Особенности работы дожимающих газовых компрессоров при переменном начальном давлении Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.521

Особенности работы дожимающих газовых компрессоров при переменном начальном давлении

К. А. БЕЛЫШЕВА1, А. С. МАКОВЕЕВА, М. А. МОЛОДОВ,

канд. техн. наук Ю. И. МОЛОДОВА2, д-р техн. наук А. И. ПРИЛУЦКИЙ3,

д-р техн. наук И. К. ПРИЛУЦКИЙ4 1Ька_8@тай.ги, УиПа_тоМоуа@таП.ги, 392325 5 0@тай.т, 45 5 9 2 0 85@mail.ru

Университет ИТМО 191002, Санкт-Петербург, ул. Ломоносова, 9

Аналитическим путем исследовано влияние переменного в условиях эксплуатации начального давления на текущие и интегральные параметры двухступенчатого дожимающего компрессора, работающего на водород содержащих смесях при постоянном конечном давлении. Результаты расчетного анализа представлены в цифровой и графической форме. Обоснованы закономерности снижения отношений давлений, удельной теплообменной поверхности и температур нагнетаемого газа по ступеням при повышении начального давления. Показано, что рост давления в сочетании с уменьшением температуры газа на выходе I ступени приводит к увеличению плотности и массы газовой смеси в мертвом объеме цилиндра и снижает объемную производительность компрессора, приведенную к условиям всасывания. Установлено, что при некоторой величине начального давления возможна трансформация процесса расширения II ступени по конечным параметрам, характеризуемая переходом от близкого к изоэнтропному к процессу с отводом теплоты. Приведенные гистограммы дают наглядное представление о количестве теплоты передаваемой от газа к стенкам цилиндра на любом участке рабочего цикла ступеней компрессора.

Ключевые слова: дожимающий компрессор, водород содержащий газ, переменное начальное давление, ступень, клапаны, теплообмен, моделирование, численный анализ.

Информация о статье

Поступила в редакцию 25.08.2015, принята к печати 29.01.2016 ао1: 10.21047/1606-4313-2016-16-1-47-54 Ссылка для цитирования

Белышева К. А., Маковеева А. С., Молодое М. А., Молодова Ю. И., Прилуцкий А. И., Прилуцкий И. К. Особенности работы дожимающих газовых компрессоров при переменном начальном давлении // Вестник Международной академии холода. 2016. № 1. С. 47-54.

Gas booster compressor operation at variable inlet pressure

K. А. BELUCHEVA, A. S. MAKOVEEVA, M. A. MOLODOV, Ph. D. Ju. I. MOLODOVA, D. Sc. A. I. PRILUTSKIY, D. Sc. I. K. PRILUTSKIY

1bka_8@mail.ru, 2Julia_molodova@mail.ru, 392325 5 0@mail.ru, 45 5 9 2 0 85@mail.ru

ITMO University 191002, Russia, St. Petersburg, Lomonosov str., 9

The article analyses the influence of variable, under operating conditions, inlet pressure on actual and integral parameters of two-stage booster compressor which is used for compressing hydrogen-bearing gas and operating at constant output pressure. The data and graphs for design analysis calculations are shown. Laws of decreasing pressure ratio, specific heat-exchange surface and input gas temperatures for each stage when initial pressure is being increased are substantiated. Pressure increase combined with gas temperature drop at the 1ststage outlet is shown to result in gas mixture density and mass increase in cylinder clearance volume and to reduce compressor volumetric capacity at suction conditions. At some value of inlet pressure 2nd stage expansion process is proved to change its final parameters, with transition from nearly isentropic to heat removal process occurring. The histograms show the amount of heat transferred from gas to cylinder walls at any operating cycle part of compressor stages.

Keywords: Booster compressor, hydrogen-bearing gas, variable inlet pressure, stage, valves, heat exchange, simulation, numerical analysis.

Введение

Поршневые компрессоры (ПК) используются в составе стационарных, транспортных и передвижных технологических установок (ТУ) различного назначения [1, 2] и практически определяют эффективность и надежность работы установки в целом. За последнее время расширился спрос на дожимающие и вакуум-компрессоры с отличным от атмосферного и переменным в ходе эксплуатации (во времени) давлением всасывания р В ряде случаев отклонение рвс 1 от номинального значения в ту или иную сторону весьма существенно и ведет к перераспределению отношений давлений по ступеням, к изменению динамики движения пластин клапанов и температурного режима ступеней, что отражается на эксплуатационных параметрах (производительность, потребляемая мощность, ...) компрессора.

