Анализ влияния конструктивных и режимных параметров на работу многоцелевого насос-компрессора для малых станций технического обслуживания Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК621.512:65:656.1 |$ £ ЩЕРБА

Е. А. ПАВЛЮЧЕНКО Е. Ю. НОСОВ Г. А. НЕСТЕРЕНКО А. К. КУЖБАНОВ

Омский государственный технический университет

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ НА РАБОТУ МНОГОЦЕЛЕВОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА ДЛЯ МАЛЫХ СТАНЦИЙ ТЕХНИЧЕСКОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ

В работе рассматривается анализ влияния основных конструктивных и режимных параметров на экономичность и производительность работы ротационного насос-компрессора с катящимся ротором. Приведены основные результаты расчетов, полученные при проведении анализа влияния угла развала между пластинами, скорости вращения вала, степени повышения давления, относительного эксцентриситета ротора и относительной высоты ротора на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность.

Ключевые слова: насос-компрессор, энергетические характеристики, относительный эксцентриситет ротора, относительная высота ротора.

На протяжении последних двух столетий в промышленной и бытовой технике чрезвычайно широко используются устройства и механизмы, действие которых основано на изменении рабочего объема. Это, прежде всего, насосы и компрессоры. И те, и другие предназначены для поднятия давления в рабочей среде с последующим ее перемещением потребителю. Причем во многих случаях рабочие среды этих машин (жидкости в насосах и газы, и их смеси в компрессорах) в той или иной степени оказываются совмещенными в одном агрегате. 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 высокоскоростных подшипников качения, вытеснение жидкостей при заправочных работах и т.д.). В некоторых случаях жидкости вместе с газами используются непосредственно при проведении рабочих процессов машин объемного действия.

Широко известно одновременное использование жидкостей и газов под давлением при обслуживании работы станочного парка (смазка трущихся поверхностей, подача смазочно-охлаждающей жидкости в зону резания, подача сжатого воздуха и жидкости под давлением в пневмозажимы, пневмо- и гидродвигатели) . Традиционно потребность в жидкости и газа под давлением в станочном оборудовании удовлетворяется путем использования отдельно установленных гидростанций и компрессоров, что, безусловно, усложняет общую конструкцию станков, ухудшает их массогабаритные характеристики и повышает стоимость. Необходимо отметить, что при объединении

функций насоса и компрессора в одном агрегате повышается компактность агрегата, а также существенно расширяется его область применения.

Таким образом, существует явная потребность в проектировании агрегатов, совмещающих одновременно функции источника сжатого газа и жидкости под давлением.

В работе [ 1 ] авторами была предложена конструкция ротационного насос-компрессора с катящимся ротором (НКсКР). В данной конструкции объединены функции компрессора и насоса, что позволило осуществить интенсивное охлаждение сжимаемого газа без прямого контакта сжимаемого газа с охлаждающей жидкостью, уплотнение рабочей полости и надежную жидкостную смазку трущихся поверхностей в рабочей полости. Полученная конструкция насос-компрессора обладает не только новыми функциональными возможностями, но и некоторыми техническими особенностями, которые ранее не изучались. Следовательно, необходимо провести анализ качественного и количественного влияния конструктивных и режимных параметров на изменение текущих значений давления, температуры газа, величину потерь производительности в компрессорной (КС) и насосной (НС) секциях, а также на внешние характеристики — коэффициент подачи КС, индикаторный изотермический КПД КС, объемный КПД НС и т.д.

Для этой цели, на основании существующих методик по математическому моделированию рабочих процессов поршневого [2, 3] и ротационного компрессора [4] и поршневого насоса [5,6] была разработана математическая модель рабочих процессов насосной и компрессорной секций НКсКР. Разработанная математическая модель рабочих процессов насосной и компрессорной секций агрегата позволяет

(^сяс _ к ¡^сж _ к )>

1/м

4000

3000 2000 1000 0

(беж _ к / Асж к ) 0,80

1 ^

2 /

\ /

90

180

0,70 0,60

0,50 0,40

270 а, град.

Рис. 1. Зависимость величины относительной площади теплообменной поверхности рабочей полости КС ж /Усж к (1) и относительного количества отводимой теплоты Осж ж 7 Асж ж (2) в процессе сжатия от угла а, где Рсж ж - площадь теплообменной поверхности рабочей камеры КС, ж — объем рабочей камеры КС, Осж „ - отводимое тепло

&ут_н1Мсж) у,- ам /л

\Мут_сж1Мсж)

0,15

0,12

0,09

0,06 0

3 /

У

2 —/— 1 ..........

