2.4.3.28)
Процесс, при котором в жидкостную полость одновременно поступают
жидкость (через всасывающий клапан) и газ (в виде перетечек через кольцевую
щель уплотнения) во время проведения процесса сжатия газа показан
на рис. 2.4.4.
dV
VПОР
92
Рис.
2.4.4.
Схема
расчета
жидкостной
Изменения объема V жидкостной полости за время dτ условно разделены
на две части – dV1 и dV2, и справедливо уравнение dV  dV1  dV2 .
Определение значений dV1 и dV2 проводится, исходя из равенства
значений давлений в газовой и жидкостной частях насосной полости:
p Z ( j 1 )  pw ( j 1 )
.
(2.4.3.29)
Данная процедура осуществляется одним из численных методов решения
нелинейных алгебраических уравнений, например, методом бисекций.
При движении поршня в обратном направлении (вправо по рис. 2.4.4) газ
через поршневое уплотнение перетекает из насосной полости в компрессорную,
и зазор в уплотнении заполняется жидкостью. После полного заполнения зазора
жидкость начинает поступать в компрессорную полость и скапливается над
поршнем.
Вследствие высокой плотности жидкости по сравнению с газом и ее
очевидно небольшим количеством (объемом), влиянием жидкости на рабочие
процессы компрессорной полости (в частности – на сжатие газа объемом
поступающей жидкости) можно пренебречь. Как показали предварительно
проведенные расчеты, этот объем составляет менее 1% от объема газовой
полости. Решение дифференциальных уравнений, записанных для газовой и
жидкостной полости, удобно проводить численным методом Эйлера.
2.4.3.3. Расчет процессов, происходящих в поршневом уплотнении
с буферной канавкой
93
Расчетная схема поршневого уплотнения с буферной канавкой для одного
из вариантов расчета представлена на рис. 2.4.5.
dС
dП1
b1
Q1
l1г
p1
1
2
1
Q2 p12
2
p13
3
3
3’
4
4’
p131
l1
l1w
3’
Q3
l2
4
4’
p14
p141
l3
Q4
5
5
p2
dП2
b2
Рис. 2.4.5. Расчетная схема поршневого уплотнения в виде гладкой
сплошной круговой концентричной узкой щели с буферной
канавкой (вариант 1)
Помимо принятых ранее допущений при разработке метода расчета
течение жидкости в буферной канавке принимается гидродинамически
стабилизированным с отсутствием взаимного влияния местных сопротивлений,
вход жидкости в канавку и выход из нее рассматриваются как местное
сопротивление - внезапное расширение и сужением потока.
На рис. 2.4.5 показана схема расчета для случая, когда граница раздела фаз
жидкости и газа находится в первой части поршневого уплотнения на длине l1
(длина поршневого уплотнения со стороны газовой полости).
Уравнения расходов для выделенных сечений (1 -1 → 5-5):
d n1 b13
v d b
 p1  p12   ï n1 1 ;
Q1 
12 ã l1ã
2
94
d n1 b13
v d b
 p12  p13   ï n1 1 ;
Q2 
12 w l1w
2
(2.4.3.30)
d n 2 b23
 p131  p14   v ï d n 2 b2 ;
Q3 
12 w l 2
2
d n1 b13
v d b
 p141  p 2   ï n1 1 .
Q4 
12  w l 3
2
Если пренебречь влиянием подвижной стенки на величину расхода в связи
с ее небольшой величиной (не более 2-3 м/с для машин малой и средней
производительности), то можно без существенной потери точности пренебречь
вторым слагаемым в уравнениях расхода и преобразовать вышеприведенную
систему уравнений к виду:
d n1b13
 p1  p12   A1 ( p1  p12 ) ;
12 ãl1ã
d n1b13
 p12  p13   A2  p12  p13  ;
Q2 
12 w l1w
Q1 
d n 2 b23
 p131  p14   A3  p131  p14  ;
12 w l 2
d n1b13
 p141  p2   A3  p141  p2  ;
Q4 
12 w l3
Q3 
где
(2.4.3.31)
d n1b13
d n 2 b23
d n1b13
d n1b13
A1 
; A2 
; A3 
; A4 
.
12  ã l1ã
12 w l 2
12 w l 3
12  w l1w
Систему уравнений (2.4.3.31) необходимо дополнить уравнениями потерь
давления при внезапном расширение и при внезапном сужении:
P13  P131   1
где
Q22
Q42

P

P


w ,
и
w
14
141
2
2 f12
2 f 22
(2.4.3.32)

d 2 
2
f1   d ï 1  b1   ï 1  – площадь проходного сечения на 1 и 3 участках
4 
4
поршневого уплотнения;

d ï22 
2
f 2   d ï 2  b2  

4 
4
–
площадь проходного
сечения на 2 участке поршневого уплотнения;  1  1  f1 f 2 2 – коэффициент
местного сопротивления при внезапном расширении (определяется по формуле
95
Борда);  2  1   12 - коэффициент местного сопротивления при внезапном
сужении, где   0.57 
0.043
– коэффициент сжатия струи.
1,1  f1 f 2
Тогда уравнения (2.4.3.32) можно записать в виде:
p13  p131  A5Q22 , p14  p141  A6 Q42 , где
A5 
1  w
2f
2
1
; A6 
2w
2 f 22
.
Принимая во внимание, что Q1  Q2  Q3  Q4  Q , решение системы
уравнений (2.4.3.31 – 2.4.3.32) относительно Q выглядит следующим образом:
Q
где
  A11  A21  A31  A41  
A11  1
A1
 A11  A21  A31  A41 2  4 A5  A6  p2  p1 
2 A5  A6 
(2.4.3.33)
; A21  1 A ; A31  1 A ; A41  1 A .
2
3
4
Значения давлений в характерных сечениях определятся как:
p12  p1  A11Q , p13  p1   A11  A21 Q , p131  p1   A11  A21 Q  A5Q 2 ,
p141  p2  A41Q , p14  p 2  A41Q  A6 Q 2 .
В том случае, если уровень жидкости находится в разделительной
канавке (см. рис. 2.4.6) значение констант определяется следующим образом:
A1 
d n1b13
d b 3
d b 3
d b 3
 

; A2  n 2 2 ; A3  n 2 2 ; A4  n1 1 ; A5  1 2ã ; A6  2 2ã ..
12 ãl1
12 w l 2 ã
12 w l 2 w
12 w l 3
2 f2
2 f1
В случае, если жидкость находится ниже в щели и ниже буферной
канавки (см. рис. 2.4.7) значение констант определяется следующим образом:

d n1b13
d n 2 b23
d n1b13
 
d n1b13
A

A1 
; A2 
; A3 
; 4
; A5  1 2ã ; A6  2 2ã .
12 w l 3w
12 w l 2
12 ãl 3 ã
12 ãl1
2 f1
2 f2
Необходимо отметить, что в записанных выражениях для определения
констант выполняются
следующие
равенства:
l1  l12  l1w ;
l 2  l 2ã  l 2w ;
l 3  l 3 ã  l 3w , где индекс «г» - относится к газу, «w» - относится к жидкости.
96
dС
dС
b1
b1
dП1
p1
p1
l1
l1
Q1
Q1
l2г
p12
Q2 p13
p12
l2
Q3
p14
Q4
l2w
dП1
l3
l2г
p13
Q3
l2w
p14
Q4
p2
b2
l2
l3
p2
b2
dП2
Рис. 2.4.6. Расчетная схема
поршневого уплотнения в виде
гладкой
сплошной
круговой
концентричной узкой щели с
буферной канавкой (вариант 2)
Q2
dП2
Рис.
2.4.7.
Расчетная
схема
поршневого уплотнения в виде
гладкой
сплошной
круговой
концентричной узкой щели с
буферной канавкой (вариант 3)
На рисунке 2.4.8 схематично изображено щелевое уплотнение, у которого
буферная канавка соединена через обратный самодействующий клапан и канал
диаметром d0 и длиной l0 с жидкостной полостью агрегата.
dС
b1
dП1
97
p1 Q1
В наиболее типичном случае, когда жидкость находится в буферной
канавке,
уравнения
объемных
расходов
и
потерь
давлений
для
соответствующих сечений, с учетом принятых ранее допущений запишется в
следующем виде
Q1 
3
d n1 b13
 p1  p12   A1 ( p1  p12 ) ; Q 2  d n2 b2  p121  p13   A2  p121  p13  ;
12 ã l1
12 ã l 2 ã
d n1b13
d n 2 b23
 p141  p2   A3  p141  p2 
 p13  p14   A3  p13  p14  ; Q4 
Q3 
12 w l 3
12 w l 2 w
Q 5  d 0 h
2

 w  1   êë  

l0
d0



p14  p 2  A5  p14  p 2  .
(2.4.3.34)
2
Q3  Q 4  Q5 ; p12  p121  A7 Q1 ; p14  p141  A8 Q 42 ,
где
 êë – коэффициент местного сопротивления самодействующего клапана в
i-тый момент времени;  – коэффициент сопротивления по длине; h – высота
подъема запорного элемента обратного клапана;
98
d n 2 b 23
d n1 b13
d n1 b13
d n 2 b23
A1 
; A2 
; A3 
; A4 
;
12  ã l 1
12 w l 2 w
12  w l 3
12 ã l 2 ã
A5  d 0 h
2

l 
 w  1   êë   0 
d0 

; A7 
 1 ã
2 f 12
; A8 
 2w
2 f 22
.
Система уравнений (2.4.3.34) представляет собой систему линейных и
нелинейных
алгебраических
уравнений,
но,
принимая
во
внимание,
что Q1  Q2  Q3  Q4  Q5  Q , эта система уравнений сводится к одному
нелинейному алгебраическому уравнению

Q  A4  p1  p2    A11  A21  A31 Q  A7Q 2  A8 Q  A5

 A5
где
 p  p    A
1
2
A11  1
11
A1
Решение
 A21  A31 Q  A7Q 2
 p  p    A
1
2
11
 A21  A31 Q  A7Q 2

  
2
(2.4.3.35)
; A21  1 A ; A31  1 A .
2
3
уравнения
необходимо
(2.4.3.35)
проводить
численным
методом, например методом половинного деления. Определив Q, значения
давлений в характерных сечениях можно вычислить как
2
p12  p1  A11Q ; p121  p1  A11Q  A7 Q ; p13  p1   A11  A21 Q  A7 Q 2 ;

p14  p1   A11  A21  A31 Q  A7 Q 2 ; p141  p14  A8 Q  A5 p14  p 2
Величина
 êë
зависит
от
высоты
подъема
запорного
.
2
элемента
самодействующего клапана, установленного в буферной канавке, и ее значение
определяется
решением
ранее
приведенного
уравнения
динамики
самодействующего клапана, которое должно быть добавлено в общую систему
уравнений.
В процессе движения поршня граница раздела фаз подвижна, и
значения lг и lw также переменны по величине.
Например, предположим, что поршень (рис. 2.4.8) движется вверх со
скоростью v ï . Тогда граница раздела фаз в поршневом уплотнении в
«следующий» момент времени может быть определена, как:
99
l 2 ã( i 1 )


