CC BY
4
УДК 621.512.65.011.46.002.235+669
РУТКОВСКИЙ Ю.А., д.т.н., профессор (Донбасский государственный технический
университет)
РУТКОВСКИЙ А.Ю., к.т.н., доцент (Донбасский государственный технический
университет)
Выбор оптимальных режимов работы поршневых компрессоров на основе резонансно-акустических характеристик машин
Rutkovskij Yu.A, Doctor of Technical Sciences, Professor (DonSTI) Rutkovskij A.Yu, Candidate of Technical Sciences, Associate Professor (DonSTI)
Selection of optimal operating modes of piston compressors based on the resonance-acoustic characteristics of machines
Введение
При работе поршневых компрессоров в результате
периодических процессов всасывания во всасывающей системе, состоящей из фильтра, трубопровода, всасывающих клапанов и цилиндра, могут возникать интенсивные колебания давления, оказывающие существенное влияние на наполнение цилиндра газом.
Использование колебаний
давления для увеличения мощности и производительности объемных машин называется резонансно-акустическим наддувом.
Особенно сильное влияние на наполнение цилиндра воздухом оказывают резонансные колебания давления, размах амплитуды которых, как показали исследования [1], достигает порядка 0,03.. .0,05 МПа. Наилучшим вариантом является совпадение максимального давления в акустической волне с моментом закрытия всасывающих клапанов. В этом случае компрессор развивает наибольшую производительность.
Назовем длину всасывающего трубопровода, соответствующую
максимальной подаче компрессора, оптимальной по производительности, -^рез.опт. Оптимальным можно считать и сам режим работы компрессора с оптимальной резонансной длиной и максимальной производительностью. Однако существуют и другие оптимальные режимы, в которых компрессор работает с минимальным удельным расходом энергии.
Поршневые компрессоры
являются весьма энергоемкими машинами, которые за многие годы эксплуатации (более 15 лет) утратили свои первоначальные показатели: производительность снизилась более чем на 20 %, удельная мощность возросла на 8.10 % [1].
Анализ последних исследований и публикаций
Эффект повышения мощности двигателей внутреннего сгорания при использовании пульсаций газовой смеси во впускных трубопроводах был установлен сравнительно давно [2]. В работе [3] указывается, что форсирование силовых агрегатов применением инерционно-резонансного
наддува позволяет обеспечить прирост мощности на 11...12 %. Резонансная интенсификация может явиться наиболее экономичным методом повышения производительности
поршневых компрессоров при их эксплуатации в промышленных условиях [4].
Цель работы
Целью настоящей работы является проведение анализа экспериментально полученных резонансно-акустических характеристик поршневых
компрессоров для обоснования оптимальных режимов их работы при использовании резонансно-
акустического наддува, как наиболее экономичного метода интенсификации,
который может быть внедрен в практику эксплуатации компрессоров без существенных капитальных затрат.
Основная часть
На рисунке 1 представлены экспериментальные зависимости
влияния переменной длины
всасывающего трубопровода Lec на
3
(м /мин), удельную (кВт/(м3/мин))
производительность Q мощность N (кВт) и мощность Nуд компрессора ВП-20/8М.
Эти зависимости могут быть названы резонансно-акустическими характеристиками компрессора. На рисунке 2 изображен компрессор ВП-50/8М со всасывающим трубопроводом переменной длины.
М
/мин
кВт
м
/мин
24
23
22
21
О
8
10
12
NyS
Q,
-N
14 L
5,6 5,5 5,4
К кВт
125 120
115
fie >
М
Рис. 1. Зависимость производительности Q, мощности N и удельной мощности Луд компрессора ВП-20/8М от длины всасывающего трубопровода Ьвс
Рис. 2. Компрессор ВП-50/8М на стенде Краснодарского компрессорного завода в период испытания на резонансный наддув
Методика испытания
компрессоров состояла в том, что всасывающий трубопровод в начале отключался, а затем наращивался отрезками труб длиною 0,25.0,5 м. При каждой фиксированной длине измерялись: производительность,
мощность и температура.
Пневмоэлектрическим индикатором МАИ-2 записывались циклограмма колебания давления и индикаторные диаграммы в координатах р - а (где а -угол поворота коленчатого вала).
Анализ резонансно-акустических характеристик компрессора ВП-20/8М (см. рис. 1) показывает, что максимальные производительности компрессора имеют место при двух значениях резонансных длин всасывающего трубопровода
Lрез 1 = 3,8 м и Ьрез 2 = 14 м.