90

0,15 0,125 0,10 0,075

180

0,05 270«, град

Рис. 2. Зависимость относительного количества утечек газа КС в процессе сжатия (1), нагнетания (2) и относительного количества энергии утечек газа КС в процессе сжатия (3) от угла а, где М сж - масса утечек газа КС в процессе сжатия, М н - масса утечек газа КС в процессе нагнетания, М - масса газа КС в начале сжатия, 1 - энтальпия газа

0,1

0,075 0,05 0,025 0

/

1 2 У ✓ ✓

. - - - А- —"..... —3

• ■ я 4 ----

0,10

Лиз.сж.' Циз.инд.У0 Т1об_инд> ^об > 0/°

100

90

180

0,075 0,05 0,025 0

270 а, град

90 80 70 60

4 ......

1 4 5

3

2

100 90 80 70

90

180

60

270а, град

Рис. 3. Зависимость относительных потерь работы в процессе всасывания НС (3) и нагнетания КС (4-без учета утечек, 2-е учетом утечек) и НС (1) от угла развала между разделительными пластинами. Где ЛАн к — потери работы в процессе нагнетания КС с учетом жидкости поступившей через неплотности НС, ДАп — потери работы в процессе нагнетания КС без учета жидкости, поступившей через неплотности НС, ЛАн п - потери работы в процессе нагнетания НС, ДАВ1. п - потери работы в процессе всасывания НС, А^ ж — индикаторная работа цикла КС, А^ п -индикаторная работа цикла НС

провести анализ влияния основных конструктивных и режимных параметров на экономичность и производительность работы НКсКР.

Основными конструктивными параметрами являются угол развала между пластинами а, относительный эксцентриситет 1)/р и относительная высота ротора Кр. Основными режимными параметрами, в значительной степени определяющими энергетические и расходные характеристики НКсКР, являются скорость вращения вала л^ и степень повышения давления в насосной ен и компрессорной ех секциях.

На рис. 1 — 5 показаны основные результаты расчетов, полученные при проведении анализа влияния угла развала между пластинами на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность при следующих значениях конструктивных и режимных параметров насос-компрес-сорного агрегата: рт=0.1 МПа, рт=0-4 МПа, РИ„=0.1 МПа, рн=1 МПа, у =0.043, К=0.217, по6=750 об/мин, Тст=300К, 23Т2 =2дТ = 5т = 20мкм, 25Т1 =5ТЗ= 15мкм.

Рис. 4. Зависимость коэффициента подачи (1) КС, индикаторного изотермического КПД (2),

изотермического КПД сжатия л„.сж. (3), индикаторного объемного КПД НС ЛоЛши. (4) и объемного КПД НС л,* (5) от угла развала между разделительными пластинами

С увеличением а объем КС уменьшается, а объем НС увеличивается, и, следовательно, увеличивается относительная поверхность теплообмена в КС. Характер зависимости относительного количества отводимой теплоты в процессе сжатия позволяет сделать вывод о том, что при определении количества отводимой теплоты при изменении угла развала между пластинами решающее значение имеет поверхность теплообмена. С увеличением а относительная площадь щелей (неплотности) увеличивается, что приводит к увеличению относительных утечек и относительной энергии сжимаемого газа, теряемой с утечками в процессе сжатия, причем интенсивный нелинейный рост наблюдается в диапазоне а от 180 до 270 градусов.

Таким образом, суммируя составляющие первого закона термодинамики тела переменной массы можно сказать, что наблюдается противоречивые тенденции по изменению интенсивности внешнего теплообмена и энергии теряемой с утечками. В диапазоне от 90 до 180 градусов изменения относительного количества отводимой теплоты явно превышают потери энергии, теряемые с утечками. С увеличением а относительные потери энергии в нагнетательном клапане КС увеличиваются. Необходимо отметить, что с увеличением а при неизменной площади сечения проходного клапана КС относительные потери работы в процессе нагнетания в КС будут уменьшаться, если

^инд к>Вт

40 30 20 10 0

>• ^и нд_

--------- ...........

Ск, 10"6 кг/с 100

75 50 25 О

N.

инд н

Вт

135

85

90 180 270 а, град

Рис. 5. Зависимость индикаторной мощности N

60

90

180

С„, Ю 3 кг/с 100

л.