Получение указанной информации в ходе заводских испытаний весьма проблематично из-за больших временных и финансовых затрат. Поэтому в данной работе, опираясь на существующие тенденции [3], авторы показывают возможность прогнозирования подобной информации расчетным путем на стадии проектирования и изготовления. В качестве «расчетного аппарата» была принята, разработанная на кафедре криогенной техники Университета ИТМО, прикладная программа КОМДЕТ, учитывающая реальные свойства газов, газовых и парожидкост-ных смесей и фазовые переходы из газового состояния в парожидкостное и обратно в течение рабочего цикла [4, 5-9, 15], прошедшая всестороннюю проверку на адекватность на отечественных фирмах и в вузах РФ [10, 11, 16]. Ниже приводятся сведения об объекте исследования и результатах проведенного численного эксперимента.

В качестве объекта исследования выбран дожимающий газовый компрессор 4ГМ2.5-40/ (0.1.0.24) — 1.0, созданный на оппозитной базе 4М2.5 и содержащий 2 ступени сжатия с поршнями двойного действия. При ходе поршня =110 мм и частоте вращения вала 1500 об/мин средняя скорость поршня с = 5,5 м/с, т. е. близка к максимальной у существующих мировых аналогов. Рабочие полости (А и Б) каждой из ступеней имеют рабочий объем Vh и содержат индивидуальные ленточные клапаны прямоугольной формы. Такое исполнение клапанов позволяет увеличивать длину клапанных пластин Ь и сечение щели клапанов/щ ~ Ьпл при сохранении конструкции рубашки базового цилиндра и повышении эффективности работы компрессора.

Исследуемый компрессор работает на водород-со-держащей газовой смеси «ГУНТ-4», состав которой соответствует приведенному ниже:

Состав смеси: Н — 82,84; СИ, — 7,92; СН — 4,24;

2 4 ' 7 2 6

СзН6 — 2,26; ^^ — 0,6; пС4Н10 — 1,32; ЗЗД — 0,44 ~ Ю5 — 0; пС5Н12 — 0,27; Н^ — 0,11.

При рвс = 0,1 ММ Па и Твс1 =2 293 К: R = 1216,9 Дж/ (кг-К); k = 1,2839,вр = 0,2804 кг/м3.

вс

Основные конструктивные и режимные параметры компрессора:

Относительный мертвый объем I (II) ступеней, а. 9 (15) %

Температура газа на входе I (II) ступеней, Т^ 293 (313)К

Индикаторная мощность 1 • (А + Б), N г рядов 4 инд 240 кВт

При выполнении численного эксперимента приняты следующие допущения:

— ступени компрессора — герметичные, с водяным охлаждением — K = 0,4;

— рабочие циклы полостей А и Б обеих ступеней идентичны;

— газодинамические потери в промежуточном холодильнике на всех режимах работы компрессора приняты постоянными: Лрх = 0,01 МПа = const.

При подготовке численного эксперимента на базе инженерной методики расчета [1, 12-14] был выполнен предварительный т/д расчет компрессора, в ходе которого были обоснованы тип, число клапанов и способ их расположение в ступенях, а также определены минимальные относительные мертвые объемы полостей А и Б ступеней компрессора а1 и ап.

На втором этапе, используя программу КОМДЕТ с учетом найденных величин а и а , был выполнен поверочный расчет компрессора при номинальном режиме работы: р , = 0,1 МПа, Т = 293 К и Т = 313 К. В ходе

* ^всЛ ' ' вс.1 вс.11

поверочного расчета были оптимизированы [14, 16, 17] основные параметры клапанов I и II ступеней (число, геометрия и материал пластин в отдельном клапане, перемещения концевых и средних точек пластин и др.), которые в дальнейшем оставались постоянными.

Основной задачей численного эксперимента являлось исследование работы дожимающих газовых компрессоров при переменном начальном давлении рвс I > 0,1 МПа. В существующих дожимающих компрессорах сверхвысокого (СВД), высокого (ВД) и низкого (НД) давления диапазон рвс I весьма велик. В качестве примера в табл. 1 приведем данные из работ наиболее известных отечественных авторов [1, 12, 13].

Таблица 1

Марка компрессора Рабочее вещество Давление всасывания

4ВМ2.5-1.66/ (23-251) Воздух р = 2,3 МПа г вс '

4ГМ16-45/ (35-55) Кислород р = 3,5 МПа ^ вс 5

2ГМ16-24/ (40-60) Водород р = 4,0 МПа ^ вс 5

2ГМ40-5/400-1500 (ПК СВД) Этилен р = 40,0 МПа ^ вс '

Согласно теории поршневых компрессоров с увеличением плотности (давления) газа на входе в ступень компрессора газодинамические потери в клапанах, описываемые соотношением Ар ~ Ар , должны нарастать.

