Анализ влияния диаметра выходного отверстия для подачи газа к потребителю на рабочие процессы поршневой гибридной энергетической машины объемного действия, основанной на колебаниях давления газа в линии нагнетания Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621512 В. И. СУРИКОВ

В. Р. ВЕДРУЧЕНКО Н. С. ГАЛДИН В. С. ЩЕРБАКОВ И. Э. ЛОБОВ В. Е. ЩЕРБА А. В. ГРИГОРЬЕВ

Омский государственный технический университет, г. Омск

Омский государственный университет путей сообщения, г. Омск

Сибирздий государственный автомобильно-дорожный университет,

г. Омск

Омский завод транспортного машиностроения,

г. Омск

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ДИАМЕТРА ВЫХОДНОГО ОТВЕРСТИЯ ДЛЯ ПОДАЧИ ГАЗА К ПОТРЕБИТЕЛЮ НА РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ПОРШНЕВОЙ ГИБРИДНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ МАШИНЫ ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ, ОСНОВАННОЙ НА КОЛЕБАНИЯХ ДАВЛЕНИЯ ГАЗА В ЛИНИИ НАГНЕТАНИЯ

В работе описывается новая конструкция поршневой гибридной энергетической машины объемного действия, основанной на колебаниях давления газа в линии нагнетания, которая позволяет снизить затраты на производство сжатого газа. Приводится краткое описание математической модели рабочих процессов в полостях исследуемой машины. Показаны зависимости рабочих параметров и интегральных характеристик от диаметра выходного отверстия для подачи газа к потребителю, построенные в результате математического моделирования рабочих процессов. Приведен анализ полученных зависимостей.

Ключевые слова: гибридная машина, насос, компрессор, параметрический анализ.

На сегодняшний день одним из перспективных ГЭМОД возможно на базе любого серийного порш-направлений в области разработки компрессоров невого компрессора, использующего жидкостную и насосов является создание гибридных энергети- систему охлаждения [3, 4], что подчеркивает акту-ческих машин объемного действия (ГЭМОД) [1]. альность ее разработки. В данном случае рубашки Конструкция поршневой ГЭМОД, основанная охлаждения компрессора включаются в замкнутый на использовании колебаний давления газа в линии жидкостный контур с двумя газожидкостными ре-нагнетания компрессорной секции [2], среди дру- сиверами, один из которых связан с линией нагих конструкций, отличается простотой ее реализа- гнетания компрессора (рис. 1). Для обеспечения ции. Так, например, создание такой конструкции циркуляции жидкости по контуру в последнем

Рис. 1. Принципиальная схема поршневой ГЭМОД с жидкостным охлаждением на основе использования колебаний давления газа на нагнетании: 1 — рубашка; 2, 5, 8 — жидкостный трубопровод; 3, 7 — обратный клапан; 4, 6 — ресивер; 9, 10 — газовый трубопровод

устанавливается два самодеиствующих жидкостных клапана (рис. 1).

Диаметр выходного отверстия 10 (рис. 1), через которые газ подается к потребителю, является одним из основных параметров, оказывающих существенное влияние на работу насосноИ секции ПГЭМОД.

В связи с этим необходима оценка влияния диаметра выходного отверстия на рабочие процессы насоснои секции и компрессорнои секции ПГЭМОД.

Данную оценку будем проводить на основе зависимостей рабочих характеристик поршневой ГЭМОД от диаметра выходного отверстия, построенных в результате моделирования рабочих процессов, протекающих в полостях контрольных объемов исследуемой машины [5].

Следует отметить, что процессы рабочей полости и газовых полостей ресиверов 4 и 6, а также полости нагнетания рассчитывались с применением фундаментальных законов сохранения энергии тела переменной и постоянной массы, законов сохранения массы и движения и уравнения состояния газа [6]. Для газовой полости ресивера 4, в котором расположено выходное отверстие, система основных уравнений, описывающих рабочие процессы, имеет вид:

Ъи = ЪМ - р • ЪЫ + к ¡п • ЪМР1 ¡а • ЪМа

1=1

п1 п2

dM = к dMf¡ ЪМа

1=1 1=1

V = / (и) Р = (к -1) и

(1)

Т =

рЫ_ КМ

ра, объем и масра газа в полости ресиве]м 4; /, ¿а. — удельная энбальпия отделяемой и присоединя-

емой йМ„. моссы гэос; Л, к — газовая постоянная и показатель адгабаты; п1, п2 — число источников, через который гат натекает в полость ресивера 4 и вытыкает из него соответственно; т — время.

