CC BY
68
УДК 621.512
И. Э. ЛОБОВ
Омский государственный технический университет
РАЗРАБОТКА И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА, ОСНОВАННОЙ НА КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ЯВЛЕНИЯХ ГАЗА В ЛИНИИ НАГНЕТАНИЯ
В работе проводится анализ существующих систем охлаждения компрессоров объемного действия. Предлагается новая система охлаждения, основанная на колебательных явлениях газа в линии нагнетания. Описывается экспериментальный стенд для данной системы и приводятся результаты проведенных экспериментов.
Ключевые слова: поршневой компрессор, система охлаждения, экспериментальное исследование.
Прикладные научные исследования проводятся при финансовой поддержке государства в лице Минобрнауки России. Уникальный идентификатор прикладных научных исследований RFMEFI57414X0068.
Введение. Одним из основных способов повышения экономических показателей компрессорных установок является приближение процесса сжатия газа к изотермическому, что достигается охлаждением компримируемого газа. В связи с этим, по виду теплоносителя, различают два типа охлаждения компрессорных машин: воздушное и жидкостное. Системы воздушного охлаждения компрессоров весьма просты и надежны, они в сравнении с жидкостными, не требуют подготовки к использованию теплоносителя, отводящего теплоту от элементов компрессора, и имеют большой ресурс работы. Однако, несмотря на достоинства воздушных систем охлаждения, они имеют существенные недостатки. Как известно, воздух, являющийся теплоносителем данных систем, имеет весьма низкое значение коэффициента теплоотдачи, поэтому для достаточно эффективной работы воздушной системы охлаждения требуется высокое значение скорости воздуха, что является не всегда приемлемым, а в ряде случаев вообще невозможным. Работа вентиляторов воздушных систем охлаждения сопровождается высокими шумовыми характеристиками, что накладывает существенное ограничение на использование данных систем. Исходя из вышеприведенных недостатков, воздушные системы охлаждения получили большое распространение в компрессорных машинах малой производительности, и прежде всего в бытовых компрессорах.
Жидкостные системы охлаждения получили широкое использование в компрессорных установках средней и большой производительности. Использование данных систем в компрессорах средней и большой производительности связано с высокой эффективностью их работы, которая обусловлена большим значением коэффициента теплоотдачи
применяемых жидкостей в несколько раз превышающих коэффициент теплоотдачи воздуха. По типу — жидкостные системы охлаждения компрессоров подразделяются на рекуперативные и смесительные (впрыск охлаждающей жидкости). По некоторым данным, впрыск жидкости в камеру сжатия (смесительная охлаждающая система) позволяет увеличить производительность компрессора на 3 — 5 % и повысить экономичность последнего на 10—12 % [1]. Однако существенными недостатками впрыска являются: возможность возникновения гидроудара в рабочей камере компрессора, что приводит к разрушению компрессора; и высокие затраты энергии на распыл и отделение охлаждающей жидкости. В связи с вышеприведенными недостатками смесительные охлаждающие системы (впрыск охлаждающей жидкости камеру сжатия) в поршневых компрессорах широкого применения не нашли.
В отличие от смесительных систем, рекуперативные системы охлаждения поршневых компрессоров отличаются разнообразием их организации. В общем случае, различают открытые и закрытые жидкостные системы охлаждения. В открытых системах подача охлаждающей жидкости к цилиндрам компрессора осуществляется по открытому контуру, в котором вода (в данных системах только вода используется в качестве охлаждающей жидкости) непосредственно контактирует в теплообмен-ном аппарате (градирне) с окружающим воздухом. Основное достоинство таких систем заключается в высоком коэффициенте теплоотдачи со стороны воды. К основным недостаткам открытых жидкостных систем охлаждения следует отнести: высокую стоимость охлаждающей воды и нестабильность характеристик работы компрессора, которая обусловлена тем, что в процессе работы системы
происходит отложение солеи в элементах системы охлаждения (рубашки охлаждения, трубопроводы). В связи с этим с течением времени ухудшаются эксплуатационные характеристики компрессора (по некоторым данным в период 2 — 5 лет наблюдается снижение производительности компрессора на 25 — 30 %) [2, 3]. Исходя из рассмотренных недостатков открытых систем охлаждения, в настоящее время является актуальным отказ от данных систем охлаждения компрессорных установок в пользу более рациональных схем. Более рациональными в данном случае являются закрытые системы жидкостного охлаждения. В отличие от открытых систем они позволяют использовать в качестве теплоносителя любую жидкость (например, антифризы), что продлевает срок службы компрессорнои установки в целом и обеспечивает стабильную работу послед-неИ. Также благодаря закрытому контуру данных систем появляется возможность использования теплоты, выделяемои при сжатии газа.