С другой стороны, увеличение плотности газа р отражается на удельной теплообменной поверхности рабочей камеры Е , величину которой авторы работы [11] рекомендуют определять на основе уравнения

Е = 2 (1 + 5 /О)/ (р м2/кг (1)

т.о у п ' угвс п7 у '

Анализ структуры уравнения (1) показывает, что интенсивность процессов теплообмена в ступенях дожимающих компрессоров по мере роста плотности (давления) газа на входе в I ступень должна снижаться.

Массовый расход — Z ■ (А + Б), m ^ рядов.1ст v '' 723 кг/ч

Номинальное давление на входе, рвс1 (ном) 0,1 МПа

Номинальное давление на выходе, рнгП 1,0 МПа

Исследуемый компрессор работает с давлением всасывания в диапазоне 0,1 < рвс1 < 0,24 МПа. При численном эксперименте указанный диапазон задавался рядом дискретных значений рвс1 = 0,1-0,12-0,15-0,18-0,21-0,24 МПа. Совмещенные текущие параметры I и II ступеней компрессора при минимальном и максимальном начальном давлении рвс 1 показаны на рис. 1, а соответствующие интегральные параметры приведены на рис. 2 и в табл. 2.

Для упрощения восприятия результатов численного эксперимента введем обозначения характерных точек рабочего цикла ступени компрессора:

3 и 3' — ВМТ и момент закрытия нагнетательного клапана;

4 и 4' — начало и момент полного открытия всасывающего клапана;

)и ы' — НМТ и момент закрытия всасывающего клапана;

2 и 2' — начатый момент полнегвонкрытия нянне-тательного клапана;

р,а — ночкн , снонвенснвующне аанмнснву теипара-тур газа и стенок в процессах расширения (р) и сжатия (с) соотвеастаенно.

Полученные текущие параметры дают первичное представление об уровне давлений и температур в характерных точках рабочего цикла обеих ступеней,

о качественной картине процессов тепло- и массооб-мена в цилиндре на каждом из участков цикла и своевременности закрытия клапанов. При необходимости объем информации может быть дополнен диаграммами движения пластин клапанов и рядом термодинамических зависимостей в координатах энтальпия — масса газа (й-М), температура — полная (Г-£) или удельная (Г-<У) энтропия, а также данными о скоростях газа ф (м/с-град), тепловых потоках Q-ф (Дж-град) и коэффициентах теплоотдачи а-ф (Вт/(кг-К)-град) в рабочих полостях ступеней.

Текущие параметры целесообразно анализировать совместно с цыфрвяоймнфырмацией об интенральных параметрах ступени, пример которой приведен в табл. 2. В первом столбце табл. 2 приведены результаты, соответ-стерющые номрнаиьнрмн рмжнеу работы компрессора, которые при сравнительном анализе итоговых результатов в з адянномщнронзона()ДНщфЫ 0,2М МНлсронимаются за «эталонные». На остальных исследованных режимах НОмС Р'М внмм) ворра-ювнмосьлыльео рачаланан давление рвс 1, а прочие параметры сохранялись постоянными.

Представленный крмнлекм^Мфолыш мгдофнч еской информации позволяет судить не только о качественной, но и о количественной стороне взаимосвязи текущих и интегральных параметров в ступенях компрессора и степе-

I ступеш>

II саупемн

0,9 0,6

0,3

0,0

Т, К

385 345 305 265

__£> >ч \

\ л <32— X X

3-"— 2' - 2

\р Х.С

О 4Л, . .ГУае

4' 1

р, МПы 0,9 0,6

0,3

0,0

Т, К

385 345 305 265

3 V 2' 2\ °Ч

Р V, 4'

—

—°>12 2' N

ь А 4

4'

0,0

0,2

0,4

0,6

1,0

С

0,0

0,2

0,4

0,6

1,0

С

4, К 385 345 305 265 16 44, К 385 345 305 265 15 97

3 12 3'

3' 11 11 С V

V !{>с I г ]11' 1_ и 1

4 4' 1 4'

,82 16 97 17 87 15, 92 15,

5, кДж/(кгК)

Рис. 1. Тек^циепараметры 1и Пстщеней компрессора 4ГМ2.5-40/ (0.1-0.24)-10. Постоянные: р = 1,0МПа; Пс = 0.00; Т =293 К;а= 2,15; Т = 313 К;

г нг.к ' ' С ' ' вс.С ' II ' ' вс.СС '

-34 = =1,10МПа,р ==0,331 МПа, р п = 0,020МПа

Г вс.С г нг.С Г вс.СС

-------р =5рмМПа, р =0,668МПа, р = 0,058МПа

г вс.С г нг.С Г вс.СС

5, кДж/(кгК)

1

1

0

0

3,3

П

2.4

1.5

1.6

P,

кг/м3

0,9

0,2 0,91 X 0,81

0,71

N

1 тинд?