Моделировени- течения газа в соединительном труборр=во-е 9 осноаывается на системе дифференциальных ур ранений неразрывности, движения и энергии, атпысанных в частных производных [7].

— + Ъ1о(ри ) = 0

ди х'

+ Ъ1о(риРих )+дР = 0 ди дх

(2)

г)( Е\

^ ' + Ъ1о(рихЕ) + Ъ1о(рих) = 0 ди

Р =

КТ

где М, бд — количество теплоты и внутренняя энергия газа; р, Т, V, М — текущие давление, температу-

где Е = и +— — полная удельная энергия газа;

и = суТ — удельная внутренняя энергия газа; их — проекция вектора скорости на ось ох, совпадающая с осью трубопровода; су — удельная изохорная теплоемкость; Т, р — температура и плотность газа.

Течение жидкости в жидкостных трубопроводах 2, 5 и 8, а также в ресиверах 4 и 6 рассчитывалось на основе уравнений Эйлера для вязкой жидкости [8, 9].

Следует отметить, что адекватность математической модели подтверждена экспериментально [10].

Значения геометрических параметров ПГЭМОД, используемых при проведении настоящего анализа, приведены в работе [10].

С увеличением диаметра выходного отверстия уменьшается частота и амплитуда колебаний газа в полости нагнетания и меняется форма индикаторной диаграммы (рис. 2а и 2б). Сравнивая зависимости мгновенного давления в полостях ресиверов 4 и 6 от угла поворота коленчатого вала

о

го

1=1

РсРн\№)

РсРн\ (Па)

700000 600000 500000 400000 300000 200000 100000

отв =1 мм

л А

л/ V Лл

/ V ' 1 у и \ \

\ Рс Рн\

/ Г

у \

800000 700000 еооооо

500000 400000 300000 200000 100000

^отв = ^ мм -

А

' Рс Рн\

! \

\

3,23 3,67 4,10 4,54 4,97 5,41 5,85 6,28 0,44 0,87 1,31 1,75 2,18 2,62 3,05ф,рЭД 3,23 3,67 4,10 4,54 4,97 5,41 5,85 6,28 0,44 0,87 1,31 1,75 2,18 2,62 3,05ф,/>аЭ

а) б)

Рис. 2. Зависимость мгновенного давления в рабочей полости и полости нагнетания ПГЭМОД от угла поворота коленчатого вала

3,23 3,67 4,10 4,54 4,97 5,41 5,85 6,28 0,44 0,87 1,31 1,75 2,18 262 3,05 ф;раД

а) б)

Рис. 3. Зависимости мгновенных давлений в ресивере 4 и ресивере 6 от угла поворота коленчатого вала

Рис. 4. Зависимость мгновенных скоростей V2w и V в ресиверах 4 и 6 от угла поворота коленчатого вала

Рис. 5. Зависимость мгновенных скоростей V и V3w в ресиверах 4 и 6 от угла поворота коленчатого вала

при разных значениях йотв можно сделать следующие выводы:

1. При малых значениях d Ш = 1 мм) на-

А отв у отв '

блюдается четко выраженная зона превышения давления рн2 над рн3 от угла поворота коленчатого вала ф1=5,85 до ф2=1,13 (рис. 3а). Затем небольшая переходная зона 1,13<ф<1,92, на которой наблюдается знакопеременная разница между рн2 и рн3 и затем зона устойчивого превышения давления рн3 над рн2 при 2,18<ф<5,85. Этой картине изменения полностью соответствуют зависимости изменения мгновенных скоростей У^ и У3^ по углу поворота коленчатого вала, представленные на рис. 4. На углу

поворота 5,85<ф<1,13 мы наблюдаем наличие скорости У2^, причем максимальное ее значение превышает значение 2 10-2м/с. В переходной области значение скоростей У^ и У3и- близко к нулю. В области значений 2,18<ф<5,85 мы наблюдаем наличие скорости У3к с максимальным значением до 1,5 ■ 10-2 м/с и отсутствие скорости У2к.