2
Q v ï   d ï 1  b1   d ï 1
 l 2 ãi 

,
f2
 d ï 2  b2 2  d ï22

2

где  – элементарный промежуток времени.
Необходимо отметить, что формула изменится, если граница раздела фаз
будет проходить выше или ниже буферной канавки.
С целью апробации методики расчета поршневого уплотнения с буферной
канавкой были проведены вариантные расчеты для цилиндра диаметром 40 мм
при давлении в газовой полсти 3 бар и давлении в жидкостной полости 1 бар,
радиальный зазор между поршнем и цилиндром – 50-100 мкм (см. пример
расчета на рис. 2.4.9, 2.4.10).
3,0 p1
l
l1
l1
г
l1
w
l2
l3
p1
2,98
p12
l1
p
13
2,35
2,3492
l2г
p131
l2
2,269
p14 l2
w
2,269
6
p
141
4
p2 = 1,0
p, бар
3,0
l
l3
Рис. 2.4.9. Пример эпюры давлений в
поршневом уплотнении с буферной
канавкой без обратного клапана:
dп1=40 мм, b1=50 мкм; b2=100 мкм;
l1=10 мм; l2=50 мм; l3=100 мм
2,173
2,172
2,147
1,092
1,0921
p2 = 1,0
p12
p121
p13
p14
p141
p, бар
Рис. 2.4.10. Пример эпюры давлений в
поршневом уплотнении с буферной
канавкой и с обратным клапаном:
dп1=40 мм, b1=50 мкм; b2=100 мкм;
l1=10 мм; l2=50 мм; l3=100 мм; клапан d0=10 мм, hmax=0,1 мм
Анализ результатов показал следующее:
1. Вследствие низкой по сравнению с жидкостью плотности и вязкости
газа, потери давления в гладкой щели на одинаковой длине (l1г= l1w) для газа во
много раз меньше чем для жидкости.
100
2. Потери давления, обусловленные внезапным расширением и внезапным
сужением, весьма малы
и составляют соответственно всего 55 Па и 17 Па.
В том случае, когда длина буферной канавки незначительна
l2<(30÷40)b2,
наблюдается взаимное влияние местных сопротивлений. В этом случае
разработанная
методика
может
быть
так
же
использована,
однако
коэффициенты местных сопротивлений при внезапном расширении и при
внезапном сужении должны быть определены экспериментальным путем.
Расчеты
для
поршневого
уплотнения
с
буферной
канавкой
и
установленным в ней обратным клапаном позволили сделать следующие
выводы:
1. Расход
через
поршневое
уплотнение
возрастает
до
величин,
характерных для обычного гладкого щелевого уплотнения, так как часть
поршневого уплотнения занятого жидкостью уменьшается.
2. Увеличение расхода и, следовательно, скорости течения газа приводит к
увеличению потерь давления при внезапном расширении до 100 Па, несмотря
на снижение плотности рабочего тела.
3. Отношение расхода жидкости прошедшей через клапан к общему
расходу жидкости Q5/Q1 составляет 0,997, то есть практически вся жидкость,
находящаяся в зазоре над канавкой и в канавке, проходит через клапан, и
перепад давления в нижней части уплотнения практически отсутствует.
Эти результаты могут послужить основанием для разработки более
простой инженерной методики расчета поршневого уплотнения с буферной
канавкой.
2.5. Математическая модель рабочих процессов газожидкостного
агрегата и особенности ее реализации
По определению известного специалиста в области машин объемного
действия П.И. Пластинина [61] «Математическая модель процесса есть
совокупность
соотношений,
связывающих
характеристики
состояний
системы с параметрами системы, исходной информацией, начальными и
101
граничными
условиями
при
наличии
ограничений,
накладываемых
на
функционирование системы; причем эта совокупность соотношений образует
математический объект, находящийся в определенном соответствии с
реальной системой и способный заменить эту реальную систему, с тем чтобы
изучение его давало новую информацию о процессах, протекающих в реальной
системе, или обо всей реальной системе в целом».
В соответствии с этим определением разработанные выше в данном
разделе (главе) методы расчета параметров отдельных рабочих процессов,
происходящих в полостях газожидкостного агрегата, представляют собой
«…совокупность соотношений, связывающих характеристики состояний
частей системы с параметрами их границ, исходной информацией,
начальными и граничными условиями при наличии ограничений, накладываемых
на функционирование системы…».
Таким образом, для создания цельной математической модели рабочих
процессов газожидкостного агрегата необходимо объединить в одном
алгоритме вычисление параметров всей системы.
Для
этого
применялся
хорошо
отработанный
метод
построения
вычислительных алгоритмов для расчета рабочих процессов машин объемного
действия на примере поршневого компрессора [3, 7, 12, 45, 58, 59, 61 и др.].
При
моделировании
последовательных
использовался
приближений,
который
итерационный
заключается
в
метод
циклическом
повторении расчета рабочих процессов, и при котором за начальные параметры
каждого последующего расчета (полного цикла) принимаются результаты
предыдущего. Критерием окончания счета является совпадение начальных
параметров и конечных результатов с заданной точностью. Практически при
проведении расчетов и удачном задании начальных параметров это повторение
составляет не более пяти - десяти раз, при этом количество итераций в
основном зависит от заданной точности вычислений.
102
Моделирование
рабочих
процессов
начинается
от
угла
поворота
компрессорной полости φг = π (конец процесса всасывания, начало процесса
сжатия), а для насосной полости, соответственно, φw = 0 (конец процесса
нагнетания, начало процесса всасывания).
В начальной точке задаются термодинамические параметры газа во всех
объемах газовой полости (полости всасывания и нагнетания, камера сжатия),
параметры жидкости в жидкостной полости и начальное значение уровня
жидкости в зазоре поршневого уплотнения, которое принимается равном
половине длины поршня при гладком уплотнении, а при наличии буферной
канавки
(с
обратным
клапаном
или
без
него)
граница
жидкости
устанавливается посредине этой канавки (вдоль образующей поршня) – рис.
2.5.1.
Рис. 2.5.1. Варианты
расположения
уровня
жидкости в начале счета
математической модели
рабочих процессов газожидкостного агрегата
Через угол поворота, равный 2π, полученные значения термодинамических
параметров газовой полости, параметров жидкостной полости и параметров
уплотнения сопоставляются с заданными.
В том случае, если расхождение между начальными и конечными
параметрами составляет значение Δ большее наперед заданной величины δ,
103
то процесс счета начинается сначала, при этом происходит корректировка
начальных значений параметров в рассматриваемых полостях машины и
уплотнения
(начальным
значениям
параметров
следующего
расчета
присваиваются конечные значения предыдущего расчета).
В
разработанной
математической
модели
рабочих
процессов
контролировалась сходимость давления и температуры в рабочих полостях
газовой полости и давление в рабочей полости цилиндра насоса, а также
положение «раздела» жидкости и газа в уплотнении. Совпадение этих
параметров одновременно обеспечивало удовлетворительную сходимость
диаграммы движения запорных элементов клапанов газовой, жидкостной
полостей и клапана буферной канавки (при его наличии).
Шаг расчета Δφ или Δτ в наибольшей степени зависит от объема камеры
сжатия газовой полости. Чем меньше этот объем, тем мельче должен быть шаг
расчета. В данном случае использовался шаг 0,05 градуса.
Решение дифференциальных уравнений для газовой и жидкостной полости
проводилось численным методом Эйлера. Необходимо отметить, что, несмотря
на сложность моделируемого объекта, программой расчета обеспечивалась
хорошая вычислительная устойчивость разработанного алгоритма.
После окончания итерационного процесса счета программой вычисляется
блок интегральных характеристик газовой и насосной полости. К ним
относятся: коэффициент подачи и индикаторные КПД газовой полости,
объемный КПД жидкостной полости, показатель политропы конечных
параметров газовой полости и т.д. Эти параметры могут быть использованы
при анализе рабочих процессов, оптимизации агрегата и для проведения
параметрического анализа.
Кроме того, при проведении каждой итерации в файл записываются
все текущие значения вычисленных параметров по углу поворота и хода
поршня: давления в обеих полостях, температура газовой полости, уровень
104
жидкости в зазоре уплотнения по его длине, масса газа, перетекшая в
жидкостную полость и наоборот.
Эти параметры необходимы для анализа рабочих процессов (особенно –
положение
линии
раздела
жидкости
и
газа)
как
при
проведении
проектировочных расчетов, так и для сравнения результатов вычислений с
экспериментом при определении адекватности разработанной математической
модели реально протекающим физическим процессам.
Математическая модель рабочих процессов поршневого газожидкостного
агрегата реализована на алгоритмическом языке «Фортран-77».
Выводы:
1. Разработанные методы расчета позволили создать математическую
модель, описывающие основные процессы, протекающие в рабочих полостях
газожидкостного агрегата и в трех вариантах поршневого уплотнения,
разделяющего газовую и жидкостную полости.
2. Созданная программа расчета рабочих процессов газожидкостного
агрегата, основанная на итерационном методе счета, обладает устойчивостью,
позволяет рассчитать основные выходные параметры агрегата, необходимые
для анализа протекающих в его полостях рабочих процессов и дает
возможность оптимизировать конструктивные и режимные параметры объекта
исследования, а также производить его параметрический анализ.
105
3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ
РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ГАЗОЖИДКОСТНОГО АГРЕГАТА
3.1. Цели и задачи экспериментальных исследований
Традиционно [90, 91 и др.] экспериментальные исследования на стадии
изучения свойств нового объекта техники, для которого разработана
математическая модель рабочих процессов, преследует следующие цели:
1. Подтверждение справедливости принятых допущений и адекватности
разработанных методов расчета реально протекающим физическим процессам.
2. Определение неизвестных коэффициентов (например, коэффициентов
расхода газо- и гидрораспределительные органов) и получение дополнительных
параметров, расчет которых на данном этапе знаний об объекте принципиально
невозможен, вызывает непреодолимые затруднения или просто нерационален
в связи с существующими неопределенностями в условиях расчета.
Относительно справедливости принятых допущений, принятых при
построении методов расчетов рабочих процессов газовой и жидкостной
полостей, а также соединяющих их круговых щелей различной конфигурации,
следует заметить, что они являются типичными и широко используемым при
построении методик расчета машин объемного действия в поршневом
исполнении.
Исследование адекватности результатов математического моделирования
рабочих процессов реально протекающим физическим явлениям, как правило,
производится сравнением расчетных и экспериментальных данных [7, 43, 45,
56, 63 и др.]. При этом для машин объемного (периодического) действия
основными критериями адекватности чаще всего служат точность совпадения
расчетных и реальных индикаторных диаграмм рабочих полостей и расходных
характеристик объекта исследований (производительности), отражающих весь
комплекс происходящих в рабочих полостях агрегата процессов.
106
При необходимости иногда экспериментально исследуются и отдельные
узлы объекта, параметры которых трудно поддаются расчету, или их влияние
на внешние характеристики агрегата настолько велико, что результаты
экспериментов представляют собой самостоятельную ценность.
К первым относятся, например, клапанные устройства или форсунки для
впрыска жидкости (см., например, [63]), для которых опытным путем
определяются коэффициенты расхода, ко вторым - характеристики узлов, во
многом определяющих работоспособность конструкции (см., например, [74]).
В данном случае, очевидно, что кроме сравнения индикаторных диаграмм
и расходных характеристик, полученных расчетным и опытным путем, в
качестве
задачи
экспериментальных
исследований
неизбежно
следует
необходимость изучения теплонапряженности цилиндропоршневой пары.
Эта задача появляется в связи со следующими обстоятельствами:
1.
Одно
из
преимуществ
газожидкостного
агрегата
–
снижение
температуры цилиндропоршневой группы за счет участия в его рабочих
процессах жидкости, которая не только омывает низ поршня и щелевой зазор
между ним и цилиндром (по крайней мере – частично), но и может быть
направлена в рубашку цилиндра и клапанную головку, что, несомненно,
сможет существенно снизить не только температуру деталей, но и будет
способствовать приближению процесса сжатия газа к изотермическому и,
соответственно, к повышению экономичности работы газовой полости. В связи
с этим необходимо оценить, насколько возможно снижение температуры
деталей цилиндропоршневой группы в данном агрегате, что, учитывая
большую сложность расчета нестационарного теплообмена в сравнительно
сложных условиях, следует сделать опытным путем.
2. При разработке рекомендаций по практическому проектированию
нового устройства, как правило, проводиться параметрический анализ влияния
режимных и конструктивных параметров на внешние характеристики
изучаемого
объекта,
который
удобно
107
осуществлять
с
использованием
адекватной реальным процессам математической модели. При этом в
математическую модель должны вводиться сведения о теплонапряженности
цилиндропоршневой
группы,
без
которых
невозможно
рассчитать
теплообмен между газом и стенками рабочей газовой камеры.
Кроме того, разработанная математическая модель предусматривает расчет
сопряжения газовой и жидкостной полостей через гладкую сплошную или
ступенчатую (с буферной канавкой) щель, и при этом на каждом шаге
вычислений рассчитывается положение раздела фаз, которое определяет не
только возможность попадания газа в жидкость или наоборот, но и количеств
жидкости в нагнетаемом газе, или газа в нагнетаемой жидкости. Последнее
очень важно с точки зрения сферы применения исследуемой конструкции. В то
же время, учитывая, что в реальных конструкциях будут использоваться весьма
малые (сотые доли миллиметра) радиальные зазоры (соответственно – в
экспериментах – тоже), количество газа или жидкости, проникшее через зазор в
смежную полость могут быть настолько малы, что практически не повлияют на
индикаторную диаграмму полостей в пределах погрешности их построения
опытным путем, в связи с чем результат расчета положения фаз в зазоре
также должен быть проверен экспериментально.
Таким образом, задачами экспериментальных исследований являются:
1. Получение индикаторных диаграмм газовой и жидкостной полости.
2. Определение расходных характеристик агрегата по газу и жидкости.
3. Определение теплонапряженности стенок рабочего объема газовой
полости.
4. Подтверждение методики расчета сопряжения газовой и жидкостной
полости через щель в поршневом уплотнении.
3.2. Описание конструкции поршневого газожидкостного агрегата
и экспериментального стенда
108
Очевидно, что для выполнения поставленных задач газожидкостный
агрегат должна удовлетворять следующим требованиям:
1. Конструкция
цилиндропоршневой
группы
должна
полностью
соответствовать расчетной схеме.
2. Размеры цилиндропоршневой группы не должны вызывать затруднений
при монтаже датчиков фиксации мгновенных величин давления в газовой
и жидкостной полостях, датчиков температуры цилиндра.
3. Производительность обеих полостей (по жидкости и газу) не должна
требовать использования уникальных или сложных методов и аппаратуры
измерения расхода.
4. Должна существовать возможность изменения частоты вращения
привода в пределах, характерных для поршневых компрессоров и насосов.
5. Конструкция агрегата должна позволять плавно изменять давления
нагнетания газовой и жидкостной полости.
Все эти требования были выполнены при проектировании и изготовлении
газожидкостного агрегата, подлежащего экспериментальным исследованиям.
3.2.1. Описание конструкции газожидкостного агрегата
При проектировании и изготовлении узлов газожидкостного агрегата
использовались элементы модельного образца поршневого компрессора,
описанного в [7], а именно:
- кривошипно-шатунный привод с радиусом кривошипа 22,5 мм (ход
поршня 45 мм);
- масляный картер;
- крейцкопфный механизм;
- клапанная головка с двумя всасывающими и двумя нагнетательными
клапанами и фильтром всасываемого воздуха;
- ресивер емкостью 5 литров с предохранительным клапаном, манометром
и дросселем на выходе для плавной регулировки давления нагнетания;
109
-
набор шкивов и трехфазный электродвигатель переменного тока
мощностью 1 кВт с частотой вращения 1440 мин-1.
Схема продольного сечения агрегата с диаметром цилиндра 40 мм
изображена на рис. 3.2.1, конструктивная схема цилиндропоршневой группы –
на рис. 3.2.2.
9
8
7
6
10
5
11
Рис.
3.2.1.
Конструктивная схема
газожидкостного
агрегата:
1. Рама, установленная
на ресивере.
2. Масляный картер.
3. Коленчатый вал.
4. Шатун.
5. Крейцкопф.
6. Шток.
7. Поршень.
8. Цилиндр.
9. Клапанная коробка.
10. Сменный шкив.
11. Клиновой ремень
4
3
2
1
110
На обоих рисунках изображены поршни с гладкой цилиндрической
частью.
В
конструкции
поршня
с
буферной
канавкой
последняя
изготавливалась в виде кольцевой проточки шириной 3 мм, глубиной 2 мм,
расстояние от днища поршня 30 мм при общей длине поршня 60 мм.
22
17
20
21
19
18
16
15
17
13
14
11
12
23
9
10
8
7
5
6
3
1
4
2
Рис. 3.2.2. Конструктивная схема цилиндропоршневой группы
газожидкостного агрегата (поршень в положении, близком к
верхней мертвой точке):
1. Направляющая крейцкопфа. 2. Крейцкопф. 3. Шток. 4. Уплотнение штока.
5. Нагнетательный жидкостный клапан. 6. Всасывающий жидкостный клапан.
7. Клапанная проставка. 8. Насосная полость. 9. Цилиндр. 10. Шаровая пята.
11. Нижняя опора поршня. 12. Гильза поршня. 13. Стяжные болты. 14.
Распорка. 15. Крышка поршня. 16. Компрессорная полость. 17. Стяжные
шпильки. 18. Клапанная крышка. 19. Всасывающий газовый фильтр. 20.
Нагнетательный газовый патрубок. 21.
111 Датчик давления. 22. Заглушки. 23.
Датчики температуры цилиндра
В качестве газораспределительных органов использовались серийные
клапаны систем микрокриогенной техники – клапаны первой ступени
компрессора, питающего вытеснитель системы Гиффорда-Мак-Магона.
Схема установки и конструкция клапанов показана на рис. 3.2.3 и 3.2.4.
4
5
5
6
13
12
14
11
3
2
9
7
10
8
1
Рис.
3.2.3. Схема установки нагнетательного клапана (слева) и
конструктивная схема клапана (справа):
1. Латунный корпус клапанной крышки. 2. Нагнетательный клапан в сборе.
3. Прижимная гайка. 4. Штуцер линии нагнетания. 5. Нагнетательный
канал. 6. Резьбовая заглушка. 7. Всасывающий канал. 8. Крышка клапана.
9. Корпус клапана. 10. Коническое седло. 11. Запорный орган в форме
грибка. 12. Пружина. 13. Рабочие отверстия. 14. Направляющее отверстие
6
5
4
7
10 11
12
13
11
4
3
2
1
Рис.
9
8
3.2.3. Схема установки всасывающего клапана (слева) и
конструктивная схема клапана (справа):
1. Латунный корпус клапанной крышки. 2. Всасывающий клапан в сборе.
3. Прижимная гайка. 4. Всасывающий канал.. 5. Нагнетательный канал.
6. Резьбовая заглушка. 7. Всасывающий фильтр из пористого алюминия.
8. Запорный элемент. 9. Корпус клапана с направляющим отверстием.
10. Эластичное уплотнение. 11. Рабочие отверстия.. 12. Регулировочная
112
резьбовая втулка. 13. Пружина
Нагнетательные клапаны (2 шт.) газовой полости - проходное сечением
диаметром 6 мм, высота подъема запорного элемента до ограничителя
подъема 1 мм, жесткость пружины – 4 г/мм, величина предварительного
натяга - 2 мм, масса запорного органа – 0,8 г.
Всасывающие клапаны газовой полости - диаметр проходного отверстия
в седле
8
мм,
высота
подъема
до ограничителя
регулируемая,
установлена 1,2 мм. Жесткость пружины 8 г/мм, величина предварительного
натяжения 2 мм, масса запорного органа – 2,1 г.
В качестве клапанов для насосной полости используются серийные
жидкостные обратные клапаны серии 191 с проходным сечением ½” и
пластиковым запорным органом с конической формы тарелки. Диаметр
проходного отверстия в седле 12 мм, жесткость пружины 4 г/мм, величина
предварительного натяжения 3 мм, масса пластикового запорного органа 1,4 г,
его ход до ограничителя подъема 4 мм. Конструктивно клапан практически
полностью соответствует изображенному на рис. 2.3.1.
На рис. 3.2.4 и 3.2.5 (сечение А – А на рис. 3.2.4) изображена
конструктивная схема цилиндропоршневой группы газожидкостного агрегата с
рубашкой охлаждения и встроенными датчиками измерения температуры
цилиндра.
Особенностью конструкции является возможность удобного монтажа
и демонтажа датчиков температуры 23 при сохранении герметичности системы
охлаждения цилиндра.
Кроме того, тело датчиков 23, проходящее через поток жидкости в
рубашке 25 цилиндра 29 теплоизолировано от жидкости втулками 32, что
позволяет
до
минимума
сократить
посторонние
теплопритоки
к
чувствительному элементу, находящемуся на конце датчика 23 и прижатого к
113
тонкостенной гильзе 30 цилиндра 29, и тем самым повысить точность
измерения.
Герметизация рубашки 25 в зоне прохождения через нее тела датчиков
температуры
23
осуществляется
нажимными
штуцерами
«раздавливающими» фторопластовое кольцо 31.
12
26
29
А
А
23
23
25
27
24
28
114
27,
Рис. 3.2.4. Конструктивная схема газожидкостного агрегата с рубашкой
охлаждения цилиндра:
12. Гильза поршня. 23. Датчики температуры. 24. Корпус цилиндра.
25. Жидкостная рубашка. 26. Штуцер подачи охлаждающей жидкости.
27. Нажимной штуцер. 28. Штуцер слива охлаждающей жидкости.
Примечание: Остальные позиции см. на рис. 3.2.3
А-А
26
30
24
29
27
31
23 31
23
27
33
33
32
32
25
28
Рис. 3.2.5. Конструктивная схема газожидкостного агрегата с рубашкой
охлаждения цилиндра (сечение по А – А на рис. 3.2.4):
23. Датчики температуры. 24. Корпус цилиндра. 25. Жидкостная рубашка.
26. Штуцер подачи охлаждающей жидкости. 27. Нажимной штуцер.
28. Штуцер слива охлаждающей жидкости. 29. Цилиндр. 30. Тонкостенная
гильза цилиндра. 31. Фторопластовое кольцо. 32. Теплоизоляционная
фторопластовая втулка. 33. Корпус уплотнителя датчиков температуры.
Примечание: Сечение поршня условно не показано
115
Пневмогидравлические
схемы
экспериментального
газожидкостного
агрегата без рубашки охлаждения и с рубашкой охлаждения показаны на рис.
3.2.6 и 3.2.7.
8
9
10
25
11
12
13 14
15
7
6
16
5
17
23
18
4
3
24 22
19
20
2
1
26
21
Рис.
3.2.6. Пневмогидравлическая схема стенда для исследования
газожидкостного агрегата без рубашки охлаждения цилиндра:
1. Мерная емкость (производительность по жидкости). 2. Регулятор давления
жидкостной полости. 3. Нагнетаемая жидкость. 4. Ресивер. 5. Воздушный
колпак. 6. Манометр. 7. Газовый счетчик типа СГК-4. 8. Регулятор давления
воздуха. 9. Манометр. 10. Ресивер. 11. Полость нагнетания. 12.
Нагнетательный клапан. 13. Полость всасывания. 14. Всасывающий клапан.
15. Воздушный фильтр. 16. Газовая полость. 17. Цилиндр. 18. Поршень. 19.
Жидкостная полость. 20. Всасывающий клапан. 21. Мерная емкость (общий
расход насоса). 22. Нагнетательный клапан. 23. Кран слива притечек
жидкости. 24. Мерная емкость (объем притечек в газовую полость). 25.
Прозрачный отрезок трубопровода. 26. Перепускной кран
116
Всасываемый воздух очищается в фильтре 15, попадает в газовую
полость 16, сжимается там и попадает в ресивер 10, где его пульсации
сглаживаются, и из него выделяются притечки жидкости, попавшие в воздух
через щель между поршнем и цилиндром, которые впоследствии стравливаются
через кран 23 в мерную емкость 24. Далее воздух через регулятор давления
попадает в газовый счетчик 7, после которого уходит в атмосферу.
Рабочая жидкость из мерной емкости 21 всасывается в жидкостную
полость 19 через клапан 20. Далее жидкость сжимается и через клапан 22
попадает в ресивер 4, где она сжимает воздушный колпак 5, гасящий ее
колебания. Затем жидкость через регулятор давления 2 попадает в мерную
емкость 1, с помощью которой измеряется действительная производительность
жидкостной полости.
Наличие заметного количества жидкости в сжатом газе контролируется
также визуально через прозрачный отрезок 25 нагнетательного трубопровода.
8
10 25 27 11 12
9
13 14 15
7
6
16
5
29
23 30
24
4
3
17
18
22
19
2
1
28
20
26
21
Рис. 3.2.7. Пневмогидравлическая схема стенда
для исследования газожидкостного агрегата с
рубашкой охлаждения цилиндра:
27. Рубашка охлаждения. 28. Теплообменник.
29, 30.
Датчики
температуры
жидкости.
Остальные обозначения см. на рис. 3.2.5
117
В качестве теплообменника 28 использовался радиатор отопителя салона
автомобиля «Москвич-2141».
3.3. Методика измерения основных мгновенных и интегральных
характеристик газожидкостного агрегата
В соответствии с целями и задачами эксперимента при его проведении
следует контролировать следующие величины:
1. Расход жидкости и газа (производительность, утечки).
2. Теплонапряженность цилиндра и клапанной головки.
3. Давление в линиях всасывания и нагнетания жидкости и газа.
4. «Мгновенная» (текущая) величина давления жидкости и газа в
соответствующих полостях переменного объема.
5. Температура жидкости на всасывании жидкостной полости (агрегат без
охлаждающей рубашки) и температура жидкости на входе в рубашку цилиндра
и выходе из нее (агрегат с рубашкой охлаждения).
6. Частота вращения коленчатого вала и положение одной из «мертвых
точек».
7. Положение линии раздела жидкости и газа в зазоре между поршнем и
цилиндром.
8. Геометрические характеристики деталей агрегата, влияющие на его
рабочие процессы.
3.3.1. Измерение расходных характеристик
В качестве измерительного прибора для определения расхода газа
(производительность газовой полости) выбран газовый счетчик СГК-4 с
относительной погрешностью измерения расхода по воздуху ± 1,5% в
диапазоне температур от -20 до +60 0С. Минимальный расход 0,04 м3/ч,
максимальный – 6 м3/ч, порог чувствительности 0,008 м3/ч, потеря давления
при
максимальном
расходе
не более
118
200 Па.
Прогнозируемая
производительность газовой полости агрегата – от 1,5 до 4,5 м3/ч (от 25 до 75
л/мин), и она вписывается в границы счетчика. Цена деления счетчика – 1 литр.
Измерение производилось отсчетом делений в течение не менее 10-ти минут
работы агрегата. При этом ошибка в одно деление (1 литр) при измеренном
объеме 250 литров составляет 0,4% при максимальной ошибке в определении
времени секундомером в 1 с (см. ниже). Таким образом, максимальная
погрешность измерения производительности агрегата по газу составляет не
более 3,4%.
Производительность жидкостной полости составляет от 10 до 30 л/мин,
и ее удобнее всего измерять мерным методом по времени заполнения мерной
емкости.
При измерениях использовалась 20-ти литровая емкость, отметка в 20 л
устанавливалась путем ее заполнения мерными емкостями по 1000 мл с ценой
деления 5 мл. Таким образом, считая максимальную погрешность в одно
деление (чаще принимают ошибку в полделения), за 20 процедур наполнения
максимальная погрешность достигает 100 мл, или 0,1 л, что составляет 0,5% от
общего объема измерительной емкости.
При максимальной производительности (30 л/мин, или 0,5 л/с) время
наполнения двадцати литровой емкости составляет 40 с. Измерение времени
наполнения производилось электронным секундомером с ценой деления 0,1 с.
Ошибка оператора при единичном действии оценивается еще в 0,5 с [92], и при
фиксации начала и конца отсчета (два действия) будет составлять 1,0 с. То есть,
ошибка в определении времени заполнения составляет 1,1 с, или 2,75% от
времени
заполнения.
Таким
образом,
за
1,1
с
при
максимальной
производительности 0,5 л/с ошибка в определении объема накопленной
жидкости составит 0,55 л, а общая максимальная ошибка с учетом процесса
тарировки по наполнению с помощью мерной емкости – 0,65 л, или 3,25% от
общей емкости в 20 л..
119
3.3.2. Измерение теплонапряженности стенок цилиндра и клапанной
плиты
В
настоящее
время
применяются
следующие
основные
датчики
температуры: термометры сопротивления, термопары и термисторы [93-98
и др.].
Термометр сопротивления (ТС) это термометр, чувствительный элемент
которого представляет собой резистор, выполненный из металлической
проволоки или пленки и имеющий известную зависимость электрического
сопротивления
от
температуры.
Главное
преимущество
термометров
сопротивления – широкий диапазон температур, высокая стабильность,
близость
характеристики
к
линейной
зависимости,
высокая
взаимозаменяемость.
Недостаток таких приборов – необходимость использования для точных
измерений
трех-
или
четырехпроводной
схемы
включения,
т.к.
при
подключении датчика с помощью двух проводов, их сопротивление включается
в измеренное сопротивление термометра.
Работа термопары основана на возникновении в спае специальных
материалов термо-ЭДС (ТЭДС). Главные преимущества термопар: широкий
диапазон рабочих температур, спай термопары может быть приведен в прямой
контакт с измеряемым объектом, простота изготовления, надежность и
прочность конструкции. Недостатки -: необходимость контроля температуры
холодных
спаев, возникновение термоэлектрической неоднородности в
проводниках и, как следствие, изменение градуировочной характеристики из-за
изменения состава сплава в результате коррозии, зависимость ТЭДС
от температуры существенно не линейна.
Термисторы - это термометры сопротивления, выполненные на основе
смешанных оксидов переходных металлов. Два основные типа термисторов –
NTC (с отрицательным ТКС - температурным коэффициентом сопротивления)
и PTC (с положительным коэффициентом). Наиболее распространенный
120
тип - NTC. РТС термисторы используются только в очень узких диапазонах
температур, в несколько градусов, в основном в системах сигнализации и
контроля.
Диапазон наилучшей стабильности термисторов – от 0 до 100 °С.
Основными преимуществами термисторов являются вибропрочность, малый
размер, малая инерционность и невысокая цена.
Учитывая изложенное, в качестве датчиков температуры следует выбрать
термисторы, т.к., прежде всего, они обладают наивысшей чувствительностью,
не требуют четырехпроводного включения, малоинерционны и компактны.
Для измерения температур стенок были приобретены термисторы
В57861-S 103-F40 типа NTC (с отрицательным ТКС) с номинальным
сопротивлением 10 кОм. Они представляют собой остеклованные шарики
диаметром 2 мм с двумя выводами.
Ниже, на рис. 3.3.1 показана заделка термистора в стенку цилиндра
газожидкостного агрегата без охлаждающей рубашки (рис. 3.2.2), а на рис. 3.3.2
–
конструкция
термодатчика
с
термистором
для
измерения
теплонапряженности гильзы цилиндра 30 (рис. 3.2.5) агрегата с жидкостной
охлаждающей рубашкой.. Аналогично способу заделки, показанному на рис.
3.3.1, производилась заделка термистора в корпус клапанной крышки.
0,5 мм
3
2
4
5
1
Рис. 3.3.1. Схема монтажа датчика
температуры
в
стенке
цилиндра (рис. 3.2.2):
1. Цилиндр. 2. Чувствительный
элемент
(термистор).
3.
Дюралюминиевая втулка диаметром 6
мм и длиной 20 мм. 4. Эпоксидная
смола с наполнителем – медным
порошком. 5. Электрические выводы
121
М6х1
65
60
3.3.2. Датчик температуры
гильзы цилиндра (рис.
3
1
4 2
3.2.5):
1. Корпус (1Х18НТ). 2. Термистор
в сборе. 3. Кембрик (полихлорвинил).
4. Клеящая эпоксидная твердеющая
масса со стальным наполнителем типа
«холодная сварка»
Тарировка термисторов (сразу весь комплект) производилась в составе
8
Рис.
штатных соединительных проводников, в потоке воздуха в «подвешенном»
состоянии. Температура воздуха изменялась нагревом бытовым обогревателем,
воздушный поток которого направлялся на датчики. Истинная температура
потока воздуха измерялась ртутным термометром с ценой деления 0,5 К.
Температура потока регулировалась мощностью нагревателя и дистанцией,
на которой он был установлен относительно датчиков. Диапазон температур
составил 100 К с шагом 10 К (от +20 0С до +120 0С). Измерение сопротивления
термисторов с точностью 0,1 Ом производилось мультиметром типа U1253B,
который был подключен к датчикам через многопозиционный низкоомный
(сопротивление скользящего контакта менее 0,1 Ом) переключатель с общим
проводником. Постоянная времени датчика (время, за которое изменение
сопротивления составляло менее 1 Ом в конце нагрева) составила около 100 с.
Разрешающая способность датчиков составляет примерно 75 Ом/градус
(Приложение 1).
Погрешность
такого
измерения
температуры
стенки
цилиндра
в
стационарном режиме оценивается в 1 К и определяется исключительно
точностью термометра, использовавшегося при тарировке, т.к. сам процесс
измерения позволял фиксировать изменение температуры с точностью 0,0013 К
122
при данной разрешающей способности датчиков и погрешности измерения
сопротивления.
Датчики температуры 29 и 30 (рис. 3.2.7) на входе и выходе из рубашки
цилиндра были вклеены эпоксидной смолой непосредственно в подводящий и
отводящий трубопроводы.
3.3.3. Давление в линиях всасывания и нагнетания жидкости и газа
Давление всасывания для газовой и жидкостной полостей равно
атмосферному давлению, которое измерялось барометром модели БАММ - 1
(метеорологический) с ценой деления 0,1 кПа, общим пределом допускаемой
абсолютной погрешности ±0,7 кПа и диапазоном измерений от 80 до 106 кПа.
Давление нагнетания по газу и по жидкости в соответствии с
пневмогидравлической схемой (рис. 3.2.6 и 3.2.7) измеряется определением
давления газа в ресивере 10 (давление нагнетания газовой полости) и в
воздушном колпаке 5 (давление нагнетания жидкостной полости).
В
обоих
случаях
использовались
образцовые
манометры
класса
точности 0,4 модели МО11203 (Технические условия (ТУ) №25-05-1664-74,
количество делений шкалы - 250). На ресивере 10 устанавливался манометр,
работающий в диапазоне избыточных давлений 0 – 0,6 МПа (0 – 6 бар), к
воздушному колпаку 5 подсоединен манометр с диапазоном измеряемых
давлений 0 - 1,0 МПа (0 - 10 бар).
Таким образом, абсолютная погрешность Г измерения давления газа
составляет
 Ã  0 ,6 ÌÏà
0 ,4 ( êëàññ )
 0 ,0024 ÌÏà
100 %
( 0 ,024 áàð ) ,
а абсолютная погрешность Ж измерения давления жидкости -
 Æ  1,0 ÌÏà
0 ,4 ( êëàññ )
 0 ,004 ÌÏà
100 %
123
( 0 ,04 áàð ) .
Эти
величины
погрешности
соответствуют
цене
одного
деления
манометров.
3.3.4. Переменное давление в газовой и жидкостной полостях
При индикации быстро меняющегося давления в рабочих полостях машин
объемного
действия
наиболее
широко
используются
тензодатчики,
представляющее собой соединенную с контролируемым объемом полость (как
правило, очень маленькую), одна из стенок которой является упругой, и на
которую наклеивается (или наносится каким либо другим способом, например,
напылением) тензорезистор [7, 58, 74, 97, 99, 100 и др.].
Современные тензометрические датчики давления весьма компактны,
и представляют собой небольших размеров цилиндры с присоединительной
резьбой со стороны измерительной части и с электрическим разъемом на
другой
стороне.
Для
производства
таких
датчиков
изготавливаются
специальные тензорезисторы, имеющие одновременно две петли – основную
измерительную и компенсационную. Как правило, серийные датчики имеют
в своем составе не только тензорезисторы, но и уравновешивающий мост,
что позволяет упростить схему их подключения.
При измерении давления в компрессорной и насосной полостях
использовались тензометрические датчики типа YB1 фирмы ZEMIC. При этом
датчик давления жидкости устанавливался в проставке 7 (рис. 3.2.2), а датчик
давления воздуха – в клапанной коробке газовой полости. Оба датчика
работают в диапазоне избыточных давлений 0 – 3 МПа.
Основные характеристики датчиков приведены в табл. 3.3.1.
Таблица 3.3.1
Основные характеристики датчиков давления, использовавшихся при фиксации
переменного давления в газовой и жидкостной полостях агрегата
Наименование
характеристики
Нелинейность
Числовое значение
В пределах ±0.1 %
124
Абсолютная
погрешность
±0,01 бар
диапазона
В пределах +0.1 %
диапазона
от -30 до +110°C
Гистерезис
Безопасный
температурный диапазон
Компенсированный
от -10 до +100°C
температурный
диапазон:
Тепловой дрейф нуля
В пределах ±0.01 %
диапазона
Собственная частота
Около 17 кГц
колебаний
Суммарная
максимальная
абсолютная погрешность
+0,01 бар
±0,01 бар
0,05 бар
Как видно из таблицы, датчики обеспечивают очень высокую точность
измерения давления, и по существу погрешность измерения близка к точности
их тарировки образцовым манометром (см. выше).
Очень
важным
параметром
датчика
является
его
частотная
характеристика. Так, известно, что для полной реализации свойств датчика
частота измеряемого процесса должна бить ниже его собственной частоты
колебаний в 5 и более раз. Наиболее резкие изменения давления наблюдаются
в жидкостной полости в процессах сжатия и расширения, в связи с малой
сжимаемостью жидкости. Время этих процессов составляет ориентировочно не
менее 1/100 часть цикла, и при максимальной частоте вращения приводного
вала порядка 20 Гц частота изменения давления составляет около 2000 Гц (2
кГц), что вписывается в частотную характеристику датчика.
Тарировка
датчиков
производилась с
использованием
образцового
манометра, имеющего предел измерений избыточного давления 0 – 1,0 МПа,
описанного в предыдущем разделе, в составе штатных проводников и
электрической схемы измерения, которая использовалась впоследствии при
построении индикаторной диаграммы.
Схема тарировки показана на рис. 3.3.3.
125
4
3
2
5
8
9
6
7
1
Рис. 3.3.3. Схема тарировки
тензодатчиков
датчиков давления:
1. Баллон со сжатым
воздухом.
2.
Редуктор
давления. 3. Кран. 4.
Вентиль. 5. Баллон. 6.
Манометр. 7. Тензодатчик.
8. АЦП. 9. Компьютер
С помощью редуктора давления 2, крана 3 и вентиля 4 в баллоне 5
устанавливается заранее запланированное давление, которое контролируется по
манометру 6. Это давление фиксируется графически в виде точки на мониторе
9. Совокупность таких точек во всем диапазоне тарировки (от 0 до 10 бар) и
представляет собой тарировочную «кривую» датчика. Программные средства
позволяют установить масштаб тарировки, при котором «кривая» в указанном
диапазоне имеет амплитуду до 150 мм. Практически «кривые» тарировки
для обоих
датчиков
оказались
(в
соответствии
с
их
паспортными
характеристиками) прямыми линиями.
Погрешность тарировки составляет одно деление манометра, т.е. 0,04 бар.
3.3.5. Частота вращения коленчатого вала и положение одной
из «мертвых точек»
Для измерения частоты вращения валов и других технических объектов
широко применяются различные механические, электромагнитные, оптические
и стробоскопические методы и приборы. Однако, в данном случае необходимо
не только определить частоту вращения, но и производить постоянную
фиксацию одного из характерных положений коленчатого вала и поршня,
например – верхней мертвой точки. Поэтому можно ограничиться только
фиксациями мертвой точки при известном времени, проходящем между этими
точками.
Такую возможность предоставляет пакет для ЭВМ «Электронный
осциллограф», который использовался и при тарировке датчиков давления.
126
Этот пакет дает возможность производить имитацию работы осциллографа
с «разверткой» сигнала по времени и изображением координатной сетки,
абсцисса которой является временем контролируемого процесса. Таким
образом, создавая в мертвой точке электрический сигнал, можно послать его
через АЦП на компьютер и зафиксировать момент времени прохождения этого
сигнала. А расстояние между этими сигналами с учетом масштаба сетки будет
равно периоду вращения вала.
В качестве типа прибора, создающего такой сигнал, был выбран геркон
(герметичный контакт), который замыкает свои контакты при приближении
к нему магнита и позволяет получить очень четкий по величине сигнал. Геркон
устанавливался на неподвижном кронштейне, а воздействующий на него
постоянный магнит – на шкиве коленчатого вала.
Использовался геркон замыкающего типа КЭМ-2А, коммутирующий ток
силой до 0,5 А при напряжении до 180 В. Основными характеристиками,
которые должны учитываться при использовании этого прибора, являются:
время срабатывания (1 мс) и время отпускания (0,5 мс), и нужно определить,
как этот параметр влияет на точность фиксации мертвой точки.
При
проведении
экспериментов
минимальная
частота
вращения
коленчатого вала была равна 370 мин-1 (6,17 Гц) при диаметре шкива 500 мм.
В этом случае за 1/1000 секунды (при использовании переднего фронта
сигнала) магнит, установленный на шкиве и вызывающий замыкание контактов
геркона, пройдет расстояние  
повернуться на угол  -  
  D
1000