кВт 54 38 22

0,1

П

Пп

Рзл^О

P1.I

i^fl-- ■О о

г

N

инд

------О—"

О ^инд.П

0,17

0,24

Лср МПа

420

380

340

2,6

Р3/Р1 2,4

2,2 V1C. IA,

м3/мин 11,8

11,6

11,4 7,2

N,

-"уд. к? кВт/

(м3/мин)

5

0,1

--Днг.П

---V

•

1

p3.I/p1.I

0,17

0,90 0,88 0,86

0,24

РвсР МПа

Рис. 2. Интегральные параметры компрессора 4ГМ2.5-40/ (0.1-0.24)-1.0 при р = 1,0 МПа = const и переменном давлении всасывания р .

ни их зависимости от переменной в ходе эксплуатации величины начального давления рвс

Анализ полученных результатов позволяет установить следующее.

1. Рост начального давления (р > 0,1 МПа) при рнгк= 1,0 МПа = const приводит к снижению отношения давлений в компрессоре П = р / р , , что влечет за со-

А А к Г нг.к г всЛст^

бой изменение промежуточного давления между ступенями рвс которое отклоняясь от исходной величины р п = 0,32 МПа в большую сторону, является причиной снижения отношения давлений (П^ и П|) и температур нагнетаемого газа Тнг1 [ в обеих ступенях на фоне нарастающего давления нагнетания I ступени р tT (см. табл. 2, рис. 1, 2).

2. На режимах рвс1 > 0.1 МПа увеличение рнг1 в сочетании со снижением температуры газа Тнг1 приводит к увеличению плотности р и массы М газовой смеси в цилиндре при положении поршня в нижней р1 = f (рвс t) и в верхней р3 = f (рвс1) мертвых точках.

Из приведенных на рис. 2 графиков следует, что интенсивность изменения величин р3 и р1 различна, вследствие чего их отношение р3/р1 = f (рвс t) снижается по мере роста давления на входе в I ступень р

В работе [11] установлено, что объемный коэффициент ступеней Хо, компрессора, работающего на реальных газах и газовых смесях, связан с величиной р3/р1 уравнением

Хо = 1 - а СР3/Р1-1) (2)

Из анализа структуры уравнения (2) следует, что величина X , помимо традиционно учитываемых факторов (отношение давлений в ступени П, относительный мертвый объем а, показатель адиабаты К), существенно зависит и от интенсивности процессов теплообмена на участках всасывания 4-1 и нагнетания 2-3, влияющих на величину р3/р1 и массу газа в мертвом объеме Мм = М3 = арз^, где Мз =f (Рз).

3. При принятых допущениях коэффициент подачи X герметичной ступени компрессора согласно [11] описывается уравнением

X = XX [X — (АХ + АХ )], (3)

д т о у вс иг'-1 ^ у '

где Xд = р/рвс — коэффициент давления, учитывающий влияние газодинамических потерь во всасывающем тракте;

X! = Т /Тх — тепловой коэффициент, учитывающий подогрев свежего газа в рабочей камере в процессе всасывания;

Таблица 2

Интегральные параметры компрессора 4ГМ2.5-40/ (0.1-0.24)-1.0 (пол. А) при работе на смеси ГУНТ-4 с переменным давлением всасывания рвс т