2. При больших значениях d Ш = 4 мм)

отв отв

мы наблюдаем область устойчивого превышения давления рн2 над рн3 при 5,85<ф<1,13 (рис. 3б), а на остальном угле поворота коленчатого вала знакопеременную величину (рн2_Рн3) с постепенным уменьшением давления р и увеличением давле-

А,г|

шдиз.

\\ X

Л инд.из

Рис. 6. Зависимость относительного расхода охлаждающей жидкости С /С от диаметра выходного отверстия

Рис. 8. Зависимость коэффициента подачи и индикаторного изотермического КПД от диаметра выходного отверстия

б)

Рис. 7. Зависимость мгновенной подачи газа к потребителю от угла поворота коленчатого вала

ния рн3. Аналогично изменению давлений рн2 и рн3 изменяются значения мгновенных скоростей V2w и V3w (рис. 5). В области 5,85<ф<1,13 значение скорости V3w =0, а значение скорости V2w достигает максимального значения 2 ■ 10-2 м/с. Максимальное

значение скорости V при d =4 мм меньше макА 2^ А отв

симальной скорости V при d = 1 мм. На осталь-

А 2^ А отв

ном угле поворота коленчатого вала мы наблюдаем постепенное уменьшение амплитуды и длительности скорости Ы2w и увеличение амплитуды и длительности скорости V . Максимальное значение скорости V при d =4 мм превышает максималь-

А 3^ А отв 1

ное значение скорости V при d = 1 мм.

А 3^ А отв

В целом с увеличением диаметра выходного отверстия уменьшаются значения средних скоростей

V2wcp и V3wcp, а также расход охлаждающей жидкости. Уменьшение расхода охлаждающей жидкости приводит к уменьшению относительного расхода охлаждающей жидкости (рис. 6) G /G. При уменьшении d увеличиваются колебания давления

отв J ^

в ресивере 6 и возрастает неравномерность подачи газа к потребителю (рис. 7а и 7б).

Сложные колебательные процессы, происходят в нагнетательной линии компрессорной секции ПГЭМОД при уменьшении диаметра выходного отверстия. Первоначально, при увеличении domB происходит уменьшение X и ^UHU3, а затем их увеличение (рис. 8).

Необходимо отметить, что при увеличении domB наблюдается незначительное увеличение относительных потерь работы в процессе всасывания и нагнетания.

Библиографический список

1. Щерба В. Е. Насос-компрессоры. Рабочие процессы и основы проектирования. М.: Машиностроение, 2013. 388 с.

2. Пат. 2578748 Российская Федерация, МПК F 04 B 39/06. Поршневой компрессор с автономным жидкостным охлаждением / Болштянский А. П., Щерба В. Е., Кайгородов С. Ю., Кузеева Д. А.; заявитель и патентообладатель Омский гос. техн. ун-т. № 2015105837/06; заявл. 19.02.15; опубл. 27.03.16, Бюл. № 9.

3. Берман Я. А. Системы охлаждения компрессорных установок. Л.: Машиностроение (Ленингр. отд-ние), 1984. 288 с.

4. Горбушкин Ю. В., Горшенин А. С. Системы охлаждения компрессорных установок. Самара: Изд-во СамГТУ, 2008. 16 с.

5. Лобов И. Э. Разработка и расчет системы жидкостного охлаждения поршневого компрессора на основе использования колебаний давления газа на нагнетании // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2016. № 4. С. 19 — 25.

6. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1. Теория и расчет. М.: Колос, 2000. 456 с. ISBN 5-10-003525-0.

7. Фотин Б. С. [и др.] Поршневые компрессоры / под общ. ред. Б. С. Фотина. Л.: Машиностроение, 1987. 372 с.

8. Башта Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. М.: Машиностроение, 1974. 606 с.