Классическая система жидкостного охлаждения с закрытым контуром включает в себя: циркуляци-онныи насос, теплообменник, полости в цилиндрах для прохода в них жидкости (рубашки охлаждения), систему трубопроводов. Следует отметить, что на сегодняшнии день существуют модернизации вышеприведеннои системы, так, например, одним из способов улучшения эффективности даннои системы является использование не только рубашек охлаждения цилиндра, но и системы каналов для охлаждающеи жидкости расположенных в кла-панноИ коробке [4]. Приведенные выше рассуждения позволяют утверждать, что рекуперативные закрытые жидкостные системы охлаждения, применяемые в компрессорах, являются в настоящее время одними из самых привлекательных.
Большинство применяемых в компрессорных установках жидкостных систем охлаждения включает в своИ состав циркуляционный насос, обычно центробежного типа. Обычно насосы систем охлаждения имеют отдельный привод, что существенно ухудшает массогабаритные показатели компрес-сорноИ установки.
На сегодняшний день в литературной [5] и патентной документации [6, 7] представлено большое количество разнообразных конструктивных решений, так называемых насос-компрессоров, или, по-другому, гибридных энергетических машин
объемного действия. Следует заметить, что данные машины обладают расширенным функционалом, а точнее, способностями выполнять либо отдельно функции компрессора или насоса, либо совместно выполнять вышеприведенные функции. Исходя из возможности выполнения насос-компрессором функций насоса при работе его компрессорной части, насосную часть агрегата можно использовать в качестве источника циркуляционного движения жидкости в системе охлаждения данного гибрида [8]. Данное обстоятельство, позволяет получить компрессорную установку для производства сжатого газа с меньшими массогабаритными параметрами, нежели компрессор, имеющий отдельную насосную станцию.
Ниже (рис. 1) приведен один из возможных вариантов поршневой гибридной энергетической машины с замкнутой охлаждающей системой. Как отмечают авторы [8], работа данной машины достаточно экономична, и значения объемного КПД компрессорной полости сопоставимы со значениями объемного КПД компрессоров с общеизвестной жидкостной системой охлаждения с центробежным циркуляционным насосом. Однако, несмотря на высокую эффективность работы данной системы охлаждения, последняя накладывает существенное ограничение на производительность компрессорной части машины. Данное явление обусловлено ограничением частоты вращения коленчатого вала, которая, в свою очередь, ограничивается кавитаци-онным запасом насосной части машины. Следует заметить, что частота вращения коленчатого вала у данной машины составляет не более 600 об/мин, тогда как у поршневых компрессоров с параметрами представленной исследованной машины (ход поршня 45 мм, диаметр цилиндра 40 мм, диаметр штока 30 мм) частота вращения приводного вала находится в пределах 1500 — 2000 об/мин [8]. В данной связи применение рассмотренных систем охлаждения возможно только в тихоходных компрессорных установках.