Параметры Давление всас^1вания Т ступени рвст, МПа

0,1 0,12 0,15 0,18 0,21 0,24

р , МПа 0,33 0,38 0,453 0,525 0,597 0,668

П1 3,3 3,167 3,020 2,917 2,843 2,783

а 0,09

Т „ К 293

р т, кг/м3 0,2804 0,3365 0,4206 0,5047 0,5888 0,6729

тА1, кг/ч 192,40 234,91 297,9 360,1 422,1 484,1

V т, нм3/мин 11,286 13,779 17,475 21,122 24,761 28,369

УвсШ м3/мин 11,436 11,635 11,805 11,892 11,948 11,97647%

N „ кВт 29,003 33,773 40,569 47,132 53,629 59,967

N „ кВт ном.Р 27,430 31,984 38,455 44,688 50,856 56,870

£ и к АN , кВт 1,573 1,789 2,114 2,444 2,773 3,097

Т , К 397,0 392,8 388,2 385,0 382,6 380,6

М3, г 0,5991 0,6934 0,8328 0,9688 1,106 1,244

Р , м2/кг т.ст 86,46 72,04 57,64 48,03 41,17 36,03

р3, кг/м3 0,708 0,820 0,984 1,144 1,308 1,468

р|5 кг/м3 0,275 0,331 0,415 0,499 0,582 0,666

р3 / р| 2,571 2,477 2,371 2,293 2,247 2,204

X 0,8103 0,8245 0,8365 0,8426 0,8467 0,8497

X 0,9996 1,0003 0,9989 0,9995 0,9989 0,9999

X 0,9818 0,9840 0,9867 0,9879 0,9891 0,9895

X 0,8588 0,8672 0,8766 0,8835 0,8877 0,891538%

АX вс 0,0182 0,0139 0,0102 0,0098 0,0090 0,0106

АX 0,0145 0,0152 0,0182 0,0205 0,0219 0,0231

б , Дж ^ср.ц' ^ -41,836 -42,096 -42,659 -43,262 -43,958 -44,124

р тт, МПа 0,32 0,37 0,443 0,515 0,587 0,658

РнгТГ^ МПа 1,0

ПП 3,125 2,703 2,257 1,942 1,704 1,520

аТТ 0,15

Т тт, К 313

рвс.ТР кг/м3 0,8396 0,9707 1,1621 1,3508 1,5394 1,7253

тдтт, КГ/ч 192,60 234,40 297,7 358,6 422,3 483,5

V _, им3/мии 11,296 13,751 17,461 21,037 24,769 28,360

N п, кВт 28,740 30,108 30,892 30,183 28,577 25,979

ЕЙ Й с N тт, кВт 27,349 28,434 28,803 27,707 25,726 22,790

АМ кВт кл, 1,391 1,674 2,089 2,476 2,851 3,189

О Т , К 416,1 402,3 385,7 372,2 360,8 351,0

нн М3, г 1,035 1,070 1,116 1,155 1,190 1,223

Р , м2/кг т.о' 33,56 29,03 24,25 20,86 18,31 16,33

р3, кг/м3 1,997 2,062 2,152 2,227 2,296 2,360

р|; кг/м3 0,831 0,961 1,153 1,340 1,529 1,714

р3/р1 2,402 2,146 1,866 1,662 1,502 1,377

X 0,7374 0,7765 0,8236 0,8537 0,882 0,901

X 1,0006 0,9989 1,0010 1,0001 0,9998 1,0007

X 0,9898 0,9910 0,9914 0,9924 0,9930 0,9932

X о 0,7898 0,8282 0,8700 0,9006 0,9248 0,9434

-24,946 -23,646 -22,498 -21,726 -21,469 -21,565

ТЫ ,кВт 57,743 63,881 71,461 77,315 82,206 85,906

К V ,м3/мин вс.1А' 11,436 11,635 11,805 11,892 11,948 11,976

Nул К, кВт/ См3/мии) 5,049 5,490 6,053 6,501 6,880 7,173

ЛХвс — снижение объемного коэффициента в результате запаздывания закрытия всасывающих (вс) и нагнетательных (нг) клапанов.

Сравнение интенсивности изменения величины объемного коэффициента X и прочих (X -X -AX -AX ) компо-

о 1 4 д т вс нгу

нентов коэффициента подачи X (см. табл. 2 и рис. 2) позволяет установить следующее.

— На номинальном режиме (р = 0,1 МПа), с учетом возможной работы компрессора при повышенном давлении нагнетания, правомерным представляется выполнение условия П > П.

— Приведенная к условиям всасывания объемная производительность дожимающего компрессора Увс = XVhn =f (Pud) ^ const. Ее изменение практически пропорционально изменению величины объемного коэффициента, т. е. Увс ~ Хо. При стабильной работе клапанов в заданном диапазоне рвс1 прочие составляющие коэффициента подачи X играют второстепенную роль.

— Зависимости X и V в функции от р , качественно

о вс г вс.1

одинаковы и характеризуются постепенным снижением интенсивности их приращения по мере увеличения р

— Максимальное приращение объемной производительности по мере роста давления рвс 1 в заданном диапазоне применительно к рассмотренному варианту компрессора незначительно и не превышает 4,7%.

4. Полная индикаторная мощность компрессора N представляет собой сумму индикаторных мощностей N t и N п, характер изменения которых при переменном давлении всасывания рвс t имеет свои особенности, обусловленные различным диапазоном изменения отношений давлений по ступеням П.=f (рвс1).

Данные, приведенные в табл. 2 и на рис. 2, показывают, что в заданном диапазоне рвс1 снижение отношения давлений в I ступени П1 не превышает 18% при практически линейной зависимости N = f (tр ., ХП,).