D
 9 ,7 ìì , а коленчатый вал успеет
360 0  2 ,2 0 - это ошибка в определении
положения мертвой точки. При максимальной частоте вращения (560 мин -1) она
достигнет 3,30. Чем больше диаметр шкива, тем больше величина , и тем легче
подбирать положение магнита, соответствующее «мертвой точке». При
127
использовании заднего фронта сигнала (момента отпускания) погрешность
снижается в 2 раза.
Для удобства настройки системы использовался передний фронт сигнала,
т.е. момент замыкания контактов геркона. Схема контроля мертвой точки и
определения частоты вращения коленчатого вала показана рис. 3.3.4.
Т1
АЦП
Р
Т2
Т3
Т4
М
МП
ПК
Т5
Т6
П
Р
Б
Р
m
Г
R
Рис. 3.3.4. Общая электрическая схема измерений параметров
газожидкостного агрегата:
Р – датчики давления. Т – датчики температуры. Б – источник питания.
Г - геркон. R – подстроечный резистор. М – мультиметр. МП –
многопозиционный переключатель. АЦП – многоканальный аналогоцифровой преобразователь. ПК – персональный компьютер. П – принтер
128
На рис. 3.3.5 показан пример одновременно полученных индикаторных
диаграмм жидкостной (вверху) и газовой (внизу) полости на экране монитора
персонального компьютера. Вдоль нижней диаграммы идет линия контроля
верхней мертвой точки.
Рис. 3.3.5. Типичный внешний вид индикаторных диаграмм жидкостной
(верхняя), газовой (нижняя) полостей и линия отметки
верхней мертвой точки, сканировано с монитора
персонального компьютера (ПК на рис. 3.3.4)
3.3.6. Положение линии раздела жидкости и газа в зазоре между
поршнем и цилиндром
С точки зрения проведения измерений – это наиболее технически сложная
задача, поскольку речь идет о динамическом процессе, в котором нужно
129
фиксировать с большой скоростью изменяющийся уровень пленки жидкости
толщиной порядка 15-20 мкм, которая находится между подвижных
(относительно друг друга) стенок.
Принципиально произвести такое измерение можно двумя очевидными
способами:
1. Использовать метод визуализации, сделав стенку (или участок стенки)
цилиндра прозрачной и фиксировать процесс перемещения пленки скоростной
видео- или кинокамерой.
2. Применить электропроводную жидкость, а стенку (или часть стенки)
цилиндра выполнить из неэлектропроводного материала и снабдить ее
внутреннюю поверхность электрическими контактами, расположенными вдоль
оси цилиндра, которые при соприкосновении с электропроводной жидкостью
будут замыкать электрическую цепь.
Впервые при исследовании динамических процессов, связанных с
движением жидкости в зазоре, метод визуализации был использован В.Е.
Щербой в работе [101]. Однако, наблюдения за слоем жидкости под пластиной
опускающегося запорного элемента самодействующего клапана велись через
прозрачную стенку при наблюдении не самого слоя жидкости, а фиксировалось
поведение хорошо различимого тела запорного элемента, что существенно
упрощало эту сложную задачу.
В данном случае для организации видеонаблюдения нужно выполнить
следующие условия:
- прозрачная стенка цилиндра должна быть выполнена из твердого
материала, на котором касания поршня не должны оставлять следы – в
противном случае стенка быстро потеряет прозрачность;
- жидкость не должна смачивать поверхность поршня и цилиндра
и не должна образовывать на них пленку, которая может быть визуально
принята за слой жидкости;
130
- жидкость должна иметь достаточно большие силы поверхностного
натяжения, чтобы можно было по видеоизображению идентифицировать
положение раздела фаз.
Помимо части этих же требований для использования электро-контактного
метода фиксации раздела фаз нужно, чтобы жидкость была электропроводной.
Таким образом, в связи с отсутствием опыта проведения подобных
измерений,
большой
сложностью
технического
воплощения
прямых
наблюдений или прямых измерений положения жидкости в зазоре, следует
констатировать, что данный процесс представляет собой достаточно непростую
и самостоятельную задачу, которая может быть решена специалистами в
области измерительной техники, и следует искать другие, более простые и
доступные методы, которые могли бы позволить на данном этапе исследований
подтвердить справедливость разработанной методики расчета движения
жидкости в зазоре экспериментальным путем.
Одним из возможных методов оценки адекватности разработанной
методики расчета движения жидкости в зазоре цилиндропоршневой пары
газожидкостного агрегата может быть сравнение результатов расчета крайнего
(предельного) режима, при котором жидкость через зазор попадает в газ или
наоборот, с результатами эксперимента.
В этом случае методика сравнения результатов расчета и эксперимента
должна состоять в следующем:
1. С помощью математической модели после подтверждения адекватности
методов расчета параметров рабочих процессов, происходящих в газовой
и жидкостной полостях, находятся режимы, при которых происходит заметное
поступление жидкости в газовую полость и наоборот.
2. Проводятся эксперименты с газожидкостным агрегатом, в которых
устанавливаются найденные режимы, и проводятся наблюдения, которые
должны подтвердить (или опровергнуть) разработанные методы расчета. При
131
этом производится изменение параметров в небольших пределах для выяснения
границы явления.
Например,
расчет
показывает,
что
при
имеющейся
геометрии
цилиндропоршневой группы и заданной частоте вращения коленчатого вала,
при давлении нагнетания в газовой полости 3 бар поступление жидкости в
газовую полость начнется при давлении нагнетания жидкости 4 бар. В этом
случае при проведении эксперимента сначала устанавливается расчетное
давление нагнетания в
газовой полости (3 бар), а затем с минимальным
интервалом поднимается давление в жидкостной полости. Если методика
расчета верна, то при давлении нагнетания в жидкостной полости 4 бар в
нагнетаемом газе появятся следы жидкости (это можно наблюдать в
прозрачном участке нагнетательного трубопровода 25 – см. рис. 3.2.6 и 3.2.7).
И наоборот, если расчет показывает, что при каком-то соотношении
параметров газ должен начать поступать в жидкостную полость, то это явление
можно констатировать, как появление пузырьков газа в емкости 1 (рис. 3.2.6
и 3.2.7), при этом трубопровод, подающий расход жидкости в эту емкость,
должен быть утоплен в слое жидкости.
3.3.7. Измерение геометрических размеров деталей и сопряжений
газожидкостного агрегата
На характеристики агрегата оказывают воздействия геометрические
характеристики цилиндропоршневой группы и коленчатого вала. В таблице
3.3.2 указаны погрешности приборов, которыми были произведены эти
измерения.
Таблица 3.3.2
Наиболее значимые размеры деталей газожидкостного агрегата
и погрешности их измерения
Наименование Номинальная Измерительный
Абсолютная Относительная
размера
величина, мм инструмент
погрешность, погрешность,
мм
%
Диаметр
40
Штангенциркуль
0,05
0,15
132
цилиндра
Длина поршня 60
Радиус
22,5 (45)
кривошипа
(ход поршня),
линейный
мертвый
объем
Размеры
32
буферной
канавки
Измерение
радиального
Штангенциркуль
0,05
Штангенглубиномер 0,05
0,08
0,22 (0,11), 10
Штангенмаузер
3,3 – 5
0,1
 между поршнем и цилиндром
зазора
производилось по методике, изложенной в [7], в соответствии с которой на
первом этапе определяется необходимое количество измерений зазора при
заданной погрешности, после чего производятся сами измерения, которые
заключаются в определении отклонения диаметра цилиндра от диаметра
поршня.
Эта процедура проводилась следующим образом (рис. 3.3.6).
1
3
1
а)
2
4
б)
3
2 i
Рис.
3.3.6.
Схема
измерения зазора между
поршнем и цилиндром:
1.
Микрометр.
2
Поршень. 3. Индикаторнутромер. 4 Цилиндр
в)
133
На теле поршня в произвольном месте сводились ножки микрометра,
и их положение фиксировалось стопорным винтом (рис. 3.3.6а), после чего
микрометр снимался с поршня, и по расстоянию между его ножками
настраивался индикатор нутромер с рычажно-зубчатой головкой с ценой
деления 1 мкм (рис. 3.3.6б). Далее измерительные ножки индикатора-нутромера
вводятся в цилиндр (рис. 3.3.6в), и производится измерение отклонения
диаметра поршня 2i от диаметра цилиндра примерно в 6-ти – 10-ти
положениях индикатора-нутромера вдоль оси цилиндра и при повороте вокруг
его оси на произвольный угол. Результат каждого такого измерения
фиксируется.
После этого ножки микрометра сводятся на другом сечении поршня,
и цикл измерений повторяется, в соответствии с методикой [7] три раза, после
чего вычисляется среднеарифметическое отклонение
2
i
 2

CP
a
и необходимое количество измерений N для достижения заданной погрешности
измерения  по формуле
N  9  à 2 2 ,
и тогда истинный зазор определится из выражения
2 ÈÑÒ  2   .
Несложный расчет показывает, что для обеспечения относительной
погрешности в изменении расхода газа или жидкости через щель в 5-6% нужно
добиться погрешности в измерении радиального зазора (±) в 0,2 мкм.
Нужно также учесть, что для проведения сравнительных испытаний
поршня с гладкой сплошной поверхностью и поршня с демпферной канавкой,
необходимо изготовить два поршня с «абсолютно» равными диаметрами.
Это условие было выполнено технологически путем окончательной тонкой
шлифовки (доводки) гильз обоих поршней за одну установку на оправке в
134
центрах (рис. 3.3.7) на прецизионном кругло-шлифовальном станке модели
MGB1332E (рис. 3.3.7).
4
1
3
5
2
4
Рис. 3.3.7. Схема доводки
цилиндрических поверхностей
гильз поршней:
1. Гладкая втулка. 2. Втулка
с канавкой. 3. Оправка. 4.
Гайка. 5. Шлифовальный круг
Измерения по вышеизложенной методике позволили получить радиальный
зазор для обоих поршней (с канавкой и без канавки) соответственно величиной
21,426±0,2 и
21,422±0,2 мкм.
Для
получения
размера
было
проведено
в соответствии с вышеизложенной методикой 120 измерений для каждого
поршня (10 установок микрометра на теле гильзы каждого поршня и 12
измерений индикатором нутромером внутри поршня для каждой установки
микрометра). Разность диаметров объясняется неизбежной погрешностью
установки при доводке и конусностью станка.
3.4. Подтверждение адекватности математической модели рабочих
процессов
Как уже было отмечено ранее, традиционно подтверждение адекватности
математической модели реально протекающим физическим процессам при
исследовании машин объемного действия производят по оценке точности
совпадения
расчетных
и
экспериментально
полученных
индикаторных
диаграмм рабочих полостей, и по сравнению расчетной и полученной опытным
путем производительности машины.
Индикаторные диаграммы обеих полостей агрегата (газовой и жидкостной)
представляют собой линии непрерывного сигнала, получаемого от одних и тех
же приборов, в одной и той же измерительной системе, при одних и тех же
135
условиях и в одно и то же время. Поэтому оценить совпадение этих линий с
полученными расчетным путем можно, используя среднеарифметические
значения каждой «точки» линии при достаточно большом количестве графиков
замкнутых
циклов.
Методом
проб
было
установлено,
что
среднеарифметическая величина показаний датчиков давления как в газовой,
так и в жидкостной полостях, практически перестает изменяться (разность
менее 0,02 бар) в зависимости от количества используемых результатов
эксперимента при «добавлении» следующей диаграммы при количестве
учтенных диаграмм 10 и более.
Ниже, на рис. 3.4.1 и 3.4.2 показаны результаты сравнения расчетных
и экспериментальных индикаторных диаграмм для газовой и жидкостной
полостей.
рw, бар
1
3,0
3
2,0
2
4
1,0
90
0
180
270
360