Экспериментальное исследование. Учитывая особенности работы поршневого компрессора (периодичность рабочих процессов), в нагнетательном трубопроводе возникают колебания давления, причем данные колебания носят периодичный характер. Периодичное вначале повышение (процесс сжатия-нагнетания), а затем понижение давления
Рис. 1. Принципиальная схема поршневой гибридной энергетической
машины с замкнутой охлаждающей системой: 1. Цилиндр. 2. Охлаждающая рубашка. 3. Поршень. 4. Газовая полость. 5. Жидкостная полость
Рис. 2. Принципиальная схема поршневого компрессора с жидкостным охлаждением на основе использования колебаний давления газа на нагнетании
(процесс расширения-всасывания) также присуще поршневому насосу. Таким образом, колебательные процессы в нагнетательной линии компрессора, возможно, использовать для, например, циркуляции жидкости в системе охлаждения. Для использования данных особенностей работы поршневого компрессора была предложена следующая схема работы системы охлаждения (рис. 2).
Система жидкостного охлаждения поршневого компрессора включает в себя рубашку охлаждения поршневого компрессора 1, трубопровод 2 с установленным в нем обратным клапаном 3, соединяет жидкостную часть ресивера 4 с рубашечным пространством 1 поршневого компрессора. Жидкость из нижней части рубашечного пространства по трубопроводу 5 подается в ресивер 6. Из ресивера 6 жидкость через обратный клапан 7 и оребренный трубопровод 8 подается в ресивер 4. Газовая часть ресивера 4 соединена через трубопровод 9 с полостью нагнетания поршневого компрессора, а с помощью трубопровода 10 с потребителем. Данная система жидкостного охлаждения работает следующим образом. При работе поршневого компрессора газ из рабочей полости через нагнетательный клапан поступает в полость нагнетания, повышая в ней давление. В результате избыточного давления газ из полости нагнетания по трубопроводу 9 поступает в верхнюю часть ресивера 4 и давление в нем начинает повышаться. Избыточное давление Др оказывает воздействие на жидкость, размещенную в нижней части ресивера 4. Жидкость, под действием избыточного давления, открывает клапан 3 и по трубопроводу 2 начинает поступать в верхнюю часть рубашечного пространства 1. Учитывая слабую сжимаемость жидкости, из нижней части рубашечного пространства жидкость по трубопроводу 5 начинает поступать в нижнюю часть ресивера 6, сжимая находящийся в верхней части ресивера 6 газ. Под действием избыточного давления газ из ресивера 4 поступает к потребителю по трубопроводу 10. Давление в ресивере 4 начинает уменьшаться.
Кроме того, уменьшению давления газа в ресивере 4 способствует увеличение его объема за счет уменьшения количества жидкости в нем. Вследствие этого, под действием избыточного перепада давления, образовавшегося между ресиверами 6 и 4, жидкость открывает клапан 7 (при этом клапан 3 закрывается) и через оребренный трубопровод 8 поступает в ресивер 4, повышая в нем давление, а давление в ресивере 6, естественно, уменьшается. В дальнейшем описанные процессы повторяются. Теплота сжатия и работа сил трения отводятся от компрессора и рассеиваются в окружающую среду через поверхность оребренного трубопровода 8 и поверхность ресиверов 4 и 6.
Необходимо отметить, что в предлагаемой системе отсутствует циркуляционный насос с приводом, которые усложняют и удорожают систему. Также необходимо отметить, что данная система достаточно проста в плане организации и, по сути дела, такой системой может быть оснащен любой поршневой компрессор, ранее имевший жидкостную систему охлаждения.
Обзор современной литературы позволил сделать вывод, что рационального использования колебательных явлений газа (колебания давлений) в нагнетательном трубопроводе поршневого компрессора на основе которых предложена рассмотренная выше система охлаждения, ранее не применялось и энергия колебаний давления газа в основном рассеивалась в атмосферу, причем с использованием зачастую громоздкой гасящей акустической аппаратуры. К тому же энергия колебаний давления газа ранее не рассматривалась в роли источника циркуляции жидкости для охлаждающей системы поршневого компрессора. В этой связи также полностью отсутствуют теоретические сведения о работе системы жидкостного охлаждения компрессора на основе колебательных явлений газа на нагнетании. Это затрудняет разработку и исследование, а также определение рациональных параметров для вышеприведенных систем охлаждения.