9. Альтшуль А. Д., Киселев П. Г. Гидравлика и аэродинамика. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Стройиздат, 1975. 326 с.

10. Лобов И. Э. Разработка и экспериментальное исследование системы охлаждения поршневого компрессора, основанной на колебательных явлениях газа в линии нагнетания // Омский научный вестник. Сер. Приборы, машины и технологии. 2015. № 3 (143). С. 159-163.

СУРИКОВ Валерий Иванович, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор кафедры

а)

«Физика» Омского государственного технического университета (ОмГТУ).

ВЕДРУЧЕНКО Виктор Родионович, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор кафедры «Теплоэнергетика» Омского государственного университета путей сообщения (ОмГУПС). ГАЛДИН Николай Семенович, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий кафедрой «Подъёмно-транспортные, тяговые машины и гидропривод» Сибирского государственного автомобильно-дорожного университета (СибАДИ). ЩЕРБАКОВ Виталий Сергеевич, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий кафедрой «Автоматизация производственных процессов и электротехника» СибАДИ.

ЛОБОВ Игорь Эдуардович, кандидат технических наук, генеральный директор АО «Омсктрансмаш». Адрес для переписки: grigorev.84@list.ru ЩЕРБА Виктор Евгеньевич, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий кафедрой «Гидромеханика и транспортные машины» ОмГТУ. Адрес для переписки: Scherba_V_E@list.ru ГРИГОРЬЕВ Александр Валерьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» ОмГТУ. Адрес для переписки: grigorev.84@list.ru

Статья поступила в редакцию 03.04.2017 г. © В. И. Суриков, В. Р. Ведрученко, Н. С. Галдин,

В. С. Щербаков, И. Э. Лобов, В. Е. Щерба, А. В. Григорьев

УДК 621:629.013:629.3.027 В. Н. ТАРАСОВ

И. В. БОЯРКИНА

Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет,

г. Омск

ТЕОРИЯ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ ПНЕВМОКОЛЕС НАЗЕМНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ_

В статье рассматриваются особенности новой теории грузоподъемности пнев-моколес для наземных транспортных средств в строительных и других областях. Разработаны новые положения и получены новые результаты теории грузоподъемности пневмоколес, основанной на применении метода отсечения контакта от оболочки шины замкнутой поверхностью, нормальной к опорной плоскости. Особенность разработанной теории заключается в использовании закона Паскаля для оценки роли сжатого воздуха внутри шины. Новые результаты являются обобщением большого числа опубликованных данных для параметров пневмошин, выпускаемых отечественной промышленностью и зарубежными фирмами. Использование метода отсечения контакта шины от каркаса является новым в российской и зарубежной практике. Используется новое понятие, предложенное авторами статьи, — подъемная сила контакта и установлена ее связь с грузоподъемностью для выпускаемых промышленностью пневмоколес. Рассмотрены общепринятые критерии подобия пневмо-колес, на основе которых получены новые критерии и условия подобия шин. Установлена зависимость грузоподъемности пневмоколеса от площади контакта шины для статистического ряда пневмоколес разных размеров и грузо-подъемностей. Получена новая зависимость грузоподъемности от сочетания геометрических параметров пневмоколес, зависимость грузоподъемности от подъемной силы контакта шины. Достоверность полученных результатов характеризуется уравнениями регрессии этих параметров с коэффициентом корреляции R2=0,92—0,99. Предложенная теория позволяет повысить надежность выбора параметров и работоспособность проектируемых колес. Ключевые слова: грузоподъемность, пневматическая шина, метод сечений, площадь контакта, среднее давление.

Пневмоколесо является достаточно сложным пневмоколеса или при выборе типа и размера ко-

механизмом, выполняющим специфические функ- леса с целью использования в первую очередь не-

ции при использовании его в качестве ходового обходимо оценить условия его работы, т.е. характер

механизма для наземных транспортных средств [1]. опорной поверхности и ряд других факторов. Главным параметром пневмоколеса являются пло- При работе на твердой поверхности использу-

щадь контакта пневматической шины и среднее ют пневмошины высокого давления (до 0,8 МПа),

удельное давление в контакте. При проектировании что позволяет уменьшить габаритные размеры