Рис. 3.4.1. Типичный график индикаторной диаграммы давления рw,
жидкостной полости по углу поворота φ коленчатого вала:
1. Расчет (коричневая сплошная линия). 2. Экспериментальная линия,
среднеарифметическое экспериментальных точек диаграммы (красная
сплошная линия). 3 и 4. Соответственно верхняя и нижняя граница
экспериментальных данных (фактический доверительный интервал)
рГ, бар
3,0
1
2,0
136
3
2
При построении графиков использовались 10 индикаторных диаграмм
подряд идущих циклов машины.
Анализ представленных результатов позволяет сделать следующие
выводы:
1. В целом результаты расчета адекватны экспериментальным данным,
характер опытных и расчетных графиков практически одинаков, усредненное
по графику
среднеквадратическое
отклонение
расчетного
графика
от
среднеарифметического экспериментального не превышает 5% для газовой и
10% для жидкостной полости.
2. Наибольшее
расхождение
в
расчетной
и
экспериментальной
индикаторной диаграммы жидкостной полости наблюдается в процессе сжатия
(до 30%), что объясняется недозаполнением полости в процессе всасывания,
типичном для подобных машин, в результате чего сжатие происходит
«медленнее», т.к. сжимается не сплошной «столб» жидкости.
3. В обеих полостях имеются заметные отклонения поведения графиков
давления в области открытия и закрытия клапанов – до 8% в процессе
нагнетания и 25% в процессе всасывания газовой полости. Это объясняется тем,
что продувки клапанов производились в стационарном режиме, и, кроме того,
137
нет надежных данных, позволяющих именно для используемых конкретных
клапанов
установить
такие
параметры,
как
коэффициент
отскока
и
коэффициент сопротивления потоку.
Как указывалось выше (раздел 3.3.6), подтверждение методики расчета
поведения
линии
раздела
фаз
в
зазоре
цилиндропоршневой
группы
проводилось путем наблюдения за протечками жидкости в газовую полость и,
наоборот, при соответствующих режимах, когда протечки имеют минимальное,
но заметное для наблюдений значение.
Эксперименты проводились только для гладкой щели, поскольку методика
расчета поведения фаз в щели с буферной канавкой не имеет принципиальных
отличий,
которые
могут
повлиять
на
результат
расчета,
описание
последовательности действий подробно изложено в разделе 3.3.6.
Путем численного моделирования было выбрано 3 разных режима, при
которых происходят протечки жидкости в газовую полость, и три режима, при
которых происходят протечки газа в жидкостную полость. В обоих вариантах
объем протечек (и газа и жидкости) по расчетам должен составлять 0,2 см3/мин,
т.е. их можно обнаружить визуально.
При проведении экспериментов установлено, что ошибка в определении
режима протечки не превышает 0,45 бар для газа (давление газа, при котором
появлялись заметные пузырьки воздуха в нагнетаемой жидкости оказывалось
до 0,45 бар выше расчетного) и соответственно – до 0,75 бар для жидкости,
что можно считать вполне удовлетворительным.
Оценка достоверности математической модели расчета параметров в
газовой полости проводилась (кроме индикаторной диаграммы, рис. 3.4.2) по
коэффициенту
подачи λ, который вычисляется как отношение расчетной
подачи, или подачи, полученной опытным путем к геометрической подаче,
обусловленной объемом, описанным поршнем (см. рис. 3.4.3).
λ
138
0,85
nОБ=560 мин-1
0,80
0,75
1
0,70
3
6
2
4
5
εК
Рис. 3.4.3. Зависимость коэффициента подачи от отношения давления
нагнетания к давлению всасывания газовой полости:
1. Расчет. - эксперимент.
В целом несовпадение расчетной и экспериментальной характеристик
следует признать вполне удовлетворительным, т.к. оно близко к погрешности
используемого для измерения расхода прибора (±1,5%) и составляет 5%.
Адекватность методики расчета параметров жидкостной полости, помимо
сравнения индикаторных диаграмм (рис. 3.4.1) оценивалась по величине
объемного КПД ηw, имеющем тот же физический смысл, что и коэффициент
подачи газовой полости (рис. 3.4.4). Учитывая особенности процессов,
происходящих в жидкостной полости, в качестве аргумента использовалась
частота вращения коленчатого вала (частота возвратно-поступательного
движения поршня).
ηw
0,926
1
0,925
pw = 6 бар
0,914
0,912
0,910
300
350
400
450
500
550 nОБ, мин-1
0
0
Рис. 4.1.18 Зависимость объемного КПД жидкостной полости от частоты
вращения коленчатого вала: 1. Расчет. - эксперимент
139
Разность в результатах эксперимента и расчета составляет не более 6,5%,
однако и ее можно объяснить тем, что в математической модели не
учитывается геометрическое положение источника жидкости, уровень
которого примерно на 1,5 метра был ниже уровня цилиндра агрегата, что
приводило к недовсасыванию жидкости, и что хорошо заметно на
индикаторной диаграмме жидкостной полости (рис. 3.4.1).
Таким образом, следует констатировать, что математическая модель
рабочих процессов, протекающих в полостях газожидкостного агрегата и в
уплотнительной щели между газовой и жидкостной полостями, с достаточной
точностью описывает процессы, происходящие в рабочих органах машины,
и ее можно использовать как для расчета основных конструктивных элементов
агрегата на первых стадиях проектирования (техническое задание, эскизный
проект), так и для параметрического анализа с целью выявления влияния
основных
факторов
на
внешние
характеристики
и
для
проведения
оптимизационных расчетов.
3.5.
Исследование
влияния
буферной
канавки
на
пусковые
характеристики агрегата
Основное назначение буферной канавки – оказывать препятствие
попаданию жидкости из подпоршневой в газовую полость при работе с
повышенным (по сравнению с газовой полостью) ее давлением.
Эта ситуация неизбежно возникает во время пуска агрегата, когда
избыточное давление газа в ресивере еще отсутствует, а давление в жидкостной
магистрали в связи со слабой сжимаемостью жидкости появляется практически
сразу.
Если в этом случае в качестве поршневого уплотнения использовать
гладкую щель, то ее объема при обычных соотношениях размеров поршня и
цилиндра, и даже при увеличенной длине поршня (что нежелательно, исходя из
соображений материалоемкости и уравновешивания), может не хватить для
140
накопления избыточного количества жидкости, которая после заполнения щели
проникнет в газовую полость, и при определенном количестве может привести
к гидроудару.
Применение буферной канавки может решить выше обозначенную
проблему.
Для подтверждения тезиса о полезности канавки были проведены
сравнительные эксперименты запуска агрегата при отсутствии на момент пуска
избыточного давления газа в ресивере и наличия давления в жидкостном
нагнетательном трубопроводе.
Эксперимент проводился с гладким поршнем и с поршнем, имеющим
буферную канавку, расположенную посредине длины поршня глубиной 1 мм
и шириной 2 мм при частоте вращения коленчатого вала агрегата 560 мин-1
по следующей методике.
1. Агрегат запускался при отсутствии давления в газовой и жидкостной
магистралях при закрытых вентилях 8 и 2 (рис. 3.2.6) и работал до тех пор, пока
давление жидкости в емкости 3 не достигало заданного давления, после чего
агрегат останавливался, кран 8 открывался, и воздух полностью стравливался
из ресивера 10 в атмосферу.
2. Производился повторный пуск агрегата при закрытом вентиле 8, и
производилось наблюдение за появлением следов жидкости в прозрачном
отрезке 25 нагнетательного газового трубопровода, при этом вручную с
помощью вентиля (регулятора давления) 2 поддерживалось заданное давление
нагнетания жидкости. Этот режим длился до тех пор, пока избыточное
давление воздуха в ресивере 10 не достигало значения 5 бар, что требовало
примерно одной минуты работы агрегата.
Результаты наблюдений сведены в табл. 3.5.1 и 3.5.2.
Таблица 3.5.1
Результаты наблюдений за пуском газожидкостного агрегата с
гладким щелевым уплотнением цилиндропоршневой пары
141
Рw, бар
2
3
5
7
10
Результаты наблюдений
Примечание
Следов жидкости не обнаружено
Через 10-15 с появились следы жидкости, Следы
жидкости
которые быстро (через 5-10 с) исчезли
представляли собой едва
различимую пленку
Следы жидкости появились практически К
концу
испытания
сразу, при достижении давления газа 3 жидкость в патрубке 25 не
бара поступление жидкости прекратилось наблюдалась совсем
Жидкость появилась сразу в большом К
концу
испытания
количестве, при достижении давления жидкость поступала в
газа 5 бар остались только следы
патрубок
25
в
незначительном
количестве в виде едва
различимой пленки
Жидкость появилась сразу в большом В патрубке 25 наблюдался
количестве, через 10-12 с начались хорошо различимый слой
периодические удары в цилиндре, агрегат жидкости
остановлен
Таблица 3.5.2
Результаты наблюдений за пуском газожидкостного агрегата с щелевым
уплотнением цилиндропоршневой пары, имеющим буферную канавку
Рw, бар
2
3
5
7
10
Результаты наблюдений
Следов жидкости не обнаружено
Следов жидкости не обнаружено
Следов жидкости не обнаружено
Через 15-20 с появились следы
жидкости, которые к концу испытания
исчезли
Следы жидкости появилась через 5-10 с
и оставались практически в неизменном
виде до конца испытаний
Примечание
Следы
жидкости
представляли собой едва
различимую пленку
Следы
жидкости
представляли
собой
хорошо
различимую
пленку
Рассмотрение результатов испытаний позволяет сделать следующие
выводы:
1. Гладкое щелевое уплотнение в реальных конструкциях газожидкостного
агрегата можно использовать только при сравнительно низком давлении
потребителя жидкости (по сравнению с давлением потребителя газа).
142
2. Для использования гладкого щелевого уплотнения при сравнительно
высоком давлении потребителя жидкости необходимо применять газовый
ресивер как можно меньшего объема, либо ставить на линии нагнетания
газовой полости временное гидравлическое сопротивление, поддерживающее
повышенное давление нагнетания газа в период пуска агрегата.
3. Применение
буферной
канавки
позволяет
избежать
аварийных
ситуаций, связанных с возможностью возникновения гидравлического удара в
период пуска агрегата, и дает возможность повысить давление нагнетания
жидкостной полости. При этом для каждого конкретного агрегата необходимо
определение оптимального объема канавки. Следует также учесть, что
использование канавки приводит к уменьшению эффективной длины щелевого
уплотнения цилиндропоршневой пары по сравнению с гладкой щелью при
одной и той же длине поршня.
3.6. Определение теплонапряженности цилиндра газожидкостного агрегата
Исследование
теплонапряженности
цилиндра
агрегата
необходимо,
прежде всего, для возможности проведения параметрического анализа, т.к.
температура стенки цилиндра позволяет проводить расчет теплообмена между
сжимаемым газом и окружающей его поверхностью.
С целью выяснения влияния параметров агрегата на температуру стенок
цилиндра газовой полости диапазон частот вращения был расширен
до 370-800 мин-1, и был проведен полнофакторный эксперимент, включающий
все возможные сочетания частоты вращения коленчатого вала (370, 470, 560,
720, 800 мин-1) и давления нагнетания компрессорной полости (от 2,0 до 6,0 бар
с дискретностью 1 бар) при постоянном давлении всасывания 1,0 бар для обоих
вариантов исполнения цилиндропоршневой группы – без рубашки охлаждения
и при наличии рубашки. На рис. 3.6.1 показано типичное распределение
температуры вдоль стенки цилиндра при работе газожидкостного агрегата.
Т, 0С
80
nОБ = 560 мин-1
рН = 4 бар
143
1
2
Исследования проведены для гладкой щели (без буферной канавки),
т.к. массовые потоки жидкости через уплотнение с канавкой и без канавки
практически одинаковы. Давление нагнетания жидкости во всех экспериментах
было установлено 1,5 бар в связи с тем, что оно практически не влияет на
расход жидкости и, следовательно, на эффект охлаждения цилиндра.
При исследовании конструкции с рубашкой охлаждения температура
жидкости на входе в рубашку поддерживалась близкой к +25
обеспечивалось
теплообменником
28
(рис.
3.2.7).
При
0
С, что
проведении
экспериментов без рубашки охлаждения температура жидкости измерялась в
емкости 21 (рис. 3.26) ртутным термометром, практически она была равна 2324
0
С в соответствии с условиями помещения, в котором происходили
испытания.
Ниже приведены графические зависимости средних температур стенок
цилиндра ТСТ в зоне газовой полости от параметров рабочих процессов.
ТСТ, 0С
800 мин-1
110
720 мин-1
100
560 мин-1
144
90
800 мин-1-1
470 мин
720 мин-1
370 мин-1
560 мин-1
470 мин-1
370 мин-1
80
70
60
50
2
5
3
4
ε
Рис. 3.6.2. Зависимость средней температуры ТСТ поверхностей
теплообмена газовой полости от степени повышения давления ε при
разной частоте вращения коленчатого вала. Черные (сплошные) линии –
цилиндр без охлаждающей рубашки, синие (штриховые) линии – с
охлаждающей рубашкой
При параметрическом анализе характеристик газожидкостного агрегата
с помощью математической модели исходные параметры (геометрические,
режимные)
должны
цилиндропоршневой
автоматически
группы,
в связи
с
определять
чем
необходимо
температуру
определить
аппроксимацию зависимости этой температуры от некоторых исходных
данных.
В соответствии с работой [7], удобнее всего выяснить зависимость
температуры цилиндропоршневой группы от индикаторной мощности газовой
полости отдельно для каждой степени повышения давления (ε =РН/РВ). Однако
для этого еще перед началом расчетов нужно выяснить эту мощность, что
весьма неудобно. В то же время известно, что индикаторная мощность зависит
от таких параметров, как производительность компрессора и развиваемое
им давление, а температура процесса - еще и от степени повышения давления.
В этом случае наиболее универсальным можно считать метод, при котором
аппроксимация будет проведена от всех этих трех параметров, которые
145
характеризуются для одной и той же конструкции степенью повышения
давления и частотой вращения коленчатого вала.
На основании полученных экспериментальных данных можно получить
зависимость средней температуры цилиндра t ср в виде полинома
tср  A  B  C 2  D  En  Fn2
(3.6.1)
В данной зависимости неизвестными являются коэффициенты A, B, C, D,
E, F. Выбрав любые пять значений из девяти результатов, можно составить
систему из пяти уравнений с пятью неизвестными (предварительно объединяя
коэффициенты A и D). Решая эту систему уравнений методом Крамера,
находим искомые коэффициенты и находим:
- для цилиндра без охлаждающей рубашки
tñð( 0 )  38,4  0,17  0,83 2  0,28n  1,5625  104 n2
,
(3.6.2)
- для цилиндра с жидкостной рубашкой охлаждения
tñð( x )  152  5   2  0 ,32n  2 ,865  104 n2
.
(3.6.3)
Проведённый анализ полученной зависимости выявил максимальную
погрешность (среднеквадратическое отклонение) в 6,5 К.
Результаты
экспериментального
цилиндропоршневой
пары
определения
газожидкостного
теплонапряженности
агрегата
сравнивались
с
аналогичными исследованиями конструкции с бесконтактным уплотнением
поршня, описанными в [7]. Установлено, что одновременное устройство в
конструкции поршневой машины насосной полости позволяет заметно снизить
температуру цилиндра. Так, для конструкции агрегата без жидкостной рубашки
охлаждения это снижение составляет от 5-7 К при работе на низких давлениях
и частоте вращения, и до 7-15 К при высоких частоте и давлениях нагнетания в
ступени, а для конструкции агрегата с жидкостной рубашкой охлаждения
снижение общей (средней) теплонапряженности деталей цилиндропоршневой
146
группы доходит до 30 К (верхней части цилиндра и клапанной коробки – до 40
К).
Основные выводы
1. Созданная
математическая
модель
расчета
рабочих
процессов,
протекающих в газовой, жидкостной полостях и поршневом уплотнении,
представляющем собой гладкую или профилированную концентричную щель,
газожидкостного агрегата адекватна фактически протекающим физическим
процессам.
2. Разработанный стенд для исследования характеристик газожидкостного
агрегата позволяет изучать рабочие процессы, протекающие в полостях
машины, и исследовать теплонапряженность его основных элементов.
3. Совместная компоновка газовой и жидкостной полостей в едином
цилиндре поршневой машины, а также использование жидкостной полости
для охлаждения цилиндра в зоне газовой полости позволяет существенно
снизить теплонапряженность деталей цилиндропоршневой группы.
4. Размещение буферной канавки в зоне поршневого уплотнения дает
возможность организовать безопасный пуск газожидкостного агрегата.
4. ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ
ПОРШНЕВОГО ГАЗОЖИДКОСНОГО АГРЕГАТА И ВОПРОСЫ
РЕАЛЬНОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ
По определению [1] параметрический анализ, обычно, представляется как
упорядоченный поиск, т.е. спланированная последовательность действий.
Как
отмечают
авторы
[7],
чаще
всего
практической
целью
параметрического анализа является получение дополнительных знаний об уже
имеющемся (в какой-то степени освоенном) объекте, необходимых для его
модернизации, реконструкции, придания ему дополнительных свойств, в целях
обучения будущих и действующих проектировщиков и т.д. С появлением
быстродействующих ЭВМ, оперирующих большими массивами данных, и
147
методов
многопараметрической
оптимизации
актуальность
проведения
параметрического анализа несколько уменьшилась.
Однако при проектировании слабоизученных объектов, к которым,
несомненно, относится газожидкостный агрегат, такие знания необходимы,
поскольку в противном случае начальные стадии проектирования будут
происходить в условиях полной неопределенности с высокой вероятностью
появления тяжелых последствий.
В результате параметрического анализа раскрываются «внутренние связи»
объекта
и определяется
его «реакция»
в
виде основных
интегральных
характеристик, таких как индикаторный КПД, объемный КПД, коэффициент
подачи, потребляемая мощность, производительность и т.д. на изменение
внешних условий в виде основных параметров его работы. По результатам
параметрического анализа даются основные рекомендации по проектированию
рассматриваемого объекта.
В качестве объекта параметрического анализа выбран поршневой
газожидкостный агрегат, на котором были проведены экспериментальные
работы, т.к. для него известны температуры цилиндропоршневой группы,
которые необходимы для работы математической модели.
4.1. Анализ влияния частоты возвратно-поступательного движения
поршня и охлаждения на характеристики газожидкостного агрегата
Анализ проводился для диапазона частот вращения от 300 мин -1 (нижний
предел для поршневых насосов) до 1200 мин-1 (близко к верхнему пределу
частот, характерных для компрессоров малой и средней производительности).
В качестве внешних параметров были приняты величины, наиболее ожидаемы
на первой стадии освоения газожидкостного агрегата (табл. 4.1).
Таблица 4.1
Внешние характеристики газожидкостного агрегата, подвергнутого
параметрическому анализу при исследовании влияния частоты возвратнопоступательного движения поршня
148
Обозначение Наименование параметра
параметра
Давление всасывания газовой
рВ
полости
Давление нагнетания газовой
рН
полости
Давление
всасывания
рBw
жидкостной полости
Давление
нагнетания
рHw
жидкостной полости
Радиальный зазор между