Исходя из вышесказанного, целью данной работы является исследование рабочих процессов системы охлаждения поршневого компрессора, основанной на колебаниях давления газа в нагнетательной линии компрессора и разработка конструктивного решения для данной системы.
Для достижения данной цели необходимо решение следующих задач:
1. Разработать комплексную математическую модель рабочих процессов, протекающих в газовых полостях постоянного и переменного объема поршневого компрессора, нагнетательного трубопровода, а также в объемах жидкостной системы охлаждения.
2. Провести комплекс экспериментальных исследований, направленных на оценку работоспособности разрабатываемой системы охлаждения, и верификацию разработанной математической модели.
3. Создать экспериментальную компрессорную установку с размещенной в ней разрабатываемой системой охлаждения для проведения необходимых исследований.
4. Провести параметрический анализ влияния основных геометрических и эксплуатационных параметров предлагаемой системы жидкостного охлаждения на экономичность и эффективность работы поршневого компрессора.
Анализируя вышеприведенные задачи по исследованию предлагаемой системы охлаждения, стоит заметить, что наиболее трудоемкой и затратной из задач является экспериментальное исследование данной системы, для проведения которого требуется создание и введение в эксплуатацию стенда, позволяющего изучать поведения данного объекта при требуемых режимах его работы. Исходя из установленных выше требований к экспериментальному стенду, был разработан и реализован стенд для исследования характеристик жидкостной охлаждающей системы, основанной на использовании явлений колебаний давления газа на нагнетании. Конструктивная схема, на основании которой разрабатывался стенд, представлена на рис. 3.
Экспериментальный стенд создан на базе серийного компрессора.
Кривошипно-шатунный механизм компрессора приводится в действие электрическим двигателем мощностью 1,6 кВт и частотой вращения, равной 2700 об/мин. Для изменения частоты вращения коленчатого вала кривошипно-шатунного механизма использовался частотный преобразователь фирмы Ба88т. Электродвигатель был подключен по трехфазной схеме подключения. Частота вращения коленчатого вала измерялась индукционным датчиком фирмы А!8ш, закрепленным на корпусе компрессора.
Рис. 3. Конструктивная схема поршневого компрессора с жидкостным охлаждением на основе использования колебаний давления газа на нагнетании: 1. Картер. 2. Кривошипно-шатунный механизм. 3. Цилиндр. 4. Рубашка охлаждения. 5. Поршень. 6. Клапанная плита. 7. Полость всасывания. 8. Всасывающий клапан. 9. Полость нагнетания. 10. Нагнетательный клапан. 11. Гидробак. 12. Манометр. 13. Вентиль. 14, 15. Обратные клапана. 16. Нагнетающий трубопровод. 17. Расходомер с датчиком температуры жидкости. 18. Гидроаккумулятор. 19. Разделительный поршень
Рис. 4. Зависимости расхода и температуры охлаждающей жидкости от давления нагнетания компрессора
Измерение давления нагнетания производилось стрелочным манометром (12) с диапазоном измерения от 0 до 15 бар, с классом точности 1. Регулирование давления нагнетания производилось вентилем (13).
Расход жидкости и ее температуру измеряли с помощью расходомера PFM710-01-A (17) фирмы SMC, диапазон измерений расхода от 0,2 до 10 л/мин, температуры от 0 °С до 50 °С. Погрешность измерений расхода жидкости составляет ±3%, температуры жидкости ±5%.
В качестве обратных клапанов (14,15) использовались серийные жидкостные обратные клапаны фирмы Bugatti серии 191 с проходным сечением У" и пластиковым (полиамидным) запорным органом (затвором) 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 2,4 г, его ход до ограничителя подъема 4 мм.