Они соответствуют резонансам колебаний давления по 2-й гармонике вынуждающих импульсов.
При первой резонансной длине (3,8 м) производительность возросла на
3 3
8,5% (с 21,2 м/мин до 23 м/мин), потребляемая мощность повысилась на 10 кВт, удельная мощность приобрела максимальное значение
5,6 кВт/(м /мин), что выше
первоначального значения на 4,7%.
При повторном резонансе
(Lpe3
2 = 14 м) эффективность снизилась до 6%, что является следствием увеличения сопротивления
всасывающей трубы в связи с ее удлинением. Однако удельный расход мощности остался на прежнем уровне, как и при Lpe31.
Как видно из поведения кривой Nyd = f (Lec) (см. рис. 1), наименьшая удельная мощность имеет место в зарезонансной зоне длин всасывающего трубопровода, в данном случае при Lec = 7 ... 7,2 м. Для компрессора ВП-50/8М минимум Nyd соответствует Lec = (1,1.1,4)
Lpe3.
Подобная картина имеет место для всех испытанных компрессоров. Явление снижения удельной мощности в зарезонансной области можно
объяснить следующим образом. При переходе системы через резонанс, как это следует из теории акустических колебаний [5], происходит сдвиг фазы колебания на 90° по отношению к мертвым точкам. В результате смещения по фазе происходит не только перераспределение давления по ходу поршня, но и уменьшение потери мощности при всасывании.
На графике (см. рис. 3) потери мощности при всасывании в компрессоре ВП-50/8М в режиме резонанса равны 17 кВт, а в зарезонансной зоне при Ьвс = 6 м они составили 6,2 кВт, то есть уменьшились в 2,74 раза. Подробные результаты испытаний компрессора ВП-50/8М представлены в работе [6].
Рис. 3. Влияние длины Ьвс всасывающего трубопровода компрессора ВП-50/8М на потери мощности на всасывание Лпот.вс при кольцевых клапанах
Отметим, что производительность его в резонансном режиме возросла на 11,6% (с 52 до 60 м3/мин при прямоточных клапанах).
Как показал анализ индикаторных диаграмм в координатах «давление -ход поршня», наполнение цилиндра воздухом в резонансной зоне продолжается при обратном движении поршня, так как самодействующие всасывающие клапаны в результате сдвига фазы колебания не могут закрыться из-за нарастающего давления в акустической волне. Это отражается на производительности и потребляемой мощности.
Как мы видим, взаимосвязь между колебаниями давления и моментами открытия и закрытия всасывающих клапанов, определяющих в конечном
итоге эффективность резонансного наддува, сложна, противоречива и недостаточно изучена. Но подобная картина, как показывают факты, имеет место для всех испытанных компрессоров. Для выяснения всех сторон этого явления необходимы дополнительные исследования.
В таблице 1 представлены фактические значения резонансных длин испытанных компрессоров, а также расчетные значения их для новых проектируемых компрессоров.
Выбор рациональных режимов работы компрессоров зависит от определения резонансной длины всасывающего трубопровода с достаточной для практики точностью.
Вычисление длин, приведенных в таблице 1, велось по формуле,
учитывающей переменный за время всасывания объем цилиндра и момент закрытия всасывающих клапанов. Вывод формулы представлен в работе [7]. Расчет по предлагаемой формуле дает ошибку в определении расчетных значений по сравнению с фактическими не более 5%, что для практики использования допустимо.
Выбор оптимальных зон всасывающей системы должен
Резонансные пар
определяться технико-экономическим сравнением вариантов.
Расчеты показывают, что общий экономический эффект от внедрения резонансно-акустического способа интенсификации и дисковых клапанов нового поколения составит на одну компрессорную станцию из 4-х компрессоров ВП-50/8М более 2,5 млн. рублей в год [6].