поршнем и цилиндром
Величина параметра
105 Па (1 бар)
5·105 Па (5 бар)
105 Па (1 бар)
10·105 Па (10 бар)
20 мкм
На рис. 4.1.1 показана зависимость утечек в агрегате в процессе сжатия
от частоты вращения коленчатого вала.
ΔМСЖ·106, кг
2,0
1,5
Рис. 4.1.1 Зависимость утечек
и перетечек в газовой полости
в процессе сжатия от частоты
вращения коленчатого вала
1,0
0,5
0,0
-1
300
500
700
900
1100 nОБ, мин
При работе агрегата с частотой вращения до 700 мин-1 объем утечек и
перетечек, происходящих через неплотности незначителен. При повышении
частоты
вращения
самодействующих
в
связи
клапанов
с
запаздыванием
наблюдается
их
подвижных
заметный
элементов
рост,
однако
практически весь он приходится именно на неплотности клапанов, а «прорыва»
газа в жидкостную полость и наоборот не происходит, т.к. раздел фазы
уплотнительной щели не выходит за ее пределы.
При увеличении частоты вращения коленчатого вала растет значение
показателя политропы конечных параметров процесса сжатия nСЖ, т.к.
149
количество теплоты, отведенное от газа в процессе сжатия, уменьшается (рис.
4.1.2).
nСЖ
1,38
Рис.
4.1.2.
Зависимость
6
показателя
политропы
1,38
конечных
параметров
4
процесса сжатия в газовой
1,38
полости от частоты вращения
2
коленчатого вала
1,38
500
700
900
110 nОБ, мин-1
0 300
0
Это увеличение политропы невелико и связано с увеличением
температуры поверхностей теплообмена.
Увеличение частоты вращения коленчатого вала агрегата также ведет к
росту потерь давления в процессах всасывания и нагнетания газовой полости,
что характерно для всех поршневых машин, и хорошо иллюстрируется
графическими зависимостями, изображенными на рис. 4.1.3 и 4.1.4. Это
явление связано как с увеличением запаздывания клапанов, так и с ростом
скорости движения газа в щели клапана. Соответственно аналогичным образом
изменяются и потери работы на проталкивание газа через клапаны.
С увеличением частоты вращения коленчатого вала растут утечки и
перетечки сжимаемого газа, что приводит к уменьшению его массы и,
следовательно, подводимой к газу работы в процессе сжатия.
ΔрВС/рВС
0,1
0
0,08
ΔрН/рН
0,0
5
0,0
4
0,06
0,03
0,04
0,0
2
0,0
0,0
-1
-1
n
ОБ, мин
30
50
70
90
1 300 500 700 900 nОБ, мин
2
150
0
0 4.1.3.
0
0 Зависимость
Рис.
Рис.
4.1.4.
Зависимость
относительных потерь давления в относительных потерь давления газа
С другой стороны, с увеличением частоты вращения растет работа в
процессах нагнетания и всасывания, что приводит к общему увеличению
подводимой работы в цикле компрессорной полости. Все это приводит к
уменьшению относительной работы процесса сжатия при увеличении частоты
вращения коленчатого вала (рис. 4.1.11).
АСЖ/АΣ,
1,15
1,14
1,13
1,12
1,11
300
500
700
900
nОБ, мин-1
Рис. 4.1.5. Зависимость
относительной
работы
процесса сжатия газа от
частоты
вращения
коленчатого вала
Частота вращения коленчатого вала оказывает существенное влияние на
коэффициент подачи газовой полости, график которого (рис. 4.1.5) имеет ярко
выраженный максимум.
λ
0,79
0,77
0,75
0,73
300
500
700
900
nОБ, мин-1
151
Рис. 4.1.5. Зависимость
коэффициента
подачи
газовой
полости
от
частоты
вращения
коленчатого вала
Наличие максимума и сложное поведение данной характеристики
объясняется следующими противоречивыми факторами, имеющими место при
увеличении частоты вращения:
1. Уменьшается процесс обратного расширения (λ растет).
2. Увеличиваются утечки в процессе сжатия газа (λ снижается).
3. Уменьшаются утечки газа в процессе нагнетания (λ растет).
4. Происходит плохое заполнение рабочей полости цилиндра в процессе
всасывания (λ снижается).
Аналогичный
вид
имеет
и
график
зависимости
индикаторного
изотермического КПД (рис. 4.1.6).
ηИЗ.ИНД
0,68
0,66
0,64
300
500
700
900
nОБ, мин-1
Рис. 4.1.6 Зависимость
индикаторного
изотермического КПД
газовой полости от
частоты
вращения
коленчатого вала
При увеличении частоты вращения коленчатого растут и потери в
клапанах жидкостной полости и объемный КПД уменьшается (рис. 4.1.7).
ηОБ
0,92
60,92
50,924
0,92
30,922
0,92
1 300
500
700
900 nОБ, мин-1
152
Рис.
4.1.7
Зависимость
объемного КПД жидкостной
полости от частоты вращения
коленчатого вала
Представленный график имеет экстремум в диапазоне частот вращения
500 - 600
мин-1
и
классический
вид,
соответствующий
результатам
исследований в области поршневых гидромашин. Его наличие объясняется
недозаполнением рабочей полости и запаздыванием работы запорных органов
самодействующих клапанов при увеличении частоты вращения с одной
стороны, и увеличением утечек через неплотности при уменьшении частоты
вращения – с другой. Необходимо также отметить, что изменение объемного
КПД жидкостной полости в рассматриваемом диапазоне частот вращения
невелико и составляет около 5%.
Установлено
также
заметное
влияние
температуры
цилиндра
на
характеристики агрегата – применение жидкостной рубашки позволяет
существенно повысит изотермический КПД и коэффициент подачи газовой
полости (рис. 4.1.8).
ηИЗ.И
λ
НД
0,71
0,81
0,70
а)
б)
0,69
0,68
0,67
0,80
70
75
80
85
0,79
70
90 ТСР, 0С
75 80 85 90 95 ТСР, 0С
Рис. 4.1.8. Расчетная зависимость индикаторного изотермического КПД
(а) и коэффициента подачи (б) газовой полости от средней температуры
стенок при nОБ – 600 мин-1, εК = 5. Правая граница – без охлаждающей
рубашки,
леваявлияния
граница –отношения
при использовании
охлаждающей
рубашки.
4.2. Анализ
давления
нагнетания
к давлению
всасывания в газовой и жидкостной полостях на характеристики
газожидкостного агрегата
Обычный
диапазон
отношений
давления
нагнетания
к
давлению
всасывания (степень повышения давления εК = рН/рВ) машин объемного
действия, сжимающих различные газы, находится в диапазоне 3 – 8, при этом с
точки
зрения
максимальной
экономичности
считается
εК
=
(3-4).
Предположительно, на первом этапе освоения конструкции газожидкостного
153
агрегата в основном с целью подвода смазки под давлением, перекачки
жидкостей, сборочно-разборочные и монтажные работы с применением
пневмоинструмента, давление нагнетания газовой полости будет находиться в
пределах 3-8 бар при всасывании воздуха из атмосферы, в связи с чем расчеты
следует провести для εК = (3-8).
В результате проведенных вычислений установлено следующее:
С увеличением εК растет количество отводимой от газа теплоты в процессе
сжатия, увеличиваются утечки им перетечки в связи с ростом перепада
давления, в том числе и потерянной с ними энергии, и, несмотря на увеличение
отводимой теплоты, наблюдается, хотя и незначительный, рост показателя
политропы конечных параметров (рис. 4.2.1, 4.2.2).
ΔМС Ж·i·103, Дж
nСЖ
18,0
1,38
8
1,38
7
10,0
1,38
6
1,38
6,0
51,38
4
2,0
1,38
5
7
3
6
3
7
5
4
6
4
εК
εК
3
Рис. 4.2.1 Зависимость потерь Рис. 4.2.2. Зависимость изменения
энергии с утечками и перетечками в показателя
политропы
конечных
процессе сжатия от
степени параметров в процессе сжатия от
повышения
давления
в газовойснижение
степениотносительных
повышения давления
в газовой
При увеличении
εК происходит
потерь давления
полости
иполости
работы как в процессе всасывания, так
и в процессе нагнетания (рис. 4.2.3
и 4.2.4)
14,0
ΔАН/АΣ ·104
ΔрВ/рВ·10
2
2,74 12,0
ΔрН/рН·102
3,
0
2,
5
2,72
2,
0
2,70
1,5
10,
0
8,0
ΔрН/р
Н
8,0
7,0
6,0
2,68154
ΔрВ/рВ
2,66
ΔАВ/АΣ ·104
9,0
4,
0
ΔАН/АΣ
ΔАВ/АΣ
6,0
5,
0
С увеличением εК. происходит рост показателя политропы конечных
параметров процесса обратного расширения, также как и показателя политропы
конечных
параметров
процесса
сжатия,
растет
относительная
работа,
подводимая в процессе сжатия, данная зависимость имеет параболический
характер, и при εК.= 8 работа, подводимая в процессе сжатия, более чем на 25%
превышает работу цикла. Кроме того, рост εК приводит к увеличению процесса
обратного расширения и сокращению процесса всасывания, т.е. к снижению
коэффициента подачи λ0. Кроме того, с увеличением εК происходит рост утечек
сжимаемого газа (уменьшается коэффициент подачи λР) и увеличению
подогрева всасываемого газа (снижается коэффициент подачи λt).
Все вышеперечисленные факторы приводят к заметному снижению
общего коэффициента подачи и КПД газовой полости с увеличением εК (рис.
4.2.5 и 4.2.6).
λ
0,90
ηИН.ИЗ, ηИН.АД
0,90
0,80
0,80
0,7
0
0,70
0,60
0,6
0 3
3
4
5
6
7
εК
Рис.
4.2.5.
Зависимость
коэффициента подачи
от
степени повышения давления
в газовой полости
ηИН.АД
ηИН.ИЗ
4
5
6
7
εК
Рис. 4.2.6. Зависимость индикаторного
изотермического и адиабатного КПД от
степени повышения давления в газовой
полости
155
Проведенный
численный
анализ
также
позволил
установить,
что
изменение εК при выбранном радиальном зазоре в цилиндропоршневой паре (20
мкм) никак не сказывается на работе жидкостной полости. Так, изменение
объемного КПД последней во всем исследованном диапазоне εК колеблется в
пределах 0,1%, изменение индикаторной мощности практически отсутствует,
утечки и перетечки жидкости не изменяются. При увеличении εК свыше 6-ти,
поступление жидкости из жидкостной полости в компрессорную через гладкое
щелевое уплотнение цилиндропоршневой пары прекращается. В то же время
сжимаемый газ во всем рассмотренном диапазоне εК не прорывается из газовой
полости в жидкостную.
Параметрический анализ рабочих процессов, происходящих в жидкостной
полости, проведен для наиболее ожидаемых на первом этапе проектирования
агрегата давлений - давление всасывания 0,1 МПа (1 бар), давление нагнетания
– в диапазоне от 0,8 до 3 МПа (от 8 до 30 бар). При этом приняты: частота
вращения коленчатого вала 500 мин-1; давление всасывания газовой полости
0,1 МПа (1 бар), давление нагнетания 0,8 МПа (8 бар); радиальный зазор между
поршнем и цилиндром 20 мкм.
Численное моделирование работы газожидкостного агрегата показало
следующие результаты:
При увеличении εН (εН = рНw/рВw) при соответствующем росте
индикаторной мощности наблюдается практически линейный рост утечек и
перетечек в неплотностях и уплотнениях агрегата (в сумме до 10% при εН = 30)
и снижаются относительные потери работы
в процессах всасывания и
нагнетания (примерно в 5 раз), а объемный КПД снижается соответственно
утечкам и перетечкам на 10% (рис. 4.2.7). При этом начиная с εН = 10
начинается прорыв жидкости через поршневое уплотнение в газовую полость
ΔМУТ.w/Мг
машины (рис. 4.2.8).
5,0
ηОБ
4,0
0,926
156
3,0
0,924
2,0
0,922
С ростом εН утечки газа неплотности клапанов и в щель между поршнем
и цилиндром в процессе его сжатия уменьшаются, однако через щель в
насосную полость они не проникают.
В целом следует заметить, что во всем рассмотренном диапазоне εН этот
параметр не оказывает существенного влияния на работу газовой полости, и газ
не проникает через щель поршневого уплотнения в жидкостную полость.
4.3. Анализ влияния величины и формы радиального зазора в
поршневом уплотнении на рабочие процессы газожидкостного
агрегата
4.3.1. Гладкое щелевое уплотнение
Величина радиального зазора  входит в уравнение расхода газа и
жидкости через кольцевую щель в третьей степени (см. раздел 2.4), в связи с
чем этот параметр может оказывать значительное влияние на процессы
массообмена, особенно между газовой и жидкостной полостями, разделенными
как раз кольцевой гладкой щелью. При диаметре цилиндра 40 мм и длине
поршня
60
мм
наиболее
вероятное
значение
реально
выполнимого
минимального радиального зазора без использования уникальных технологий
157
составляет 10 мкм (см., например, [7]), меньшие величины, обычно, достигают
путем применения селективной сборки.
При проведении анализа использовался диапазон зазоров 10-30 мкм,
частота вращения коленчатого вала 500 мин-1, давление всасывания газовой и
жидкостной полостей 0,1 МПа (1 бар), давление нагнетания газовой полости 0,5
МПа (5 бар), жидкостной – 1,0 МПа (10 бар).
В результате проведенного численного моделирования установлено
следующее.
Увеличение зазора приводит к прогрессирующему росту утечек и потерь
энергии вместе с ними, при этом коэффициент подачи снижается (рис. 4.3.1
и 4.3.2). Пропорционально снижаются и индикаторные КПД (на 3%).
ΔМСЖ ·107, кг
2,5
2,0
λ
1,5
1,0
0,5
0,0
ΔМСЖ
λ
0,77
2
0,76
8
0,76
6
0,76
2
0,758
0,754
δ, мкм
3
1
40
2
0
0
0
Рис. 4.3.1. Зависимость утечек газа
из газовой полости в процессе
сжатия и коэффициента подачи от
величины зазора в поршневом
уплотнении
ΔМСЖ ·i·102,
Дж
12,
010,
0
8,0
6,0
4,0
2,0
0,0
10
20
30
40 δ, мкм
Рис. 4.3.2. Зависимость потерь
энергии с утечками газа из газовой
полости в процессе сжатия от
величины зазора в поршневом
уплотнении
Установлено, что увеличение зазора не оказывает заметного влияния на
количество отводимой теплоты в процессе сжатия, а также на показатель
политропы конечных параметров этого процесса. Практически неизменными
остаются и потери работы в процессах всасывания и нагнетания.
С увеличением зазора δ жидкость из жидкостной полости все более
активно начинает поступать через поршневое уплотнение в газовую полость
158
(рис. 4.3.3), и по отношению к жидкостной полости эти перетечки являются
утечками, что приводит к росту относительных потерь работы в процессе
нагнетания жидкостной полости и небольшому изменению объемного КПД
(рис. 4.3.4).
ΔМУТ.w/Мг
ΔМУТ.w/МВ.w
ΔАН.w/АΣ ·103
ηОБ
20
0,16
7,9
0,929
16
0,14
7,7
0,928
ηОБ
12
0,12
7,5
0,927
0,10
7,3
0,926
0,08
7,1
0,925
0,06
δ, мкм
6,9
ΔМУТ.w/Мг
8
4
ΔМУТ.w/МВ.w
0
ΔАН.w/АΣ
0,924
40 δ, мкм
3
1
20
0
Рис. 4.3.3. Зависимость относительных Рис.0 4.3.4. Зависимость относительных
перетечек жидкости в газовую полость потерь работы в процессе нагнетания и
объемного КПД жидкостной полости
из жидкостной полости от величины от величины зазора в поршневом
зазора в поршневом уплотнении
уплотнении
10
20
30
40
Полученные результаты расчета позволяют сделать вывод о том, что
наиболее оптимальная величина зазора с учетом сложности его получения в
промышленных условиях лежит в пределах 25-30 мкм (0,02 – 0,03 мм), что
вполне может быть достигнуто обычными методами точной обработки,
например, тонким шлифованием на станках с повышенной точностью.
Кроме того, даже при зазоре 50 мкм не происходит перетекание газа через
щелевое уплотнение поршня из газовой полости в жидкостную.
4.3.2. Гладкое щелевое уплотнение с буферной канавкой
В связи с очень большим количеством переменных, которые могут быть
использованы при анализе влияния буферной канавки на рабочие процессы
159
газожидкостного
агрегата,
численное
моделирование
проведено
при
постоянном радиальном зазоре (30 мкм) и частоте вращения коленчатого вала
500 мин-1.
При этом расчетным путем подбирались сочетания параметров (давления
нагнетания газовой и жидкостной полостей, положение буферной канавки
вдоль образующей поршня, ее объем), при которых осуществлялись режимы
S
S
S
работы, изображенные на рис. 4.3.5.
а)
б)
в)
Рис. 4.3.5. Схемы рассмотренных режимов работы газожидкостного агрегата
с буферной канавкой:
а – «нижнее» расположение канавки, зона раздела фаз колеблется в пределах
верхней части уплотнения; б – «верхнее» расположение канавки, зона раздела
фаз колеблется в нижней части уплотнения; в – «среднее» расположение
канавки, зона раздела фаз колеблется в верхней части уплотнения, канавка
соединена с жидкостной полостью через обратный самодействующий клапан;
S – изменение положения линии раздела фаз в течение одного полного хода
поршня
В результате численного моделирования выявлено следующее:
1. При «нижнем» положении канавки (рис. 4.3.5а) характеристики агрегата
полностью соответствуют его характеристикам со сплошной гладкой щелью,
а наличие канавки в таком варианте может быть оправдано только стремлением
160
к недопущению гидроудара при пуске агрегата в присутствии на момент пуска
давления в жидкостной нагнетательной магистрали.
2. При «верхнем» положении канавки (рис. 4.3.5б) ее объем включается
в объем газовой камеры сжатия в виде дополнительного мертвого объема,
постоянно присоединенного к рабочей камере через уплотнительную щель.
В этом случае в канавке устанавливается некоторое среднее давление,
которое колеблется с амплитудой 0,2-0,5 бар в зависимости от объема канавки
и давления нагнетания газовой полости (чем меньше объем канавки и выше
давление нагнетания, тем больше амплитуда колебаний).
При этом в процессе сжатия-нагнетания (и частично в процессе обратного
расширения – в его начале) часть газа из камеры сжатия (до 3-5% от объема,
описанного поршнем) перетекает через щелевое уплотнение в канавку, а в
процессах обратного расширения (во второй половине процесса) и в процессе
всасывания – возвращается в камеру сжатия, что снижает коэффициент подачи
и КПД газовой полости.
В пределах параметров проведенных вариантных расчетов коэффициент
подачи и КПД снижались на величину до 5%.
Очевидно, что с уменьшением радиального зазора и повышением частоты
вращения коленчатого вала эти изменения будут значительно меньше, и этот
вариант, кроме страховки от гидроудара, может быть использован в том случае,
когда имеются повышенные требования к чистоте получаемого под давлением
газа, т.к. при данном положении канавки на стенки рабочей газовой камеры
не должна попадать масляная пленка.
3. При «среднем» положении канавки и наличии в ней обратного клапана,
соединяющего
объем
канавки
с подпоршневой
жидкостной
полостью
(рис. 4.3.5в), в процессе сжатия-нагнетания, происходящем в газовой полости,
жидкость из части зазора, находящегося выше канавки, полностью перетекает
в подпоршневую полость, участвуя в процессе всасывания в этой полости.
161
Однако, такой режим в «чистом» виде возможен только в том случае,
когда достаточно тщательно подобрано положение, объем канавки, давления
нагнетания газовой и жидкостной полостей и параметры обратного клапана
(размер седла, высота подъема, масса запорного элемента, усилие пружины).
Изменение любого из этих параметров может привести, например, к тому, что
канавка в процессе сжатия-нагнетания, происходящем в газовой полости, не
только освободится от жидкости, но и сжатый газ будет попадать через клапан
в подпоршневое пространство, когда там начнется процесс всасывания.
Тем не менее, этот вариант в гораздо большей степени гарантирует
отсутствие жидкости в сжимаемом газе и защиту агрегата от гидроудара, в том
числе и при
работе
на
сравнительно
больших
давлениях
нагнетания
жидкостной полости.
В целом проведенные вариантные расчеты показали, что наличие
буферной канавки не ухудшает, или незначительно ухудшает экономичность
газожидкостного агрегата при способности защитить его от гидроудара в
процессе пуска.
4.4. Вопросы реального проектирования поршневого газожидкостного
агрегата
Проектирование любого изделия, как отмечается в работах [1, 2, 7, 9 и др.],
начинается с определений требований заказчика с учетом мировых тенденций.
При этом порядок разработки конструкторской документации оговорен
государственными стандартами и отраслевыми рекомендациями и кратко
может быть выражен следующей последовательностью:
1. Техническое предложение (ГОСТ 2.118-73*).
2.
Эскизный
проект
(ГОСТ
2.119.73*,
предусматривает изготовление и испытание макета).
3. Технический проект (ГОСТ 2.120-73*).
162
при
необходимости
4. Рабочая конструкторская документация на опытный образец
(опытную партию), изготовление опытного образца (опытной партии) – ГОСТ
2601-2013.
5. Рабочая конструкторская документация на серийный образец
(образец для массового производства), изготовление и испытание установочной
серии образцов– ГОСТ 2601-2013.
Уже
на
стадии
технического
предложения
(ГОСТ
2.118-73*)
предусматривается предварительная проработка конструктивных вариантов (в
том числе чертежи общего вида) и дается их сравнение с целью выбора
наиболее оптимального.
Очевидно, что рассматриваемый в настоящей работе уровень знаний
должен предоставить возможность проектировщику предложить заказчику
некоторые варианты конструкций газожидкостного агрегата.
В предыдущих разделах рассмотрены простейшие конструктивные схемы,
которые могут быть реализованы на первой стадии освоения поршневых
газожидкостных агрегатов. В принципе, эти технические решения по общему
конструктивному
облику
соответствуют
обычному
поршневому
двухступенчатому компрессору с крейцкопфным механизмом привода и
дифференциальным дисковым поршнем с бесконтактным уплотнением,
в котором первая ступень выполняет функцию компрессора (газовая полость),
а подпоршневое пространство, выполняющее в компрессоре функцию второй
ступени, играет роль поршневого насоса (жидкостная полость). В этом случае
практически все технические решения, присутствующие в таком компрессоре,
могут
быть
перенесены
в
газожидкостный
агрегат,
за
исключением
конструкции жидкостных клапанов, которые могут быть позаимствованы у
поршневых жидкостных насосов.
Единственное техническое предложение, сделанное выше в результате
анализа работы именно газожидкостного агрегата, которое отличает его
конструкцию от конструкции двухступенчатого поршневого компрессора с
163
дифференциальным дисковым поршнем, касается применения демпферной
канавки, в том числе с установленном в ней обратным самодействующим
клапаном [50].
В то же время можно отметить некоторые особенности конструкции
исследованного варианта агрегата, которые можно отнести к его недостаткам.