д_н

75 50 25

270 а,

град

, и массовой производительности в, КС,

индикаторной мощности Мин(^11 и действительной массовой производительности Сн НС от угла развала между разделительными пластинами

, Чиэ.сяс.' Чиз.инд. '0/°

100

90 80 70

60

4 /

/ -- ^ 1

-! - 3 2

V

100

90 80 70 60

500

1000

1500 Поб, мин

Рис. 6. Зависимость коэффициента подачи Лж (1) КС, индикаторного изотермического КПД Л „ „«д. (2), изотермического КПД сжатия Л„.сж. '3) и объемного КПД НС т)ов (4) от скорости вращения вала

не учитывать увеличение плотности нагнетаемого рабочего тела за счет содержания в нем жидкости, поступившей через неплотности НС. Увеличение плотности рабочего тела за счет натекания жидкости в сжимаемый газ оказывает более существенное значение, чем падение средней скорости компримиру-емого рабочего тела через нагнетательный клапан при уменьшении объема рабочей полости КС, что приводит к увеличению относительных потерь энергии в нагнетательном клапане КС. Потери энергии в процессе всасывания КС весьма малы, и их значение не превышает 1%.

Уменьшение индикаторного изотермического КПД обусловлено, в первую, очередь резким возрастанием утечек в процессе сжатия и нагнетания при увеличении а, и во вторую очередь — увеличением относительных потерь работы в нагнетательном клапане.

Вследствие увеличения относительных утечек, коэффициент подачи компрессорной секции с увеличением а уменьшается. С увеличением угла а и уменьшением объема рабочей полости КС уменьшается ее абсолютная производительность и индикаторная мощность. С другой стороны, с увеличением угла а происходит увеличение рабочего объема НС и, соответственно, увеличивается подача насоса и подводимая индикаторная мощность. С увеличением объема рабочей полости НС при увеличении а относительные утечки подаваемой жидкости НС уменьшаются, что приводит к увеличению ее объемного индикаторного КПД.

На рис. 6 — 7 показаны некоторые результаты расчетов, полученные при проведении анализа влияния скорости вращения вала на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его

производительность при следующих значениях конструктивных и режимных параметров насос-компрессорного агрегата: а =90°, ркпс=0.1 МПа, рт=0.4МПа, РИ1С=0.1 МПа, рнн=1 МПсГу=0.043,"к=0.217, Тст=300К, 28Т2=28Т4= 8=20 мкм, 28т1=8тз=15мкм. Уменьшение индикаторного изотермического КПД при увеличении п^ обусловлено в первую очередь увеличением относительных потерь работы в нагнетательном клапане и во вторую —уменьшением количества отводимого тепла в процессе сжатия рабочего тела за счет уменьшения времени цикла. Вследствие уменьшения утечек коэффициент подачи КС с увеличением л^ увеличивается. С увеличениемп^ увеличивается также абсолютная производительность и индикаторная мощность КС и НС.

Относительные утечки подаваемой жидкости НС уменьшаются с увеличением лоб, что приводит к увеличению объемного КПД в целом, однако при п^ >1250 об/мин наблюдается уменьшение объемного КПД, что связано с резким увеличением потерь во всасывающем и нагнетательном клапанах.

При проведении анализа влияния степени повышения давления в НС бн и КС бх на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность при следующих значениях конструктивных и режимных параметров насос-компрес-сорного агрегата: а=90°, рю„=0.1 МПа, рш=0.1 МПа, ц> =0.043, К =0.217, Тст=300К, 28Т=28Т4=8=20 мкм, 2от=8тз=15мкм было установлено, что с увеличением ех индикаторный изотермический КПД увеличивается и имеет максимальное значение при е =6, что обусловлено в первую очередь приближением процесса сжатия к изотермическому и во вторую очередь - уменьшением относительных потерь работы в нагнетательном клапане. С увеличением бн индикаторный изотермический КПД уменьшается, что связано с увеличение относительных потерь энергии в нагнетательном клапане КС (с увеличением ен, возрастают притечки жидкости из НС в КС). Вследствие увеличения утечек рабочего тела из КС, коэффициент подачи компрессорной секции с увеличением бх уменьшается. При увеличении бн наблюдается уменьшение коэффициента подачи компрессорной секции, что обусловлено уменьшением массы сжимаемого газа за счет увеличения притечек жидкости из НС в процессе всасывания КС. С увеличением е^ уменьшается абсолютная производительность КС и увеличивается индикаторная мощность. При увеличении ен индикаторная мощность и массовая производительность КС уменьшаются, что объясняется уменьшением массы сжимаемого газа. С учетом принятых допущений об отсутствие радиальных и торцевых утечек и перетечек газа в рабочих полостях компрессорной секции можно