Таблица 1
ы компрессоров
Тип компрессора Частота вращения вала п, об/мин Диаметр цилиндра 1-й ступени Б1, мм Радиус кривошипа Я, мм Диаметр всасывающего трубопровода, dmp, мм Расчетная резонансная длина всасывания трубопровода Ьрез.р, м Фактическая резонансная длина Ьрез, м Номинальная производительность Q, Нм3/мин Производительность Qp, Нм3/мин Номинальная мощность Ы, кВт Мощность резонансного режима Ыр, кВт Тип всасывающих клапанов (К - кольцевые, П - прямоточные, Т - тарельчатые)
5Г-100/8 187 880 225 450 10,7 10,7 100 106 К
2ВГ 167 900 215 450 12,2 11,7 90 95,4 625 663 К
55В 167 900 215 400 11,4 11,0 90 95,4 625 663 К
ВП-50/8М 375 600 150 250 4,8 4,1 52,5 60 275 317 К
ВП-50/8М 375 600 150 250 4,8 4,1 50,5 57,5 280 317 П
ВП-20/8М 500 380 110 225 4,2 3,8 20 23,3 100 130 П
2ВМ4-20/4 600 450 75 225 3,8 20 23,3 90 103 П
2ВМ4-54/3 750 370 75 225 2,8 54 63 151 169 П
302ВП-10/8М 735 300 62 150 2,9 л о К 10 11,65 57 64 П
305ВП-30/8 500 470 110 250 4,8 30 35 159 178 П
4ВМ-2,5-14/41 980 330 55 200 2,2 ш ы н ы к 14 16,3 155 173 К
2ГМ4-54/3 750 450 75 225 2,7 о К 54 63 153 171 П
3ГП-20/8 500 400 105 200 4,2 и К 20 23,3 120 134 П
4С2ГП-10/8М 735 300 62 150 2,9 10 11,65 47 53 П
ЗиФ ШВКС-5 980 200 55 100 0,55 4,65 5,25 34 38 Т
Выводы
Рассмотренные результаты
исследования с очевидностью показали значительную эффективность
резонансного наддува поршневых компрессоров с цилиндрами двойного действия в 1 -й ступени и резонансом по 2-й гармонике. Они выявили и ряд недостатков: ухудшение теплового режима 1 -й ступени, а также возрастание нагрузки на двигатель.
Главным выводом следует считать то, что назрела насущная потребность в проведении теоретических и
экспериментальных исследований для получения резонансно-акустических характеристик эксплуатируемых и проектируемых компрессорных машин. Данные характеристики должны быть включены в справочную литературу с целью использования их на стадии внедрения.
Список литературы
1. Лавренченко Г.К. Исследование резонансного наддува для повышения производительности поршневых компрессоров / Г.К. Лавренченко, С.Г. Швец, А.В. Копытин // Технические газы. - 2003. - №4. - С. 915.
2. Дьяченко Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания: рабочие процессы: учеб. для вузов по спец. «Двигатели внутреннего сгорания» / Н.Х. Дьяченко и др. - Л.: Машиностроение, 1974. - 551 с.
3. Русинов Р.В. К вопросу эффективности инерционно-резонансного наддува двигателей внутреннего сгорания / Р.В. Русинов, В.В. Румянцев, Р.Ю. Добрецов // Научно-технические ведомости СПбГПУ. - 2013. - №4-1(183). - С. 250255.
4. Рутковский Ю.А. Повышение подачи поршневых компрессоров путем использования резонансных колебаний давления газа во всасывающих системах/ Ю.А. Рутковский // Уголь Украины. - 2011. - №7. - С. 26-31.
5. Поль Р.В. Механика, акустика и учение о теплоте / Р.В. Поль. - М.: Наука, 1971. - 480 с.
6. Рутковский Ю.А. Резонансные характеристики поршневых компрессоров с самодействующими клапанами нового поколения и их роль в повышении эффективности пневматического оборудования промышленного производства / Ю.А. Рутковский, В.В. Найчук,
A.Ю. Рутковский // Сб. науч. тр. ДонИЖТ. - 2016. - Вып. 43. - С. 43-58.
7. Рутковский Ю.А. Исследование колебаний давления во всасывающей системе поршневого компрессора при движении газа в ней с дозвуковой скоростью / Ю.А. Рутковский,
B.И. Ризун, В.В. Найчук, А.Ю. Рутковский // Сб. науч. тр. ДонГТУ. - 2016. - Вып. 46. - С. 57-63.
Аннотации:
В статье рассмотрены результаты экспериментальных исследований влияния резонансных колебаний давления газа во всасывающей системе на режимы работы поршневых компрессоров типа L. Определены зоны всасывающей системы, при которых компрессор работает в оптимальных режимах, что дает значительный экономический эффект.
Ключевые слова: поршневой компрессор, всасывающая система, акустико-резонансный наддув.
The article considers the results of research of the influence of resonant gas pressure fluctuations in the suction system on the operating modes of L-type reciprocating compressors. The zones of the suction system where the compressor operates in optimal modes are determined, which gives a significant economic effect.
Keywords: piston compressor, suction system, acoustic-resonant boost.