Прежде всего, это низкая компактность, особенно – «вытянутость»
конструкции вдоль оси цилиндра, связанная с применением крейцкопфной
схемы привода движения поршня. Если еще учесть, что с целью снижения
вероятности попадания значительного количества жидкости в газовую полость
и наоборот – газа в жидкостную полость, даже при наличии буферной канавки,
которая «спасает положение» только при пуске агрегата, проектировщик всегда
будет стремиться сделать щелевое уплотнение как можно более протяженным,
то конструкция агрегата неизбежно окажется «вытянутой» вдоль оси цилиндра.
Данный вопрос можно решить путем «обращения» конструкции поршня,
сделав ее П-образной, и поместив крейцкопфный механизм практически внутри
цилиндра (рис. 4.4.1).
При возвратно-поступательном перемещении крейцкопфа 6, приводимого
в движение шатуном 7 от кривошипно-шатунного механизма, происходит
изменение объемов газовой полости 4 и жидкостной полости 3, в результате
чего газ всасывается в полость 4, сжимается там и нагнетается потребителю
газа, а жидкость всасывается в полость 3, сжимается в ней и подается
потребителю жидкости.
При этом в машине практически отсутствуют утечки сжатого газа, т.к.
даже если он прорвется через первое щелевое уплотнение 9, он в течение
сравнительно кратковременного времени процесса сжатия и нагнетания не
может успеть вытеснить жидкость из узкого протяженного зазора между
наружной поверхностью поршня 5 и внутренней поверхностью цилиндра 1, и
жидкость, находящуюся в чрезвычайно малом и протяженном зазоре между
164
внутренней поверхностью поршня 2 и наружной поверхностью направляющей
5 крейцкопфа 6.
13
14
15
4
8
5
17
2
3
1
Рис.
4.4.1.
Схема
газожидкостного агрегата с Побразным поршнем:
1. Цилиндр. 2. Поршень.
12
3. Жидкостная
полость.
4.
9
Газовая
полость.
5.
17
Направляющая. 6. Крейцкопф.
10
7. Шатун. 8. Шток. 9. Щелевое
уплотнение. 10. Сальниковое
11
уплотнение. 11. Дренажный
канал. 12. Полость поршня. 13.
6
Нагнетательный
газовый
клапан.
14. Всасывающий
7
16
газовый
клапан.
15. Нагнетательный
жидкостный
клапан.
16.
Всасывающий
жидкостный
клапан.
В то же время жидкость, имеющая динамическую вязкость на порядки
большую, чем газ, не может в процессе сжатия и нагнетания преодолеть
уплотнение 9, а незначительные утечки через гладкую узкую длинную щель
между наружной поверхности направляющей 5 крейцкопфа 6 и внутренней
поверхностью поршня 2 эвакуируются из подпоршневого пространства через
канал 11 в линию всасывания, предотвращая попадание рабочей жидкости в
картер машины.
Жидкость, имеющая низкую температуру, нагнетается потребителю через
полость 17, окружающую цилиндр 1, что приводит к снижению температуры
последнего, увеличению количества теплоты, отводимой от газа в процессе
сжатия, и, таким образом, повышению КПД машины.
Данная схема более компактна и позволяет существенно увеличить длину
поршня, а, следовательно, и эффективность щелевого уплотнения. Она вполне
165
работоспособна при сравнительно низких давлениях жидкости и без буферной
канавки.
Один из возможных конструктивных путей стабилизации положения
линии раздела фаз по длине зазора между поршнем и цилиндром является
подача жидкости под давлением близким к постоянному в некоторой части
зазора по его окружности, т.е. создание подобия гидрозатвора. Этот вариант
конструктивно показан на рис. 4.4.2.
При возвратно-поступательном движении поршня 3 (рис. 4.4.2а) объем
газовой
полости 5
изменяется,
что
в
связи
с
работой
обратных
самодействующих клапанов 7 и 8 приводит к всасыванию газа в полость 5 и его
нагнетание потребителю.
В то же время, так же периодически изменяется объем жидкостной
полости 6, что в связи с работой самодействующего клапана 9 приводит
к всасыванию охлажденной в теплообменнике 24 жидкости из емкости 23
(поршень 3 идет вверх) и нагнетанию ее под давлением через самодействующие
клапаны 10 и 14 соответственно в рубашку 20 и выточку 18 и далее через
рубашку 21, потребитель жидкости 22 – обратно в емкость 23, а также через
отверстие 15 и клапан 14 в полость 13 (поршень 3 идет вниз).
В случае размещения аккумулятора давления в теле поршня, который
может быть выполнен в виде защемленной мембраны 16 (возможно также его
изготовление в виде сильфона, упругого не гигроскопичного вкладыша и т.д.)
подвод жидкости под давлением в полость 13 производится непосредственно из
жидкостной полости 6 (рис. 4.4.2б) через патрубок 27, рубашку 20, отверстия 19
и выточку 18.
30
7
28
5
23
17
22
8 21
7
8 21
22
16
166
20
12
5
20
12
При ходе поршня 3 вниз в связи с наличием гидравлического
сопротивления потребителя 22, давление жидкости в процессе нагнетания в
167
полости 6, выточке 18, рубашке 20, рубашке 21 и полости 13 существенно выше
давления в емкости 23 и давления всасывания в полости 5, т. к. процесс
нагнетания в полости 6 происходи в то время, когда в полости 5 происходит
процесс всасывания. Чем выше сопротивление потребителя 22, тем больше
разность между давлением, развиваемым полостью 6, и давлениями всасывания
в полости 5 и в емкости 23 (как правило, последнее равно атмосферному
давлению). При этом возникает разность давлений в полостях 13 и 17
(в полости 17 при сборке устанавливается атмосферное давление), в связи с чем
мембрана
16
прогибается
(показано
пунктирной
линией).
В
случае
использования аккумулятора давления в виде воздушного колпака 30 в нем
жидкостью сжимается воздух.
Далее жидкость под относительно высоким давлением через отверстия 12
истекает в канавку 11 и движется по верхней части зазора 2 в сторону низкого
давления (давления всасывания), т.е. в сторону газовой полости 5, частично
заполняя зазор 2. За счет регулировки сопротивления потребителя 22 путем
установки последовательно ему регулируемого дросселя, всегда можно
добиться такого повышения давления в полости 13 по сравнению с давлением
в полости 5, которое при имеющейся величине зазора 2 и его протяженности
сможет обеспечить отсутствие попадания жидкости через зазор 2 в полость 5.
При ходе поршня 3 вверх, когда объем полости 6 увеличивается, давление
в полости 5 повышается до давления нагнетания газа, а давление жидкости
в полости 6 падает, клапан 10 закрывается, а клапан 9 открывается, и
происходит процесс всасывания жидкости из емкости 23 в полость 6. При этом
давление в выточке 18, рубашке 20 и рубашке 21 также резко падает до
давления всасывания. В то же время, при падении давления в полости 6
закрывается
и
обратный
клапан
14.
Однако
благодаря
тому,
деформированная мембрана 16 (или сильфон, упругий вкладыш
что
и т.д.)
разгибается, сжимая жидкость в объеме полости 13. Несмотря на расход через
отверстия 12 в зазор 2 жидкости, поддерживается ее относительно высокое
168
давление, примерно равное давлению нагнетания газа в полости 5. Сжатый газ
из полости 5, проникая в верхнюю часть зазора 2, не может полностью
вытеснить из него жидкость в сторону канавки 11, питаемой из полости 13
через отверстия 12, и канавка 11 в данном случае превращается в гидрозатвор,
запирающий путь газу в сторону полости 6. При этом жидкость, вытекающая из
полости 13, преграждая путь газу, истекает через нижнюю часть зазора 2 в
выточку 18 и далее просачивается через уплотнение 25 в расширяющуюся
полость 6.
В случае использования в качестве аккумулятора давления воздушного
колпака 30, при ходе поршня 3 вверх, когда давление в жидкостной полости 6
резко падает, сжатый в верхней части колпака во время хода поршня 3 вниз
жидкостью газ расширяется и продолжает давить на жидкость, находящуюся
в нижней части колпака 32, поддерживая в ней достаточно высокое давление,
распространяющееся через рубашку 21, рубашку 20, отверстия 19 и 20 в
полость 13, способствуя поддержанию в канавке 11 давления, достаточного для
эффективной работы гидрозатвора (см. выше). В этом варианте работы
обратный клапан 14 играет роль сравнивающего устройства – если давление в
полости 13 выше, чем в колпаке 30, клапан 14 закрыт, а если давление в
полости 13 становится ниже, чем давление в колпаке 30 – он открывается.
Таким образом, полость 13 всегда запитана наибольшим давлением жидкости,
подаваемой к гидрозатвору, образованному канавкой 11.
Описанная работа устройства приводит к тому, что при работе агрегата
происходит периодическое (в течение каждого хода поршня 3 вниз) обтекание
охлаждающей жидкости вокруг поршня (по выточке 18), цилиндра (по
рубашке 20), клапанной группы (по рубашке 21) и внутри поршня через
полость
13,
что существенно
снижает
теплонапряженность
деталей
цилиндропоршневой группы и повышает экономичность и работоспособность
агрегата.
169
Предположительно, такая конструкция может позволить сжимать газ до
высокого давления в одной ступени.
Рассмотренные выше конструкции достаточно сложны, что вызвано
стремлением к обеспечению возможности сжатия и газа и жидкости до более
высоких давлений, чем обычные одноступенчатые машины. В то же время
существует много вариантов применения газожидкостных агрегатов при
сравнительно низком давлении жидкости. Это, например, перекачка жидкости
из емкости в емкость при небольшом перепаде высот (1-2 метра), смазка
трущихся поверхностей зубчатых передач и подшипников скольжения и т.д.
Так, например, в металлорежущих станках обычной точности смазка
коробки скоростей и механизма движения инструмента осуществляется
подачей свободных струй жидкости в зону работы зубчатых зацеплений и
муфт, подшипников качения и скольжения. И в то же время при работе этого
оборудования используется сжатый воздух для привода зажимных устройств. В
этом случае, очевидно, вполне достаточно обеспечить давление подачи
жидкости в пределах 0,2-0,3 бар, для сего не обязательно использовать
полноценную жидкостную полость в виде поршня и цилиндра.
На рис. 4.4.3 показана одна из возможных конструктивных схем
газожидкостного агрегата с низким давлением, развиваемым жидкостной
полостью.
170
9
10 11
9
10 11
12
А 8
7
6
5
12
13
8
13
7
6
14
15
4
3
2
1
Вид А
5
14
15
4
18
17
16
2
1
Рис.
4.4.3. Схема газожидкостного агрегата с объединенной
подпоршневой полостью и полостью картера:
1. Картер с рабочей жидкостью. 2. Противовесы. 3. Коленчатый вал.
4. Нагнетательный патрубок. 5. Цилиндр. 6. Шатун. 7. Тронковый
поршень. 8. Рубашка охлаждения. 9. Всасывающий газовый клапан. 10.
Рабочая газовая полость. 11. Нагнетательный газовый клапан. 12.
Жидкостная линия нагнетания. 13. Сапун. 14. Подпоршневая газовая
полость. 15. Жидкостная линия всасывания. 16. Сальник.
17. Нагнетательное жидкостное окно. 18. Всасывающее жидкостное
окно
На данном рисунке поршень 7 находится в положении верхней мертвой
точки, направление вращения коленчатого вала показано стрелкой.
При возвратно поступательном движении поршня 7 объем газовой
камеры 10 периодически изменяется, в результате чего газ всасывается через
клапан 9, сжимается и нагнетается потребителю через клапан 11.
Последовательность работы агрегата в качестве насоса схематично
показана ниже на рис. 4.4.4.
171
а)
б)
в)
Рис. 4.4.4. Схема работы газожидкостного агрегата с объединенной
подпоршневой полостью и полостью картера: а – процесс нагнетания
жидкости; б – остановка в нижней мертвой точке; в – процесс всасывания
жидкости; обозначения элементов см. на рис. 4.4.3
В этой конструкции один из противовесов играет роль подвижного
элемента золотника, открывающего и закрывающего окна линии нагнетания и
всасывания жидкости, которые размещены в боковой стенке картера.
В начале хода поршня 7 вниз (рис. 4.4.4а) объем газа в подпоршневой
полости уменьшается, его давление увеличивается, и жидкость из картера через
открывшееся нагнетательное окно вытесняется в рубашку цилиндра и далее
потребителю.
В положении нижней мертвой точки (рис. 4.4.4б) оба окна (всасывающее
и нагнетательное) оказываются приоткрытыми, и кратковременно происходят
перетечки из линии нагнетания, в которой давление выше, в картер агрегата,
в котором давление падает из-за соединения его полости с линией всасывания.
Но уже в следующий момент (рис. 4.4.4в) линия нагнетания оказывается
отсеченной от полости картера, поршень идет вверх, давление газа под ним
172
падает ниже давления в линии всасывания (образуется разрежение), и жидкость
начинает поступать в картер.
Процесс всасывания происходит до тех пор, пока поршень не подходит
к верхней мертвой точке, в которой через сапун полость картера соединяется
с атмосферой (рис. 4.4.3), давление в картере становится равным давлению в
линии всасывания и процесс поступления жидкости в картер останавливается,
окна всасывания и нагнетания снова кратковременно соединяются, в результате
чего происходит перетечка жидкости из линии нагнетания в картер.
Далее поршень начинает движение вниз, отсекая своей боковой
поверхностью сапун от полости картера, и процесс повторяется.
Перетечки жидкости в крайних точках положения поршня несколько
снижают производительность агрегата по жидкости. Однако это негативное
явление может быть полностью устранено, если окна расположить на
противоположных стенках картера, а в качестве подвижного золотника
использовать оба противовеса, фазы работы которых будут несколько смещены
в противоположных направлениях, что не повлияет на их способность
уравновешивать агрегат.
Кроме того, золотник можно вообще вынести за пределы картера и
управлять им с помощью кулачка, установленного на приводном валу (рис.
4.4.5).
В этом случае может быть реализован наиболее точный алгоритм работы
жидкостной полости.
173
9
10 11
12
Вид Б
(увеличено)
8
13
7
6
14
2
0
1
5
Б
16
5
4
3
19
2
1
21
Рис. 4.4.5. Схема работы газожидкостного агрегата с объединенной
подпоршневой полостью и полостью картера и с внешним
золотником-распределителем потоков:
19. Приводной вал. 20. Кулачок. 21. Золотник-распределитель;
остальные обозначения элементов см. на рис. 4.4.3
Кроме того, что данный конструктивный вариант не может обеспечить
высокое (ориентировочно – не более 2-3 бар) давление нагнетаемой жидкости,
у него есть еще один существенный недостаток – очевидно большие потери
работы на перемешивание находящейся в картере жидкости, в связи с чем
такой
агрегат
не может
быть
быстроходным.
Причем
эти
потери
пропорциональны повышению давления жидкости – чем выше это давление,
тем большую часть картера должна занимать жидкость для достижения
большей степени повышения давления газа в общем объеме «подпоршневая
174
полость – свободная от жидкости полость
картера», и тем большая часть
кривошипно-шатунного механизма оказывается погруженной в жидкость.
Поэтому использовать такой агрегат следует только в том случае, когда
существует требование полного отсутствия капельной жидкости в нагнетаемом
газе, и нет претензий к высокой экономичности. Использовать для жидкости
в данном
случае
самодействующие
клапаны
нежелательно,
т.к.
их
гидравлическое сопротивление может поглотить почти всю возможность
создания избыточного давления агрегата. В то же время следует отметить
конструктивную простоту такого устройства.
В настоящей работе с точки зрения теории рабочих процессов
рассмотрены варианты поршневых конструкций газожидкостного агрегата, в
которых присутствует общий цилиндр, разделенный поршнем на газовую и
жидкостную рабочие камеры. Только что показанная конструктивная схема
также в принципе относится к такой схеме, поскольку картер машины входит в
состав объема подпоршневой полости и частично заполнен рабочей жидкостью,
давление в которой создается за счет движения поршня.
Однако, для полноты анализа перспективы проектирования следует
рассмотреть и такие конструкции газожидкостных агрегатов, газовая и
жидкостная полости которых разделены полностью.
В качестве примера можно привести схему газожидкостного агрегата,
в котором практически отсутствуют боковые силы на поршне со стороны
механизма привода, и имеется возможность полного уравновешивания сил
инерции механизма движения (рис. 4.4.6). Принцип работы сдвоенного
кривошипно-ползунного механизма привода такой машины достаточно
подробно
описан
в [102-104].
Авторы
конструкции
назвали
его
«Комбинированный механизм привода».
Роторы 24 и 25 вращаются синхронно в противоположных направлениях,
при этом ползуны, установленные на кривошипах 26 и 27, двигаясь в
противофазе, придают кулисе 8 возвратно-поступательное перемещение вдоль
175
общей оси цилиндров 1 и 10. Соответственно, вместе с кулисой перемещается
поршень 4 и плунжер 9.
19
24
6
5
4
3
2
1
7
28
29
30
31
26
20
9
10
11
22
12
8
25
27
32
33
34
23
15
18
35
16
21
Рис.
17
13
14
4.4.6. Конструктивная схема газожидкостного агрегата с
комбинированным механизмом привода:
1. Газовый цилиндр. 2. Рубашка охлаждения. 3. Зазор. 4. Газовый поршень.
5. Газовая рабочая полость. 6, 7. Всасывающий и нагнетательный газовые
клапаны. 8. Общая кулиса. 9. Жидкостный плунжер. 10. Жидкостный
цилиндр. 11. Всасывающий клапан. 12. Жидкостная полость всасывания.
13. Всасывающий канал. 14. Гидробак. 15. Нагнетательный клапан.
16. Жидкостная полость нагнетания. 17. Нагнетательный канал. 18.
Теплообменник. 19. Линия нагнетания. 20. Теплообменник. 21. Потребитель
жидкости. 22. Сливной канал. 23. Жидкостная рабочая полость.
24, 25. Роторы
приводных
электродвигателей
с
противоположно
направленным вращением. 26, 27. Кривошипы. 28. Полость. 29. Канал. 30.
Буферная канавка. 31. Дроссельные отверстия. 32. Упругий вкладыш. 33.
Полость питания. 34. Обратный клапан.
176 35. Сапун
При синхронном и противоположно направленном вращении роторов 24
и 25 кривошипы 26 и 27 перемещают установленные на них ползуны в пазу
кулисы 8, в результате чего кулиса вместе с поршнем 4 и плунжером 9
совершает возвратно-поступательное перемещение вдоль общей оси цилиндров
1 и 10. При этом происходит всасывание газа в полость 5, его сжатие и
нагнетание потребителю, а также всасывание жидкости из гидробака 14 в
полость 23, ее сжатие и подача через нагнетательный канал 17 в рубашку 2
цилиндра 1, после чего она по линии нагнетания 19 поступает к потребителю
21, из которого сливается назад в гидробак 14.
Кроме того, при сжатии жидкости в полости 23 она через обратный
клапан 34 поступает в полость питания 33, сжимает упругий вкладыш 32, и по
каналам в ползунах, выточкам в кривошипах, каналам в кулисе 8 и каналу 29 в
поршне 4 поступает под давлением в полость 28 поршня 4, отнимает у него
теплоту, полученную при сжатии газа, и далее истекает через дроссельные
отверстия 31, равномерно расположенные по окружности поршня 4, в зазор 3,
образуя в нем гидростатический слой, предотвращающий контакт поршня 4 со
стенками цилиндра 1.
В дальнейшем часть этой жидкости под действием
гравитационных сил стекает в полость под поршнем 4 и далее по каналу 22 –
назад в гидробак 14, а другая часть попадает в буферную канавку 30, из
которой она в процессе сжатия-нагнетания, происходящем в полости 4,
выдавливается через зазор 2 в подпоршневую полость и далее – в гидробак 14,
т.к. давление в зоне дроссельных отверстий 31 ниже давления нагнетания в
полости 5.
Во время хода плунжера 9 вверх давление в полости 33 поддерживается
за счет увеличения объема упругого элемента 32.
Таким образом, в данной конструкции помимо хорошего охлаждения
газового цилиндра, практически полного уравновешивания сил инерции,
177
осуществляется охлаждение тела поршня и обеспечение его бесконтактной
работы, что благотворно влияет как на экономичность агрегата в части работы
газовой полости, так и позволяет увеличить ресурс работы машины за счет
исключения активного трения поршня 4 о стенки цилиндра 1. Последнее также
дает
возможность
сохранять
в
паре
поршень-цилиндр
минимально
технологически возможный зазор, что дополнительно увеличивает КПД
агрегата.
Более простой вариант поршневого газожидкостного агрегата с активным
охлаждением не только цилиндра, но и поршня показан на рис. 4.4.7, 4.4.8.
6
2
8
3
7
1
11
10
5
13
4
А
9
14
16
Б
22
20
9.
Ш
23
ат
ун
24
17
21
15
27
25
19
26
18
28
Рис. 4.4.7. Газожидкостный агрегат с разнесенными цилиндрами и общим
кривошипно-шатунным приводом:
1. Газовый цилиндр. 2. Рубашка охлаждения. 3. Зазор. 4. Тронковый газовый
поршень. 5. Газовая рабочая камера. 6, 7. Всасывающий и нагнетательный
газовые клапаны. 8, 9. Теплообменник. 10. Канал нагнетания. 11. Линия
178
нагнетания. 13. Дроссельные отверстия.
14. 15. Нагнетательный и
всасывающий жидкостные клапаны. 16. Жидкостный цилиндр. 17.
Жидкостный поршень. 18. Всасывающий патрубок. 19, 20. Шатун. 21. Канал.
Вид Б
Повернуто
Вид А
10
2
34
9
6
33
7
1
4
5
16
3
35
36
13
39
43
44
17
37
40
41
8
16
19
42
38
11
20
31
32
23
29
22
30
9
24
25
26
19
21
5
27
28
Рис. 4.4.7. Газожидкостный агрегат с разнесенными цилиндрами и общим
кривошипно-шатунным приводом (вид А и вид Б):
29. Коленчатый вал. 30. Радиальный канал. 31. Выточка. 32. Канал. 33.
Палец. 34. Полость поршня. 35. Канал. 36. Отверстие. 37. Отверстие. 38.
Выточка. 39. Канал. 40. Выточка. 41. Отверстие. 42. Канал. 43. Отверстие.
44. Выточка. Остальные обозначения см. на рис. 4.4.6
179
Как и в предыдущей конструкции, механизм движения агрегата обильно
смазывается нагнетаемой жидкостью из жидкостной полости цилиндра 16, и
так же через каналы механизма движения жидкость под давлением попадает в