50 40 30 20 10

id к - ■•*'

500

1000

GK, 10* кг/с NUHd H, Вт 160

130 100 70 40

230 180 130 80 ,30

/

Nинд

GH

1500поб, мин' 500

G„, 10° кг/с 170

1000

140

110

70

40-, По6, мин

Рис. 7. Зависимость индикаторной мощности и массовой производительности КС, индикаторной мощности и действительной массовой производительности Сн НС от скорости вращения вала по;г

сделать вывод, что изменении от 2 до 6 не оказывает влияние на объемный КПД, производительность и индикаторную мощность НС. При изменении е(1 от2 до 14 уменьшается подача насоса, что связано с увеличением относительных утечек жидкости (значение объемного КПД также уменьшается) и увеличивается подводимая индикаторная мощность.

При проведении анализа влияния относительного эксцентриситета ротора \\>=e/R и относительной высота ротора Кр=В/2Rp на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность, было установлено, что увеличение i|/p будет более значимым, чем Кр, т.к. в этом случае при увеличении \|/р увеличивается эксцентриситет, что позволяет устанавливать клапаны с большим проходным сечением, и уменьшается ширина ротора, в результате чего уменьшаются радиальные притечки жидкости из НС. Указанные выше обстоятельства приводят к увеличению энергетических характеристик насос-компрессорного агрегата.

Библиографический список

1. Павлюченко, Е. А. Многоцелевой насос-компрессор для малых станций технического обслуживания / Е. А. Павлюченко, А. П. Болштянский, В. Е. Щерба // Вестник КГТУ. — Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2006. - Вып. 43, Транспорт. - С. 450 - 456.

2. Пластинин, П. И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1. Теория и расчет / П. И. Пластинин. — М.: Колос, 2006. — 399 с.

3. Пластинин, П. И. Расчет и исследование поршневых компрессоров с использованием ЭВМ / П. И. Пластинин // Итоги науки итехники. Сер. «Насосостроение и компрессоростроение». — М„ 1981. - 167 с.

4. Титов, И. Е. Математическая модель рабочего цикла компрессора с катящимся ротором с впрыском жидкости / И. Е. Титов, В. Е. Щерба, И. С. Березин // Изв. вузов. Энергетика. — 1991. — № 11. - С. 78-86.

5. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы : учебник для машиностроительных вузов / Т. М. Башта [и др.] — М. : Машиностроение, 1982. — 423 с.

6. Климов, А. АТеория рабочего процесса поршневого насоса с клапанным распределением / А. А. Климов, Ю. М. Орлов // Вестник УГТУ УПИ. На передовых рубежах науки и инженерного творчества: тр. 111 Межд. науч.-техн. конф. — Екатеринбург: ГОУ ВПОУГТУ-УПИ, 2004. - № 15 (45). Ч. 2. - С. 183-187.

ЩЕРБА Виктор Евгеньевич, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Гидромеханика и транспортные машины».

ПАВЛЮЧЕНКО Евгений Александрович, старший преподаватель кафедры « Гидромеханика и транспортные машины».

НОСОВ Евгений Юрьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры « Гидромеханика и транспортные машины».

НЕСТЕРЕНКО Григорий Анатольевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры « Гидромеханика и транспортные машины». КУЖБАНОВ Акан Каербаевич, аспирант кафедры «Гидромеханика и транспортные машины», инженер-конструктор второй категории ОАО «КБТМ». Адрес для переписки: e-mail: scherba_v_e@list.ru

Статья поступила в редакцию 07.02.2011 г. © В. Е. Щерба, Е. А. Павлюченко, Е. Ю. Носов, Г. А. Нестереико, А. К. Кужбанов

Книжная полка

531/С23

Сборник коротких задач по теоретической механике: учеб. пособие для вузов по специальностям в обл. техники и технологий / О. Э. Кепе [и др.]; под ред. О. Э. Кепе. - 2-е изд., стер. - СПб. [и др.]: Лань, 2009,-367 с. - ISBN 978-5-8114-0826-9.

Сборник содержит 1757 задач по всем разделам курса теоретической механики. Задачи предназначены для оперативного контроля знаний на практических занятиях, зачетах, при допуске к экзамену, а также могут быть использованы студентами для самоконтроля. Для всех задач приведены ответы. Даны методические рекомендации по организации и проведению самоконтроля.