Поршневой компрессор и разработанная система охлаждения, входящие в состав стенда, имеют следующие параметры (рис. 3): сжимаемый газ — воздух; охлаждающая жидкость — вода; диаметр поршня — 0,042 м; ход поршня — 0,038 м; длина поршня — 0,060 м; диаметр полости нагнетания — 0,02 м; длина полости нагнетания — 0,02 м; внутренний диаметр нагнетательного трубопровода 16 — 0,012 м;
внешний диаметр нагнетательного трубопровода 16 — 0,014 м;
внутренний диаметр гидробака 11 — 0,062 м; высота гидробака 11 — 0,12 м; длина рубашечного пространства 4 — 0,1 м; эквивалентный диаметр рубашечного пространства 4 — 0,02 м;
диаметр гидроаакумулятора 18 — 0,062 м; высота гидроаакумулятора 18 — 0,12 м; внутренний диаметр вентиля 13 — от 0,001 до 0,023 м;
диаметр запорного органа клапана 14 — 0,012 м; высота подъема запорного органа клапана 14 — 0,004 м;
диаметр запорного органа клапана 15 — 0,012 м; высота подъема запорного органа клапана 15 — 0,003 м;
давление всасывания компрессора — 0,1 МПа. Диаметры и длины соединительных трубопроводов системы имеют следующие значения (рис. 2):
диаметр трубопровода 2 — 0,008 м; длина трубопровода 2 — 0,1 м; диаметр трубопровода 5 — 0,008 м; длина трубопровода 5 — 0,011 м; диаметр трубопровода 8 — 0,008 м; длина трубопровода 8 — 0,25 м; Результаты экспериментальных исследований и их анализ. Пробные пуски экспериментального стенда показали достаточно уверенную работу системы охлаждения. Так, в диапазоне давлений нагнетания компрессора 3,5 — 5 бар, мгновенный расход жидкости в системе охлаждения увеличивался от 0,37 до 0,45 л/мин соответственно. Далее с увеличением давления нагнетания компрессора наблюдалось снижение мгновенного расхода жидкости, который при достижении давления в 6 бар составил 0,39 л/мин. На рис. 4 представлены зависимости расхода охлаждающей жидкости и ее температуры от давления нагнетания компрессора. Из графиков видно, что при увеличении давления нагнетания увеличивается температура в диапазоне от 33 до 47 °С. Данная зависимость близка к линейной. Увеличение температуры охлаждающей жидкости, в данном случае, объясняется увеличением температуры в полости компрессора за счет сжатия газа до более высоких значений давлений с выделением большего количества теплоты.
Зависимость расхода охлаждающей жидкости от давления нагнетания компрессора имеет характер, близкий к параболическому. Значение расхода в интервале давлений 3,5 — 5 бар увеличивается, а при дальнейшем увеличении давления наблюдается снижение расхода. Уменьшение расхода охлаждающей жидкости обусловлено уменьшением подачи компрессора вследствие того, что уменьшается объемный коэффициент при увеличении отношения давлений нагнетания к всасыванию 8. Уменьшение подачи компрессора приводит к уменьшению амплитуды колебаний давления в ресивере 11, а это, в свою очередь, приводит к уменьшению расхода охлаждающей жидкости в системе.
Библиографический список
1. Щерба, В. Е. Рабочие процессы компрессоров объемного действия / В. Е. Щерба. - М. : Наука, 2008. - 319 с.
2. Берман, Я. А. Системы охлаждения компрессорных установок / Я. А. Берман. — Л. : Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1984. — 288 с.
3. Горбушкин, Ю. В. Системы охлаждения компрессорных установок : метод. указ. / Ю. В. Горбушкин, А. С. Горшенин. — Самара : СамГТУ, 2008. — 16 с.
4. Пат. 2429378 РФ, МПК Б 04 В 39/06. Поршневой компрессор с водяным охлаждением / Хартль Михаэль (БЕ), Прёль Герхард (БЕ), Вайссе Дитер (БЕ) ; заявитель и патентообладатель Кнорр бремзе зюстеме фюр шиненфарцойге гмбх (БЕ), Кнорр бремзе зюстеме фюр нутцфарцойге гмбх (БЕ). — № 2008128464/06 ; заявл. 13.12.06 ; опубл. 20.09.11, Бюл. № 26. - 5 с.