охлаждающую рубашку 2 газового цилиндра 1, после чего, пройдя через
теплообменник 9, поступает к потребителю 27. Так же, как и в предыдущей
конструкции, центрирование поршня осуществляется гидростатическим слоем
жидкости, питаемым с помощью дросселей 13.
В данном примере на линии смазки и охлаждения поршня 4, в отличие
от предыдущей схемы, нет обратного клапана, функции которого выполняет
профилированная выборка 26, соединяющая жидкостный цилиндр 16 с
каналами механизма привода и рубашкой 2 только во время хода сжатиянагнетания поршня 17. Однако основное отличие состоит в том, что
жидкостный поршень 17 соединен шатуном 19 с кривошипом 23, от которого
получает движение и газовый поршень 4, но ось жидкостного цилиндра 16
повернута относительно оси газового цилиндра 1 на некоторый угол, что
предопределяет несколько более раннее сжатие жидкости, чем сжатие газа. То
есть подача жидкости под давлением к поршню 4 осуществляется с
упреждением.
Это
позволяет
заблаговременно
начать
создавать
гидростатический несущий слой для центрирования поршня 4 и обеспечить его
бесконтактную работу как раз на том участке пути, где на поршень 4 действуют
максимальные боковые усилия.
4.4.1.
Газожидкостный
агрегат
для
ремонта
и
обслуживания
автотранспортной техники
В качестве примера реального воплощения газожидкостного агрегата была
выбрана схема цилиндропоршневой группы, изображенная на рис. 4.4.1, как
обладающая высокой компактностью и дающая возможность спроектировать
агрегат, позволяющий сжимать газ и различные жидкости, имея при этом
отдельную смазку механизма движения. Одной из причин выбора такого
180
варианта являлась попытка создать агрегат, который может найти реальное
применение в ремонтных работах, в частности в условиях станций
технического обслуживания автотранспорта, где широко применяется как
сжатый воздух (привод пневмоинструмента, продувка пневматических и
гидравлических систем автомобиля), так и работы по замене различных
жидкостей (тосол, антифриз, трансмиссионные и моторные масла). При этом
ставилась задача обеспечить отсутствие попадания одной жидкости в другую.
То есть, например, после заправки двигателя моторным маслом нужно иметь
возможность перенастроить агрегат на подачу трансмиссионного масла, и при
этом не должно произойти попадания первой жидкости во вторую.
Таким образом, можно указать основные требования, которым должна
удовлетворять пневмогидравлическая схема газожидкостного агрегата:
1. Очистка всасываемого воздуха от мелких твердых и пылеватых частиц
и капельной жидкости, находящихся в окружающей среде.
2. Сжатие воздуха до давления, наиболее часто употребляемого для
привода инструмента и вспомогательных приспособлений с пневмоприводом, а
также для производства лакокрасочных работ – 8 бар (0,8 МПа, 8 атм).
3. Обеспечение отсутствия значительных пульсаций сжатого воздуха,
подаваемого потребителю (обеспечивается установкой ресивера).
4. Прекращение сжатия воздуха при достижении в ресивере заданного
давления. В качестве заданного принято давление в 9 бар (0,9 МПа, 9 атм).
5. Контроль над давлением воздуха, обеспечение аварийного сброса
давления при его превышении в 1,3 раза.
6. Очистка сжатого воздуха от конденсата и капельной влаги.
7. Постоянное наличие потока жидкости в рубашке охлаждения цилиндра,
допускается отсутствие жидкости в течение не более 1-2 минут.
8. Обеспечение освобождения гидравлических магистралей машины от
охлаждающей или рабочей жидкости с одновременным сливом ее в источник
поступления.
181
9. Обеспечение возможности временной работы жидкостной полости
«в упор» при перекачке рабочей жидкости.
10. Переключение режимов работы должно осуществляться воздействием
на один регулятор с четко и однозначно обозначенным положением
управляющего элемента.
Разработанная
гидропневматическая
схема
агрегата
и
схема
цилиндропоршневой группы показаны на рис. 4.4.8 и 4.4.9.
10 7
14
12
8
9
11
33
29
34
28
3
6
5 15
44
13
4
39
40
41
2
1
37
35
42
19
43
32
18
30
36
31
24
37
17
38
16
20
182
21 22 23
его
14
10
11
7
9
8
12
29
50
Слив
конденсата
28
44
39
52
40
3
51
6
5 15
13
45
4
37
2
Рис. 4.4.9. Схема цилиндропоршневой группы
41
Агрегат состоит из масляного картера 1 с механизмом 2 возвратнопоступательного
перемещения
поршня
3,
на
котором
смонтирована
направляющая крейцкопфа 4, выполняющая одновременно своей наружной
цилиндрической поверхностью функцию внутренней стенки насосной полости
5. Механизм 2 выполнен в виде шатуна и кривошипа, который приводится во
вращение от двигателя (на рисунках не показан). Функцию наружной стенки
183
полости 5 выполняет внутренняя стенка цилиндра 6, которая также является
стенкой газовой полости 7, которая соединена с атмосферой через линию
всасывания, содержащую всасывающий обратный самодействующий клапан 8
и фильтр 9, а с потребителем сжатого газа – через линию нагнетания,
содержащую обратный самодействующий нагнетательный клапан 10, ресивер
11 и фильтр 12.
Электромагнитный клапан 13 служит для принудительного соединения
с атмосферой газовой полости 7 по команде реле давления 14.
Жидкостная полость 5 соединена через всасывающий клапан 15 с
золотником 16 с помощью выхода 17 и далее через этот золотник через вход
18 с атмосферой через фильтр 19, или через вход 20 и фильтр 21 с внутренней
полостью
емкости
22,
предназначенной
для
хранения
охлаждающей
жидкости 23, или через вход 24 с емкостью 25 с перекачиваемой жидкостью 26,
через фильтр 27, а также через жидкостную охлаждающую рубашку 28
цилиндра 6, окружающую компрессорную полость 7, - с нагнетательным
клапаном 29 и далее через вход 30 золотника 16 с выходом 31 в полость
емкости 22, или с выходом 32 и далее с входом в заправочное устройство 33,
подающему перекачиваемую жидкость потребителю и имеющему переливной
предохранительный клапан 34, соединенный сливной магистралью 35 с
емкостью 26.
Теплообменник 36 служит для отвода теплоты от охлаждающей
жидкости 23 в окружающую среду, расположен на стенке емкости 22 и
выполнен в виде оребренной поверхности, на которую изнутри подается струя
жидкости из выхода 31.
Переносная сливная магистраль 37 служит для слива утечек охлаждающей
жидкости 23 назад в емкость 22, или для слива утечек перекачиваемой
жидкости 26 в емкость 25 (это положение показано штриховой линией).
Прозрачное окно 38 служит для наблюдения за уровнем охлаждающей
жидкости 23 в емкости 22, а прозрачная вставка 39 – для наблюдения
184
за очисткой линии нагнетания 40 от охлаждающей жидкости 23 или от
перекачиваемой жидкости 26.
Всасывание охлаждающей 23, перекачиваемой 26 жидкости и любой
чистящей среды всегда происходит через линию всасывания 41.
В соответствии со схемой
жидкостная рубашка 28 соединяет линию
всасывания 41 с линией нагнетания 40 через обратные самодействующие
клапаны 15 и 29.
Рукоятка 42 служит для управления положением (поворота) золотника 16,
сапун 43 соединяет полость бака 22 с атмосферой.
Цифрой 44 обозначена электрическая связь реле 14 с электромагнитным
клапаном 13.
Золотник 16 (рис. 4.4.8) состоит (рис. 4.4.10) из корпуса 45 с отверстием
46, в котором с минимальным зазором установлена втулка 47 с закрепленной на
ней рукояткой 42.
42
А
В
42
30
С 31
17
D
E
42
46 30
2
32
31
2
46
2
32
2
47
2
18
47
2
18
24
17
24
F
20
47 46 45
20
47 46 45
а)
б)
30
46
2
32
2
31
17
47
2
18
24
20
47 46 45
в)
Рис. 4.4.10. Сечение трех положений золотника 16:
а – работа в режиме «Компрессор»; б – работа в режиме «Продувка»;
в – работа в режиме «Насос-компрессор»
185
Корпус 45 имеет входные и выходные отверстия с номерами 17, 18, 20, 24,
30 и 31 (проставлены рядом с отверстиями), соответствующими номерам
позиций входов и выходов на рис. 4.4.8. Втулка 47 имеет две замкнутые
полости 48 и 49, соединенные с ее цилиндрической поверхностью отверстиями
соосно с упомянутыми входными и выходными отверстиями корпуса 45.
Подпоршневая полость 50 соединена со сливной магистралью 37 через
отверстие 51 в направляющей крейцкопфа 4. Направляющая крейцкопфа 4
снабжена контактным уплотнением 52.
Движение через золотник на рис. 4.4.10 охлаждающей жидкости показано
сплошными оранжевыми стрелками, движение чистящей среды (воздуха)
голубыми стрелками, а движение рабочей перекачиваемой жидкости –
зелеными стрелками.
Работа газожидкостного агрегата осуществляется следующим образом.
1. Режим «Компрессор»
Положение втулки 47 золотника 16 соответствует изображенному
на фиг. 4.4.10а.
При работе механизма 2 поршень 3, направляемый крейцкопфом 45,
совершает возвратно-поступательное движение, которое приводит к изменению
объемов полостей 5 и 7.
При периодическом изменении объема газовой полости 7 происходит
всасывание
воздуха
через
линию
всасывания
(фильтр
9,
обратный
самодействующий клапан 8), его сжатие и вытеснение через линию нагнетания
(обратный самодействующий нагнетательный клапан 10, ресивер 11 и
фильтр 12) потребителю. В том случае, если расход потребителя меньше
производительности газовой полости 7, или он совсем прекратил потребление
воздуха, давление в ресивере 11 возрастает, превышает заранее установленную
с помощью реле давления 14 норму, и это реле включает электромагнитный
клапан 13, который соединяет газовую полость 7 с атмосферой, в результате
186
чего, несмотря на продолжающееся возвратно-поступательное движение
поршня 3, всасывание и нагнетание воздуха не происходит – газовая полость
работает вхолостую, практически не потребляя энергии. При снижении
давления в ресивере 11, реле давления 14 выключает электромагнитный клапан,
всасывание, сжатие и нагнетание воздуха газовой полостью 7 возобновляется.
Одновременно с работой газовой полости 7 периодическое изменение
объема происходит и в жидкостной полости 5, что приводит к всасыванию
охлаждающей жидкости через самодействующий клапан 15 из линии
всасывания 41 через золотник 16 – вход 20, выход 17, фильтр 21, ее сжатию и
выталкиванию через охлаждающую рубашку 28 и нагнетательный клапан 28 в
линию нагнетания 40, которая в данном случае с помощью золотника 16 (вход
30, выход 31) соединена с емкостью 22.
Утечки жидкости собираются в нижней части подпоршневой полости 51
и сливаются назад в емкость 22 через отверстие 51 и сливную магистраль 37.
Таким образом, в данном режиме работы происходит интенсивное
охлаждение цилиндра, что способствует повышению КПД работы газовой
полости 7 за счет приближения процесса сжатия газа к изотермическому.
2. Режим «Продувка»
Этот режим осуществляется в том случае, когда есть необходимость
воспользоваться жидкостной полостью 7 для подачи некоторой рабочей
жидкости 26 потребителю – например, при смазочно-заправочных работах,
когда нужно подать какую-либо жидкость из емкости (например, канистры) 25
через заправочное устройство потребителю (например, трансмиссионное масло
в коробку перемены передач или в редуктор заднего моста автомобиля,
установленного на подъемнике выше человеческого роста).
В этом режиме золотник 16 поворачивается оператором путем поворота
рукоятки 42 и, соответственно, втулки 47 на 90 градусов (рис. 4.4.10б). При
этом всасывающая линия 41 через выход 17, вход 18 и фильтр 19 соединяется с
187
атмосферой, а нагнетательная линия 40 остается подсоединенной к сливу в
емкость 22, как описано выше.
Газовая полость 7 продолжает работать в обычном режиме, подавая
сжатый
воздух
потребителю,
а
жидкостная
полость
5
выкачивает
охлаждающую жидкость в емкость 22 до полного опорожнения всасывающей
линии 41, рубашки 28 и линии нагнетания 40. Поступающий после
опорожнения в емкость 22 воздух стравливается через сапун 43 в атмосферу.
Окончание процесса опорожнения фиксируется визуально с помощью
прозрачной вставки 39.
Данный режим непродолжителен, и может составлять в зависимости от
объемов гидравлических магистралей и производительности насосной полости
5 от 10-ти до 20-ти секунд, что никак не может повлиять на работу агрегата.
3. Режим «Насос-компрессор»
Осуществляется после окончания продувки (п. 2, см. выше) путем
поворота рукоятки 42 вместе со втулкой 47 золотника 16 (рис. 4.4.10в)
на 180 градусов по сравнению с положением «Компрессор» (см. п. 1),
переносная сливная магистраль 37 оператором соединяется с емкостью 25
(показано штриховой линией).
В этом режиме газовая полость 7 продолжает работать, подавая сжатый
воздух потребителю, а жидкостная полость 5 через всасывающий клапан 15,
линию всасывания 41, выход 17, вход 24, фильтр 27 соединяется с емкостью 25,
в результате чего рабочая жидкость 26 всасывается в полость 5 и далее через
рубашку охлаждения 28, нагнетательный клапан 29 попадает в линию
нагнетания 40, из которой через вход 30, выход 32 и клапан 34 подается к
заправочному устройству 33, соединенному с потребителем рабочей жидкости
26.
В том случае, если заправочное устройство 33 закрыто, давление в нем
возрастает
(жидкостная
полость
5
188
работает
«в
упор»),
срабатывает
(открывается) предохранительный клапан 34, и рабочая жидкость 26 по
магистрали 35 сливается обратно в емкость 25.
При открытии оператором заправочного устройства 35 предохранительный
клапан 34
закрывается
(давление
падает),
и
рабочая
жидкость
26
перекачивается из емкости 25 потребителю. При этом она, как и охлаждающая
жидкость 23, проходит через рубашку 28 и охлаждает стенки газовой полости 7,
повышая экономичность ее работы.
Утечки рабочей жидкости 26 сливаются обратно в емкость 25 через
магистраль 37.
По окончании процесса перекачки рабочей жидкости 26 заправочное
устройство 33 закрывается оператором, и остатки рабочей жидкости 26 через
открывшийся в результате повышения давления предохранительный клапан 34
сливаются в емкость 25. То есть, рабочая жидкость продолжает циркулировать
по жидкостным магистралям агрегата, в том числе и через рубашку
охлаждения 28. Такое состояние продолжается до тех пор, пока оператор не
установит рукоятку 42 в положение, соответствующее режиму «Продувка», при
котором линия всасывания 41 соединяется с атмосферой (см. выше, п. 2), и,
наблюдая за прозрачной вставкой 39, не убедится в том, что вся рабочая
жидкость покинула магистрали агрегата, после чего оператор переводит
рукоятку 42 в положение, соответствующее режиму «Компрессор» (см. п. 1).
Таким образом, в обоих продолжительных режимах работы агрегата
(«Компрессор» и «Насос-компрессор») газовая полость 7 охлаждается
омывающей ее жидкостью, что повышает экономичность ее работы, и в то же
время оператор имеет возможность перекачивать агрегатом разные жидкости,
смешивание которых нежелательно или недопустимо даже в небольших
количествах, что существенно расширяет область применения данного
устройства.
В настоящее
время разработан комплект рабочих чертежей, и идет
изготовление описанного газожидкостного агрегата.
189
В
начале
данной
главы
было
указано,
что
по
результатам
параметрического анализа даются основные рекомендации по проектированию
рассматриваемого объекта.
В данном случае, рассматривая полученные численным моделированием
результаты и их описание, можно в первом приближении (при отсутствии
реального опыта проектирования данного объекта) дать следующие основные
рекомендации:
1. С точки зрения достижения высоких экономических показателей
рабочих
процессов
поршневого
газожидкостного
агрегата
можно
рекомендовать частоту вращения его коленчатого вала в пределах 500-700
мин-1.
2.
Влияние
степени
повышения
давления
в
газовой
полости
в
рассматриваемом объекте характерно для компрессоров общего назначения и
не выходит за рамки существующей теории поршневых компрессоров, в связи с
чем при проектировании агрегата можно использовать опыт, накопленный при
проектировании обычных компрессорных машин общего назначения в
поршневом исполнении.
3. Работа насосной полости в целом соответствует сложившемуся в
современной технике представлению о работе поршневых насосов. Отличием
данной конструкции является наличие уплотнения между компрессорной и
насосной полостями. Вышеприведенный анализ показал, что при оптимальных
радиальных зазорах в таком уплотнении, равных 25-30 мкм, поступающая в
газовую полость и обладающая смазывающими свойствами жидкость способна
предотвратить активное трение в цилиндропоршневой паре, и ее недостаточно,
чтобы она служила угрозой возникновения гидроудара.
4. Для предотвращения попадания газа из компрессорной в насосную
полость, что приведет к снижению эффективности работы последней, можно
рекомендовать длину поршневого гладкого щелевого уплотнения не менее
190
60--70 мм при радиальном зазоре в цилиндропоршневой паре порядка
25-30 мкм.
5. С точки зрения обеспечения высокой экономичности желательно
буферную канавку размещать ближе к жидкостной полости, а установка в
канавке обратного клапана оправдано в том случае, когда жидкость сжимается
да давления, намного превышающего давление газа, и имеется условие
получение газа, свободного от капельной жидкости.
Рассмотренные в данном разделе конструктивные схемы могут явиться
основанием для проектирования реальных конструкций газожидкостных
агрегатов в поршневом исполнении.
5. ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ
Данная работа посвящена созданию научно обоснованных предпосылок
проектирования устройств нового типа – поршневых газожидкостных
агрегатов, выбор конструктивных схем которых произведен на основе
информационного
поиска
и
анализа,
отраженного
в
первой
главе.
Соответственно этой цели исследования были поставлены задачи, описание
решений которых отражено в последующих главах.
Прежде всего, была обоснована методика расчета рабочих процессов
агрегата на основе уравнений, описывающих состояние рабочих тел в газовой
и жидкостной полостях, а также создана математическая модель процессов,
протекающих в гладкой и перфорированной щели поршневого бесконтактного
уплотнения (вторая глава), которые явились основой создания общей
математической модели рабочих процессов исследуемой машины. Решение
уравнений реализовано в виде прикладной программы, а математическая
модель подтверждена проведенными экспериментами на модельном образце
(третья глава).
191
В четвертой главе проведен параметрический анализ рабочих процессов,
протекающих в полостях газожидкостного агрегата, который позволил
установить
основные
соотношения
между
независимыми
параметрами
(геометрия цилиндропоршневой пары и щелевого поршневого уплотнения,
внешние условия, параметры потребителя сжатого газа и жидкости под
давлением, частота вращения коленчатого вала, отношение давлений и т.д.) и
такими зависимыми переменными, как КПД, утечки и перетечки, коэффициент
подачи и т.д. Полученные численным моделированием зависимости позволили
определить наиболее вероятные параметры, необходимые конструктору при
проектировании.
Кроме
того,
в четвертой
главе рассмотрены
наиболее некотоые
конструктивные схемы агрегатов с указанием их достоинств и недостатков,
которые могут предоставить выбор на первых стадиях освоения исследуемого
объекта. В качестве примера реализации полученных результатов приведено
описание разработанного газожидкостного агрегата для ремонтных мастерских
и участков, а также для станций технического обслуживания автотранспорта,
который находится на стадии изготовления.
В целом по работе следует сделать следующие основные выводы:
1. Конструкция газожидкостного агрегата работоспособна, и в состоянии
выполнять функции насоса и компрессора одновременно и попеременно.
2. Разработанная математическая модель рабочих процессов, протекающих
в газовой, жидкостной полостях машины и в щелевом уплотнении поршня
гладкой формы и при использовании в уплотнении буферной канавки
(профилированная щель), адекватна фактически протекающим физическим
процессам и может быть рекомендована к использованию при конструкторских
расчетах .
3. Созданный стенд для исследования характеристик экспериментального
образца поршневого газожидкостного агрегата с воздушным и жидкостным
192
охлаждением позволяет изучать рабочие процессы, протекающие в полостях
машины, и исследовать теплонапряженность ее основных элементов.
4. Совместная компоновка газового компрессора и жидкостного насоса
с использованием общего цилиндра позволяет существенно (до 40 К) снизить
теплонапряженность деталей цилиндропоршневой группы, что положительно
сказывается
на
экономичности
работы
газовой
полости
(повышение
индикаторного изотермического КПД на 3%) и сулит перспективу применения
достаточно экономичного сжатия газа при степени повышения давления до 12ти - 14-ти в одной ступени.
5. Во всем исследованном диапазоне частот вращения (300-1200 мин-1),
давлений нагнетания жидкостной (до 3 МПа) и газовой (до 0,8 МПа) полостей
с радиальным зазором между поршнем и цилиндром до 50 мкм при длине
поршня 60 мм не происходит прорыва газа через щелевой зазор поршневого
уплотнения в жидкостную полость. В то же время в зазоре между поршнем
и цилиндром постоянно присутствует жидкость, что с точки зрения отсутствия
трения
и износа
положительно
влияет
на
экономичность
(повышение
механического КПД на 5-6% [3]) и работоспособность цилиндропоршневой
пары.
6. Наиболее оптимальной с точки зрения КПД частотой возвратнопоступательного