инд.1 J ^'-'вс.Р ^ V

Изменение индикаторной мощности II ступени N II =f (tрвс II, ХП11) носит более сложный характер и соответствует описанным в литературе [1, 12, 13] закономерностям, присущим замкнутому циклу ступени компрессора при работе с переменным давлением всасывания. В рассмотренном случае при 0,32 < р < 0,658 МПа и р = 1,0 МПа = const отношение давлений во второй ступени Пп снижается более, чем в 2 раза! Вследствие этого, функция N п = f (рвс1) имеет максимум при рвс1 ~ 0,15 МПа, после которого наблюдается ее снижение и соответствующее уменьшение интенсивности прироста суммарной индикаторной мощности N .

Затраты мощности на проталкивание газа через клапаны в обеих ступенях, определяемые как разность индикаторной Аинд и номинальной Аном мощностей для каждой из рабочих полостей AN = N — N , возраста-

А кл инд ном' А

ют пропорционально рвс1.

5. Приведенные в табл. 2 интегральные параметры, позволяют утверждать, что среднее за цикл количество теплоты Q п, отводимой от газа во II ступени с повышенной плотностью, примерно в 2 раза ниже аналогичной величины Q t на I ступени. Это хорошо согласуются с результатами предварительного прогноза, выполненного на основе уравнения (1), связывающего величину удельной теплообменной поверхности рабочей камеры F с ее геометрическими размерами и с плотностью газа рвс.

Подтвердить сделанный вывод можно путем сравнения разности энтропии газа ASc р = Sc - S^ в характерных точках цикла с и р, в которых текущая температура газа равна температуре стенок рабочей камеры. Проведенный анализ рабочих циклов ступеней компрессора в координатах Т-s (см. рис. 1) показал следующее:

I ступень: ASc-f = Sc - Sf = 17,11-16,84 = 0,27 кДж/ (кг-К)

С-р при Т = Т = 330 К;

А ст г.ф 7

II ступень: ASc-f < 0,10 кДж/ (кг-К) при Т = Т = 345 К,

А ст г.ф ^

что указывает на существенно большую интенсивность процессов теплообмена в ступенях с низкой начальной плотностью рабочего вещества.

6. Форма представления результатов анализа процессов теплообмена в координатах Т-s и Q = f (ф), по мнению авторов, перспективна и нацелена на получение новой, научно значимой информации. Отметим некоторые из полученных результатов.

— На номинальном режиме (р = 0,1 МПа = const) равенство массовых расходов газа m в ступенях компрессора с заданными диаметрами цилиндров (см. рис. 1) и относительными мертвыми пространствами а = 0,09 и а = 0,015 наступает при примерном равенстве отношений давлений по ступеням П: ~ П . Выполненные расчеты показывают, что на этом режиме при положении поршня в ВМТ соотношение масс газа в мертвых объемах I и II ступеней соответствует величине М3 / М31 = 1,73, т. е. М3 п>>М31 (см. табл. 2), а удельная теплообмен-ная поверхность II ступени F,r согласно уравнению (1), снижается, что должно приводить к трансформации реального процесса расширения 3'-р-4 на II ступени.

Действительно, если рассматривать процесс расширения в I ступени по конечным параметрам 3—4, то можно установить его соответствие изоэнтропно-му процессу, показанному на рис. 2 пунктирной вертикальной линией исходящей из точки 3'. На II ступени процесс 3'—4 не соответствует изоэнтропному и классифицируется как процесс с отводом теплоты, поскольку величина энтропии s4 в момент окончания процесса расширения (точка 4) меньше, чем в точке пересечения изоэнтропы с линией реального процесса 3'—р-4-4'.

— На режимах с повышенным начальным (рвс t > 0,1 МПа) и промежуточным (рвс ) давлением наблюдается (см. табл. 2) постепенное выравнивание масс газа в мертвом пространстве первой (М3 t) и второй (М3 п) ступеней. Их соотношение при р ~ 0,24+001 МПа в результате более прогрессивного роста плотности газа на всасывании I ступени становится равным единице.

— Оформление результатов численного анализа процессов теплообмена в виде гистограмм, показанных на рис. 3, представляется авторам существенным методическим шагом вперед, поскольку позволяет иметь наглядное представление о направлении и количестве теплоты подводимой к газу на любом участке рабочего цикла, что до настоящего времени не предусмотрено в существующих математических моделях и созданных на их основе прикладных программах расчета, а следовательно, не используется в практике комплексного расчетного анализа рабочих процессов компрессоров и детандеров на стадии проектирования.