5. Щерба, В. Е. Насос-компрессоры. Рабочие процессы и основы проектирования / В. Е. Щерба, А. П. Болштянский, В. В. Шалай, А. В. Ходорева. — М. : Машиностроение, 2013. — 388 с.
6. Пат. 118371 РФ, МПК Б 04 В 19/06. Поршневой насос-компрессор / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Нестеренко Г. А., Виниченко В. С. [и др.] ; заявитель и патентообладатель Омский гос. техн. ун-тет. — № 20121077932/06 ; заявл. 01.03.12 ; опубл. 20.07.12, Бюл. № 20. — 5 с.
7. Пат. 2518796 РФ, МПК Б 04 В 19/06. Машина объёмного действия / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Виниченко В. С. ;
заявитель и патентообладатель Омский гос. техн. ун-т. — № 2013100631/06 ; заявл. 09.01.13 ; опубл. 10.06.14, Бюл. № 18. — 5 с.
8. Виниченко, В. С. Исследование рабочих процессов и создание конструкции газожидкостного агрегата с гладким и профилированным поршневым бесконтактным уплотнением : дис. ... канд. техн. наук / В. С. Виниченко. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2014. — 201 с.
ЛОБОВ Игорь Эдуардович, соискатель по кафедре гидромеханики и транспортных машин Омского государственного технического университета; генеральный директор ОАО «Омсктрансмаш». Адрес для переписки: grigorev.84@list.ru
Статья поступила в редакцию 09.09.2015 г. © И. Э. Лобов
УДК 62151923 Л. Д. МАЛАЯ
Омский государственный технический университет
МЕТОДИКА ПРИГОДНОСТИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА ПРИ КОНТРОЛЕ
ПО КОЛИЧЕСТВЕННОМУ ПРИЗНАКУ
Статья посвящена статистическому анализу технологических процессов. Рассмотрены гипотезы статистического распределения с определением моментов распределения и критерия Пирсона, доказана нормальность распределения. Проведен эксперимент с последующим анализом групп данных. Проведено определение пригодности и воспроизводимости.
Ключевые слова: статистическое распределение, технологический процесс, критерий Пирсона, пригодность, воспроизводимость.
Для обеспечения высокого уровня качества и конкурентоспособности оборонной продукции, а также для выполнения в срок государственного оборонного заказа необходимо обеспечить стабильность технологических процессов производства и снижение их изменчивости.
В настоящее время на большинстве предприятий оборонно-промышленного комплекса внедрена, сертифицирована, успешно функционирует и постоянно совершенствуется система менеджмента качества на соответствие требованиям ГОСТ РВ 0015-002-2012 [1] и ГОСТ ISO 9001-2011 [2]. С целью выполнения требований данных стандартов необходимо использовать статистические методы управления качеством продукции и процессов производства.
Использование статистических методов помогает в понимании причины изменчивости и, следовательно, помогает организации в решении проблем и повышении результативности и эффективности производства. Изменчивость можно наблюдать в ходе и в результатах многих видов деятельности, даже в условиях очевидной стабильности. Применение статистических методов помогает измерять,
описывать, анализировать, интерпретировать и моделировать такую изменчивость, даже при относительно ограниченном количестве полученных данных. Статистический анализ таких данных может помочь понять природу, масштаб и причины изменчивости, способствуя решению и даже предупреждению проблем, которые могут быть результатом такой изменчивости, а также постоянному улучшению.
В связи с этим на ОАО «ОмПО «Иртыш» была разработана «Методика пригодности технологического процесса при контроле по количественному признаку». Данная методика позволяет проверить гипотезу о нормальном распределении, установить статистическую управляемость технологических процессов, определить причины дефектов, определить индексы воспроизводимости и пригодности процессов (рис. 1, 2).
Данная методика разработана и применена для определения линейных размеров детали. В качестве примера представлены данные по определению линейных размеров радиатора радиопередающего устройства. По результатам операции сверления отверстия 02,54+0,1 в течение четырех дней было