движения
поршня
ГЖА
при
радиальном
зазоре
в
цилиндропоршневой паре 25-30 мкм является величина 500-700 мин-1.
7. Применение буферной канавки на боковой поверхности поршня
позволяет избежать гидроудара при пуске агрегата, жидкостная полость
которого подключена к гидравлической линии под давлением, а установка в
этой канавке обратного самодействующего клапана, соединяющего объем
канавки с жидкостной полостью, позволяет практически полностью устранить
попадание жидкости в сжимаемый агрегатом газ и интенсифицировать
охлаждение поршня.
193
8. Разработанные перспективные схемы газожидкостных агрегатов дают
проектировщику возможность выбора конструктивных решений в процессе
проектирования нового объекта техники.
Список литературы
1. Джонс Дж. К. Методы проектирования. - М.: Мир, 1986. - 326 с.
2. Половинкин А. И. Основы инженерного творчества. М: Машиностроение,
- 1988. - 368 с.
3. Щерба В.Е. Рабочие процессы компрессоров объемного действия. М.:
Наука, 2008. – 319 с.
4. Патент РФ № 2295057 Система впрыска топлива/ А.П. Болштянский,
В.Е. Щерба, Ю.А. Зензин, Е.А. Павлюченко/ Омский государственный
технический университет/ Заявка № 2005121783/06 от 11.07.2005. Опубл.
10.03.2007.
5. Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гидро- и пневмоприводов. –
М: Машиностроение, 1991. – 384 с.
194
6. Брон Л.С., Тартаковский Ж.Э. Гидравлический привод агрегатных
станков и автоматических линий. М.: Машиностроение, 1967. – 356 с.
7. Болштянский
А.П.,
Белый
В.Д.,
Дорошевич
С.Э.
Компрессоры
с газостатическим центрированием поршня. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. –
406 с.
8. Дворянкин А. М., Половинкин А. И., Соболев А. Н. Методы синтеза
технических решений.- М.: Наука, 1977. - 104 с.
9. Справочник по функционально-стоимостному анализу/ А. П. Ковалев, Н.К.
Моисеева, В.В. Сысун, М.Г. Карпунин, Б.И. Майданчик; Под ред. М.Г Карпунина,
Б. И. Майданчика. - М.: Финансы и статистика, 1988, 431 с.
10. Таленс Я.Ф. Работа конструктора. - Л.: Машиностроение, 1987. - 255 с.
11. ГОСТ 2.103.-68*. Стадии разработки. – М.: Изд-во стандартов, 1989. - 2 с.
12. 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.
13. Диксон Дж. Проектирование систем. М.: Мир, 1969. – 440 с.
14. Орлов П.И. Основы конструирования. Справочно-методическое пособие.
В 2-х кн. Кн. 1/ Под ред. П.Н. Учаева. М.: Машиностроение, 1988. – 560 с.
15. Техническая эксплуатация автомобилей/ Е.С. Кузнецов, А.П. Болдин,
В.М. Власов и др. М.: Наука, 2001. – 535 с.
16. Карагодин В.И., Митрохин Н.Н. Ремонт автомобилей и двигателей. – М.:
Мастерство; Высшая школа, 2001. – 496 с.
17. А.с. СССР 779623, МКИ F04 В 35/02, F04 В 39/06. Компрессор/
В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Ю.А. Кащеев. Омский
политехнический институт - № 2688416/25-06; Заявлено 23.11.78; Опубл.
15.11.80 - Бюл. №42.
18. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта, С.С. Руднев,
Б.Б. Некрасов, О.В. Байбаков, Ю.Л. Кирилловский. – М.: Машиностроение,
1982. – 423 с.
195
19. М.И. Френкель. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, 1969. –
743 с.
20. Трение,
изнашивание,
смазка:
Справочник.
В
2-х
кн./Под
ред.
И.В. Крагельского, В.В. Алисина. – М.: Машиностроение, 1978. – Кн. 1. 1978. –
400 с.
21. Петров
Ю.С.
Судовые
холодильные
машины
и
установки.
Л.:
Судостроение, 1991. – 400 с.
22. В.Б.
Якобсон.
Малые
холодильные
машины.
М.:
Пищевая
промышленность, 1977. – 368 с.
23. А.с. СССР 1079822, МКИ F04 В 31/00. Газораспределительное устройство
поршневого
компрессора/
В.Е. Щерба,
А.П.
Болштянский.
Омский
политехнический институт - № 3528080/25-06; Заявлено 28.12.82; Опубл.
15.03.84 - Бюл. № 10.
24. А.с. СССР 1206477, МКИ F04 В 31/00. Вертикальный поршневой
компрессор/ А.П. Болштянский, В.Е. Щерба,. Омский политехнический
институт - № 3652496/25-06; Заявлено 17.10.83; Опубл. 22.09.85 - Бюл. № 3.
25. А.с. СССР 1019104, МКИ F04 В 39/00. Поршневая машина/ В.Е. Щерба,
А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 2851974/25-06; Заявлено 12.01.79; Опубл. 12.01.79, - Бюл. № 19.
26. А.с. СССР 945492, МКИ F04 В 39/00. Поршневой вертикальный
компрессор/
В.Е. Щерба,
А.П.
Болштянский,
Омский
политехнический
институт - № 2946384/25-06; Заявлено 26.06.80; Опубл. 23.07.82, - Бюл. № 27.
27. А.с. СССР 723214, МКИ F04 В 39/00. Поршневой вертикальный
компрессор/ В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, А.П. Болштянский,
Омский политехнический институт - № 2663471/25-06; Заявлено 12.09.78;
Опубл. 25.03.80, - Бюл. № 19.
28. А.с. СССР 731038, МКИ F04 В 39/00. Поршневой вертикальный
компрессор/
В.Е. Щерба,
А.Н. Кабаков,
196
А.П.
Болштянский,
Омский
политехнический институт - № 2664889/25-06; Заявлено 12.09.78; Опубл.
30.04.80, - Бюл. № 16.
29. А.с. СССР 731035, МКИ F04 В 25/00, F04 В 39/00. Поршневой
компрессор/ А.П. Болштянский, А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, В.Е. Щерба,
Омский политехнический институт - № 2651116/25-06; Заявлено 26.07.78;
Опубл. 30.04.80, - Бюл. № 16.
30. А.с. СССР 817305, МКИ F04 В 39/00. Поршневой компрессор/
В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический
институт - № 2733094/25-06; Заявлено 06.03.79; Опубл. 30.03.81, - Бюл. № 12.
31. А.с. СССР 804859, МКИ F04 В 31/00. Поршневой вертикальный
компрессор/
А.П.
Болштянский,
В.Л.
Гринблат,
В.Г.
Громыхалин,
А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, В.Е. Щерба, Омский политехнический институт № 2650166/25-06; Заявлено 24.07.78; Опубл. 15.02.81, - Бюл. № 6.
32. А.с. СССР 739253, МКИ F04 В 31/00. Поршневой компрессор/
А.П. Болштянский, В.Л. Гринблат, А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, В.Е. Щерба,
Омский политехнический институт - № 2534189/25-06; Заявлено 12.10.77;
Опубл. 05.06.80, - Бюл. № 21.
33. А.с. СССР 731036, МКИ F04 В 31/00. Поршневой компрессор/
А.П. Болштянский,
В.И. Стариков,
В.Л.
Гринблат,
В.Е. Щерба,
Омский
В.Г.
Громыхалин,
А.Н. Кабаков,
политехнический
институт
-
№ 26501126/25-06; Заявлено 19.07.78; Опубл. 30.04.80, - Бюл. № 16.
34. А.с. СССР 844810, МКИ F04 В 31/00. Поршневой вертикальный
компрессор/ В.Е. Щерба А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, А.П. Болштянский ,
Омский политехнический институт - № 2697325/25-06; Заявлено 14.12.78;
Опубл. 07.07.81, - Бюл. № 25.
35. А.с. СССР 848745, МКИ F04 В 31/00. Поршневой компрессор/
А.П. Болштянский,
В.И. Стариков,
В.Л.
Гринблат,
В.Е. Щерба,
Омский
В.Г.
Громыхалин,
А.Н. Кабаков,
политехнический
№ 2688413/25-06; Заявлено 23.11.78; Опубл. 23.07.81, - Бюл. № 27.
197
институт
-
36. А.с. СССР 1639173, МКИ F04 В 31/00. Вертикальный поршневой
компрессор/
В.Е. Щерба,
А.П. Болштянский,
М.А.
Баннов,
Омский
политехнический институт - № 4337178/29; Заявлено 09.11.87; Опубл. 01.12.90.
(ДСП)
37. А.с. СССР 848755, МКИ F04 С 18/00. Ротационно-пластинчатый
компрессор/ В.П. Парфенов, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский
политехнический институт - № 2853874/25-06; Заявлено 13.12.79; Опубл.
23.07.81, - Бюл. № 27.
38. А.с. СССР 1599583, МКИ F04 С 18/00. Роторный компрессор/
А.П. Болштянский, В.Е. Щерба, И.Е. Титов, И.С. Березин, - № 4435963/25-29;
Заявлено 06.06.88; Опубл. 15.10.90, - Бюл. № 38.
39. А.с. СССР 1110935, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/
В.Е. Щерба,
А.Н. Кабаков,
В.Л.
Юша,
А.П. Болштянский,
Омский
политехнический институт - № 3610813/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл.
30.08.84, - Бюл. № 32.
40. А.с. СССР 1150401, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/
В.Е. Щерба,
А.Н. Кабаков,
В.Л.
Юша,
А.П. Болштянский,
Омский
политехнический институт - № 3610814/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл.
15.04.85, - Бюл. № 14.
41. А.с. СССР 1135923, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/
В.Е. Щерба,
А.Н. Кабаков,
В.Л.
Юша,
А.П. Болштянский,
Омский
политехнический институт - № 3610812/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл.
23.01.85, - Бюл. № 3.
42. Патент РФ № 125635, МПК F 04 В 19/06. Поршневой насос-компрессор/
А.П. Болштянский, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов, Г.А. Нестеренко, Омский
государственный технический университет - № 2012140810/06, Заявлено
24.09.2012; Опубл. 10.03.2013, - Бюл. № 7.
198
43. Носов Е.Ю. Повышение эффективности работы гидропневматических
агрегатов с катящимся ротором. Автореф. дисс. канд. техн. наук. Омск, ОмГТУ,
2009. – 19 с.
44. Пат. РФ № 2305207. Ротационный компрессор/ Болштянский А.П., Носов
Е.Ю., Омский гос. технич. ун-т. - № 2005135596. Заявлено 16.11.2005. Опубл.
27.08.2007. – Бюл. № 24.
45. Павлюченко Е.А. Разработка и исследование ротационного насоскомпрессора с катящимся ротором. Автореф. дисс. канд. техн. наук. Омск,
ОмГТУ, 2010. – 20 с.
46. Щерба В.Е., Болштянский А.П., Павлюченко Е.А. Конструкция и
характеристики гидропневматического нагнетателя с катящимся ротором. // Тр.
Междунар. науч.-техн. и науч.-метод. конф. – М.: Изд-во МЭИ, 2006. – С. 208211.
47. Павлюченко Е.А., Болштянский А.П., Щерба В.Е. Насос-компрессор
ротационного типа// XIV Междунар. науч.-техн. конф. по компр. технике. Том
1/ ЗАО «НИИтурбокомпрессор им. В.Б. Шнеппа» – Казань, 2007. – С. 122-125.
48. Павлюченко Е.А., Виниченко А.В., Григорьев А.В. Экспериментальные
исследования универсального малорасходного компрессора// Динамика систем,
механизмов и машин: Матер. VII Междунар. науч.-техн. конф. Кн. 2, Омск,
ОмГТУ, 2009. – c. 132-136.
49. Холодильные компрессоры. Справочник./ 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.
50. Патент РФ № 118371. Поршневой насос-компрессор/ Болштянский 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.
51. Болштянский А. П. Математическое и программное обеспечение
реального проектирования компрессоров с газостатическим центрированием
199
поршня// Компрессорная техника и пневматика. - 1998. - № 1-2(18-19). - С. 5559.
52. Прилуцкий И. К. Использование математического моделирования
рабочих
процессов
при
разработке,
исследовании
и
создании
ряда
высокооборотных поршневых компрессоров малой производительности//Сб.
трудов /ЛПИ. - Л.,1980. - № 370. - С. 3-11.
53. Перевозчиков М. М. Создание САПР малорасходных поршневых
компрессоров// Исследование, конструирование, и технология изготовления
компрессорных машин: Тез. докл. 6 науч.-техн. конф. мол. спец.[Казань, май
1991]. – М., 1991. - С. 29.
54. Юша В. Л., Щерба В. Е., Кабаков А. Н. Математическая модель рабочего
цикла компрессора с катящимся ротором и впрыском жидкости// Изв. вузов.
Энергетика, 1991, № 11. – С. 78-86.
55. Доллежаль Н. А. Прикладная теория всасывающего клапана компрессора//
Общее машиностроение, 1941. - № 1. С. 30-36.
56. Борисоглебский А. И., Кузьмин Р. В. К расчету процессов всасывания и
нагнетания
поршневых
компрессоров//
Химическое
и
нефтяное
машиностроение, 1965. № 11. – С 6-11.
57. Мамонтов М. А. Основы термодинамики тела переменной массы. – Тула.:
Приокское книжное издательство, 1970. – 87 с.
58. Штейнгарт
Л.
А.
Исследование
рабочих
процессов
поршневых
компрессоров с помощью математического моделирования: Автореф. дис.
...канд. техн. наук. - Л.: ЛПИ, 1973. – 16 с.
59. Пластинин П. И. Расчет и исследование поршневых компрессоров с
использованием ЭВМ/ Итоги науки и техники. Серия «Насосостроение
и компрессоростроение». М.: ВИНИТИ, 1981. - 167 с.
60. Чистяков Ф. М. Термодинамическое уравнение для процессов с
переменной массой// Расчет и экспериментальное исследование холодильных и
200
компрессорных машин. Труды ВНИИХОЛОДМАШ. – М: ВНИИХОЛОДМАШ,
1982. – С. 3-8.
61. Пластинин П. И. Теория и расчет поршневых компрессоров. - М.: ВО
«Агропромиздат», 1987. - 271 с.
62. Пластинин П. И., Щерба В. Е. Рабочие процессы объемных компрессоров
со впрыском
жидкости//
Итоги
науки
и техники.
Насосостроение
и
компрессоростроение. Холодильное машиностроение/ М.: ВИНИТИ, 1996. –
154 с.
63. Щерба В. Е. Рабочие процессы и основы оптимального проектирования
объемных компрессоров микрокриогенной техники с двухфазным рабочим
телом: Автореф. дисс. … докт. техн. наук. – Л.: ЛТИХП, 1993. – 32 с.
64. Хрусталев Б. С. Математическое моделирование рабочих процессов основа
для
решения
задач
оптимального
проектирования
объемных
компрессоров// Компрессорная техника и пневматика. - 1995. - № 6-7. - С. 2528.
65. Болштянский
А.
П.
Расчет
динамики
поршня
компрессора
с
газостатическим центрированием на начальных этапах проектирования//
Прикладные задачи механики. - Омск: ОмГТУ, 1997. - С. 111-117.
66. Bolshtyansky A.P. The methodology of SAD of the new products of engineering industry at the shortage of ready technical solutions with the example of SAD of
compressor with gas-bearing piston (GB-BP)/ The Topical Problems of Mathematical
Modeling and Computer-aided Design at Engineering Industry. – Kazan, 1995. – P.
23-25.
67. Диксон Дж. Проектирование систем: изобретательство, анализ и
принятие решений. М.: Изд-во «МИР», 1969. – 440 с.
68. Орлов, Ю.М. Авиационные объемные гидромашины с золотниковым
распределением. / Ю.М. Орлов; Пермь: Изд-во Перм. гос. техн. ун-та, 1993. –
214 с.
201
69. Орлов, Ю. М. Объемные гидравлические машины. Конструкция,
проектирование, расчет. / Ю. М. Орлов. – М. : Машиностроение, 2006.  222 с.
70. Орлов Ю.М. Исследование рабочего процесса в цилиндрах плунжерного
насоса// Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. М.:
Машиностроение, 1975. Вып. 2. С. 267-278.
71. Климов А.А. Теория рабочего процесса поршневого насоса с клапанным
распределением/ А.А. Климов, Ю.М. Орлов // Вестник УГТУ УПИ. На
передовых рубежах науки и инженерного творчества: Труды III международной
научно-технической конференции/ Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2004.
№ 15 (45). Ч. 2 c. 183-187.
72. Щерба
В.Е.,
Математическое
Ульянов
Д.А.,
Григорьев
моделирование рабочих
А.В.,
Виниченко
В.С.
процессов насосов объёмного
действия/Омский научный вестник. - Омск: Изд. ОмГТУ, 2010 №3(93). - С. 7781.
73. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем/
Т.М. Башта. М: Машиностроение, 1974. – 606 с.
74. Болштянский А.П., Щерба В.Е., Лысенко Е.А., Ивахненко Т.А.
Поршневые компрессоры с бесконтактным уплотнением. Омск: Изд-во ОмГТУ,
2010. – 416 с.
75. Кабаков А.Н., Щерба В.Е. Некоторые вопросы математического
моделирования рабочего процесса в поршневом компрессоре/ Изв. вузов
«Энергетика», Минск, - 1980. - №7. – С. 56-61.
76. Твалчрелидзе А. К. Исследование влияния основных геометрических
соотношений на экономическую эффективность поршневых компрессоров
общего назначения: Автореф. дисс. ... канд. техн. наук. - М., 1974. - 16 с.
77. Видякин Ю.А.Колебания и вибрации в поршневых компрессорах/
Ю. А. Видякин, Т.Ф.Кондратьева и др. - Л.:Машиностроение, 1972. - 224 с.
78. Антонов Н М. Применение метода математического моделирования при
анализе работы и оптимизации конструкций самодействующих клапанов/
202
Н. М. Антонов,
М.М.
Перевозчиков,
И.К.
Прилуцкий
//
Повышение
эффективности, надежности и долговечности компрессоров и компрессорных
установок: Матер. 7 Науч. конф. - Казань, 1987. - С. 40-47.
79. Барышников Г. А. Моделирование
процесса нагнетания в ступени
поршневого компрессора// Машиностроение.- 1987. - №.4. - С. 49-53.
80. Барышников
Г.А.
Расчет
нагнетательной
системы
поршневого
компрессора с длинным каналом// Машиностроение. - 1993. - № 2. - С. 60-65.
81. Кондратьева Т.Ф. Клапаны поршневых компрессоров/ Т. Ф. Кондратьева,
В. П. Исаков - Л., Машиностроение, 1983. - 158 с.
82. Пинегин С.В., Табачников Ю.Б., Сипенков И.Е. Статические и
динамические характеристики газостатических опор. М.: Наука, 1982. – 265 с.
83. Сипенков И. Е. К вопросу о влиянии инерции смазочного слоя на
структуру решения нестационарных задач газовой смазки// Проблемы
машиностроения и надежности машин. - 1990. - № 3. - С. 35-42.
84. Даниленко
Т.К.
К
расчету
теплообмена
в
щелевом
канале//
Машиностроение/ Т К. Даниленко, Б А. Макаров - 1976. - № 6. - С. 73-77.
85. Даниленко
Т.К.
Влияние
теплопроводности
стенки
на
процесс
теплообмена в канале/ Т.К. Даниленко, Б.И. Микулин, В.Н. Козлов //Тр. МВТУ
им. Э. Баумана. - М., 1974. - № 193. - С. 160-165.
86. Бученков А.И., Сибиркин В. Н. Температурные условия работы
поршневой группы дизеля при прорыве газов/ А. И. Бученков, В. Н. Сибиркин
// Двигателестроение. - 1984. - № 8. - С. 7-9.
87. Лощаков П.А. Условия теплообмена в зазоре надкольцевая часть
боковой поверхности поршня - гильза цилиндра// Двигателестроение. - 1990. № 6. - С. 5-7.
88. Гинцбург Б.Я. О дросселировании газа верхним пояском поршня//
Вестн. машиностроения. - 1961. - № 12. - С. 27-30.
203
89. Кондаков
Л.А.
Уплотнения
и
уплотнительная
техника:
Справочник/Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.Б. Овандер и др. Под общ. ред.
А.И. Голубева, Л.А. Кондакова. – М: Машиностроение, 1986. – 464 с.
90. Болдин А.П., Максимов В.А. Основы научных исследований и УНИРС.
– М.: Изд-во МАДИ (ГТУ), 2002. – 276 с.63,
91. 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.
92. Рябинин С.П., Шумилин А.П. Скоростно-силовая подготовка в
спортивных
единоборствах.
Красноярск:
Институт
естественных
и
гуманитарных наук СФУ, 2007. -153 с.
93. Котур В.И., Скомская М.А., Храмова Н.Н. Электрические измерения
и электрические приборы. – М.: Энергоатомиздат, 1986. – 400 с.
94. Теория и техника теплофизического эксперимента/ Ю.Ф. Гортышов
и др.; Под ред. В.К. Щукина. - М: Энергоатомиздат, 2001. - 360 с.
95. Фарзане Н.Г., Илясов Л.В., Азим-Заде А.Ю. Технологические
измерения и приборы. М.: Высшая школа, 1989. – 456 с.
96. Кравцов А.В. Электрические измерения. М.: Агропромиздат, 1988. –
239 с.
97. Евтихеев Н.Н., Купершмидт Я.А., Папуловский В.Ф., Скугоров В.Н.
Измерение электрических и неэлектрических величин. – М.: Энергоатомиздат,
1990. – 352 с.
98. Клокова Н.П. Терморезисторы. Теория, методики расчета, разработки.
– М.: Машиностроение, 1990. – 224 с.
99. Дайчик М.Л. Методы и средства натурной тензометрии: Справочник/
М.Л. Дайчик, Н.И. Пригоровский, Г.Х. Хуршудов. – М.: Машиностроение,
1989. – 240 с.
100. Глаговский Б.А., Пивен И.Д. Электротензометры сопротивления. – Л.:
Энергия, 1972. – 56 с.
204
101. Щерба В.Е. Рабочие процессы и основы оптимального проектирования
объемных компрессоров микрокриогенной техники с двухфазным рабочим
телом. Дисс…. докт. техн. наук. Л.: ЛТИХП, 1992. – 645 с.
102. Болштянский А.П., Щерба В.Е., Лысенко Е.А., Ивахненко Т.А.
Поршневые компрессоры с бесконтактным уплотнением. – Омск: Изд-во
ОмГТУ, 2010. – 416 с.
103. Пат.
России
№
2098662.
Бесконтактный
компрессор./
А.П.
Болштянский, В.Е. Щерба. Омский государственный технический университет.
№ 95114243/06; Заявл. 08.08.1995; Опубл. 10.12.1997. – Бюл. №; 34
104. Пат. России 2296241. Поршневой компрессор./ А.П. Болштянский,
В.Е. Щерба, Е.А. Лысенко. Омский государственный технический университет.
№ 2005129839. Заявлено 26.09.2005. Опубл. 27.03.2007. – Бюл. № 9
205
Приложение 1
Тарировочные кривые датчиков температуры
Т, 0С
120
100
80
60
40
20
0
0,57 0,8 0,94 1,44 1,62 1,94
2
3,02 4,4 4,59 9,32 11,5
R, кΩ
Рис. П1.1. Тарировочный график термодатчика № 1
120
Т, С
0
100
80
60
40
20
0
0,57 0,79 0,94 1,43 1,49 2,11 2,19 3,2 4,59 4,69 9,16 11,5 R,
Рис. П1.2. Тарировочный график термодатчика № 2
206
кΩ
120
Т, 0С
100
80
60
40
20
0
0,59 0,8 0,85 1,28 1,47 1,95 2,17 3,22 3,7 4,7 9,38 11,5
R, кΩ
Рис. П.1.3. Тарировочный график термодатчика №3
120
Т, С
0
100
80
60
40
20
0
0,6 0,79 0,93 1,31 1,45 1,8 2,23 3,29 3,72 4,84 9,49 11,6
R, кΩ
Рис. П.1.4. Тарировочный график термодатчика № 4
207
120
Т, 0С
100
80
60
40
20
0
0,6 0,79 0,93 1,31 1,45 1,8 2,23 3,29 3,72 4,84 9,49 11,6
R, кΩ
Рис. П.1.5. Тарировочный график термодатчика №5
120
Т, С
0
100
80
60
40
20
0
0,71 0,84 1,03 1,28 1,38 2,04 2,15 3,23 3,6 4,79 9,51 11,5 R,
Рис. П.1.6. Тарировочный график термодатчика №6
208
кΩ
Приложение 2
Стенд для исследования характеристик газожидкостного агрегата
и его элементы
1
2
3
4
5
6
20
7
19
18
8
9
10
17
16
11
15
14
13
Рис.
П.2.1.
Экспериментальный
стенд
для
исследования
газожидкостного агрегата:
1. Фильтр на всасывании газовой полости; 2. Датчик давления газовой
полости; 3. Клапанная плита газовой полости; 4. Переключатель
термодатчиков; 5. Линия нагнетания газа; 6. Нагнетательный клапан
жидкостной полости; 7. Манометры; 8. Расходомер; 9. Воздушный
колпак; 10. Электродвигатель; 11. Линия нагнетания жидкостной
полости; 12. Датчик частоты вращения; 13. Шкив; 14. Ресивер;
15. Фонарь; 16. Линия всасывания жидкостной полости; 17. Датчик
давления жидкостной полости; 18. Всасывающий клапан жидкостной
полости; 19. Цилиндр агрегата; 20. Бак с жидкостью.
209
12
Рис. П.2.2. Цилиндр газожидкостного агрегата с термодатчиками
Рис. П.2.3. Поршневой узел газожидкостного агрегата
210
Рис. П.2.4. Экспериментальный стенд для исследования
характеристик газожидкостного агрегата с рубашкой
охлаждения цилиндра
211
Похожие документы
КондрашовСбоев
КондрашовСбоев
task_15059x
task_15059x
H капли лучше вовлекаются в турбулентное движение и попадают в от-
H капли лучше вовлекаются в турбулентное движение и попадают в от-
Скачать
реклама