е,дж 60

40

3 3' Р4 41

1 Г

г г

-40 -60 -80

90

180

-

■

Q 51 Cf ц -41, 836 ,3

270

360 ф, град

в,Дж 30

20

о -10 -20 -30 -40

3 3' Р 4 Г

Г

2 2'

90

180

о о

п Р ч -24, 946

Цж

270 360

Ф, град

Рис. 3. Гистограммы процессов теплообмена в цилиндрах1иПступенейкомпрессора4ГМ2.5-40/(0.1-0.24)-10 при работе на номинальном режиме: а — I ступон ь (р ц 0,а2МТ1а, Т =245К,0 = 0,ЗпМПа, П = 3400); б — II ступень (р = М,3С МПа, Т =(13К,р =1,Т0МПа, К = 3,ХТ5)

а

Заключение

1. В результате проведенной работы, обоснована перспективность практического применения апробированных методик расчета базирующихся на математическом моделировании рабочих процессов компрессорных и расширительных машин объемного действия на стадиях разработки, модернизации, изучения и получения новой научной информации о рабочих процессах, анализ которых затруднен или полностью невозможен в условиях натурного эксперимента.

2. Показаны широкие возможности программы КОМДЕТ, пщ/аахх/о(какллоройиспользован иеррю хиционаын методомсоааияпиопоо/ющих /рбочкр про цессор, бахтр4ющийоянх = чеоеизмете0из антроп ти ю онталиот рябпчеповзщтсиви и уритыв4Ющййскот-ства реальных газов, газовых и парожидкостных смесей при фазовых превращениях рабочего вещества из газового состояния в парожидкостное и обратно в течение рабочего цикла.

3. Комплекс выходной информации программы КОМДЕТ, представленный в статье в цифровой и графической форме, позволяет формулировать научно обоснованные выводы о степени совершенства объекта исследования и рекомендовать на стадии проектирования оптимальные конструктивные решения, обеспечивающие требования технического задания на разработку (модернизацию) поршневых компрессоров любого типа и назначения.

Список литературы

1. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. — М.: Машиностроение, 1969. 742 с.

2. Архаров А. М., Архаров И. А. Беляков В. П. и др. Криогенные системы. Т. 2. Основы проектирования аппаратов, установок и систем. Учебник. — М.: Машиностроение, 1999. 719 с.

3. Уайлд Д. Оптимальное проектирование / Пер. с англ. В. С. Данилина, В. А. Петушкова, П. П. Усова. Под ред. В. Г. Арчегова. — М.: Мир. 1981.

4. Прилуцкий И. К. Метод определения мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи в элементах ступеней машин объемного действия. // Технические Газы. 2013. № 4. с. 19-26.

5. Soave G. S. Rigoraus and simplified procedures for determining the pure componenst parameters in the Redlich-Kwong-Soave eguation of State. // Chem. Eng. Science, 1980, v. 35, p. 17251729.

6. Peng D. Y., Robinson D. B. Two and three-phase eguilibrium calculations for coal gasification and related proceses. Thermodynamics of agueous systems with industrial applications ACS Symposium Series, 1980, v. 133, p. 393-414.

7. Рид Р., Праусниц Дж., Шервуд Т. Свойства газов и жидкостей: Справочное пособие. / Пер. с англ. Под ред. Б. И. Соколова. 3-е изд., перераб. и доп. — Л.: Химия, 1982. 592 с.

8. Уэйлес С. Фазовые равновесия в химической технологии. Часть 1. — М.: МИР, 1989. 304 с.

9. Акулов Л. А., Борзенко Е. И., Зайцев А. В. Теплофизические свойства и фазовое равновесие криопродуктов. Справочник, — СПб.: СПбГУНиПТ, 2009. 566 с.

10. Прилуцкий А. И. Расчетная Т-s диаграмма реального цикла ступени поршневого детандера. // Компрессорная техника и пневматика. 2008. № 1. с. 22-25.

11. Прилуцкий А. И., Прилуцкий И. К. Объемная производительность поршневого компрессора V^ = f (рвс, Твс, R) = const!? // Компрессорная техника и пневматика. 2013. № 3. с. 35-41.

12. Прилуцкий И. К., Молодова Ю. И., Прилуцкий А. И., Сна-зин А. А., Ворошилов И. В. Анализ эффективности работы поршневого детандера при переменной продолжительности процесса наполнения // Вестник Международной академии холода. 2014. № 1. С. 68-73.

13. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры: В 2 т. — М.: КолосС, 2006. Т. 1: Теория и расчет. 400 с.

14. Кондратьева Т. Ф., Исаков В. П. Клапаны поршневых компрессоров. — Л.: Машиностроение, 1983. 158 с.

15. Юша В. Л., Новиков Д. Г. Интенсификация процессов теплообмена в рабочей камере бессмазочных компрессоров // Вестник Международной академии холода. 2004. № 4. С. 8-11.

16. Прилуцкий И. К., Ворошилов И. В. Опыт практического применения прикладной программы КОМДЕТ при оптимизации рабочих процессов и конструкций ступеней ПК и ПД на стадии проектирования. Сборник докладов научн. — практ. конф. Краснодар, 16-18 мая 2013. с. 34-48.

17. Прилуцкий И. К., Иванов Д. Н., Замолоцкая Е. И., Бессонный А. Н., Прилуцкий А. И. Применение методов моделирования при доводке уплотнительных узлов поршневых компрессоров на стадии проектирования. // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2004. № 9, с. 27-30.

References

1. Frenkel' M. I. Piston compressors. M.: Mashinostroenie, 1969. 742 p. (in Russian)

2. Arkharov A. M., Arkharov I. A. Belyakov V. P. ets. Cryogenic systems. Vol. 2. Bases of design of devices, installations and systems. Textbook. M.: Mashinostroenie, 1999. 719 p. (in Russian)

3. Uaild D. Optimum design / Translation with English V. S. Danilina, V. A. Petushkova, P. P. Usova. Under edition V. G. Archegova. — M.: Mir. 1981. (in Russian)

4. Prilutskii I. K. Method of determination of instant local coefficients of a thermolysis in elements of steps of cars of volume action. Tekhnicheskie Gazy. 2013. No 4. p. 19-26. (in Russian)

5. Soave G. S. Rigoraus and simplified procedures for determining the pure componenst parameters in the Redlich-Kwong-Soave eguation of State. Chem. Eng. Science, 1980, v. 35, p. 17251729.

6. Peng D. Y., Robinson D. B. Two and three-phase eguilibrium calculations for coal gasification and related proceses.

Thermodynamics of agueous systems with industrial applications ACS Symposium Series, 1980, v. 133, p. 393-414.

7. Rid R., Prausnits Dzh., Shervud T. Properties of gases and liquids: Handbook. / Translation with English under edition B. I. Sokolova. L.: Khimiya, 1982. 592 p. (in Russian)

8. Ueiles S. Phase balance in chemical technology. Part 1. M.: MIR, 1989. 304 p. (in Russian)

9. Akulov L. A., Borzenko E. I., Zaitsev A. V. Heatphysical properties and phase balance of cryoproducts. Reference book. — SPb.: SPbGUNiPT, 2009. 566 p. (in Russian)

10. Prilutskii A. I. Settlement T-s chart of a real cycle of a step of a piston detander. Kompressornaya tekhnika ipnevmatika. 2008. No 1. p. 22-25. (in Russian)

11. Prilutskii A. I., Prilutskii I. K. Volume productivity of the piston compressor Vbc = f (pBc, Tbc, R) = const!? Kompressornaya tekhnika ipnevmatika. 2013. No 3. p. 35-41. (in Russian)

12. Prilutskii I. K., Molodova Yu. I., Prilutskii A. I., Snazin A. A., Voroshilov I. V. The analysis of overall performance of a piston detander at the variable duration of process of filling. Vestnik Mezhdunarodnoi akademii kholoda. 2014. No 1. p. 68-73. (in Russian)

13. Plastinin P. I. Piston compressors: In 2 volumes. M.: KolosS, 2006. Vol. 1: Theory and calculation. 400 p. (in Russian)

14. Kondrat'eva T. F., Isakov V. P. Valves of piston compressors. L.: Mashinostroenie, 1983. 158 p. (in Russian)

15. Yusha V. L., Novikov D. G. Intensification of processes of heat exchange in the working camera the bessmazochnykh of compressors. Vestnik Mezhdunarodnoi akademii kholoda. 2004. No 4. p. 8-11. (in Russian)

16. Prilutskii I. K., Voroshilov I. V. Experience of practical application of the KOMDET applied program by optimization of working processes and designs of steps of the personal computer and PD at a design stage. Collection of reports, Krasnodar, 1618 May 2013. p. 34-48. (in Russian)

17. Prilutskii I. K., Ivanov D. N., Zamolotskaya E. I., Bessonnyi A. N., Prilutskii A. I. Application of methods of modeling at operational development of sealing knots of piston compressors at a design stage. Khimicheskoe i neftegazovoe mashinostroenie. 2004. No 9, p. 27-30. (in Russian)

http://iccrt2016.criofrig.ro

Under the auspice of the IIR, the 1st International Conference on Cryogenics and Refrigeration Technology represents the convergence of innovative ideas within a challenging field that is continually developing.

This new conference offers a unique opportunity to discuss research ideas and exchange knowledge and practices based on first-hand experience in cryogenic and refrigeration technologies and the applicability of these sciences in several industrial sectors such as air separation units, helium recovery and liquefaction plants, and industrial heat transfer processes.

Contact Us

Tel.: 0040 236 312437; Fax: 0040 236 463059 E-mail: iccrt2016@criofrig.ro