CC BY
3
УДК 62-97-82
DOI: 10.24412/2071-6168-2023-7-307-308
ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ ТИХОХОДНОГО ДЛИННОХОДОВОГО КОМПРЕССОРА
В КАЧЕСТВЕ ПОРШНЕВОГО ДЕТАНДЕРА
Р.Э. Кобыльский
В представленной научно-исследовательской работе рассмотрена возможность применения тихоходного длинноходового компрессора в качестве поршневого детандера. Описано основное предназначение детандерного оборудования и их роль в современном мире. Приведено описание и конструктивные отличия рассматриваемой тихоходной длинноходовой ступени от существующих классических поршневых детандеров. Приведена фотография общего вида экспериментального стенда. Представлены основные расчетные уравнения по определению ключевых величин, а именно: потери давления в клапанах всасывания и нагнетания, степени наполнения, степени обратного поджатия, относительного мёртвого объема. По результатам расчетов была построена рабочая индикаторная диаграмма. Из анализа проведенного расчета можно сделать вывод, что применение длинноходового компрессора в качестве поршневого детандера имеет место, но требует более тщательной дальнейшей проработки. Необходимо учесть влияния длительности рабочего цикла на количество теплопритоков из окружающей среды. Также необходимо учесть массовые утечки рабочей среды, которые буду играть важную роль при использовании тихоходной длинноходовой схемы. В первом приближении изоэнтропийный КПД данной машины составляет 0,93, что на 10 % больше, чем у существующих аналогов. За счет практически полного отсутствия относительного мертвого объема, процесс обратного поджатия газа также отсутствует.
Ключевые слова: поршневой детандер, индикаторная диаграмма, давление, расширение газа, длиннохо-довая ступень.
Введение. Детандер представляет собой машину, служащую для понижения температуры газа при его расширении с отдачей внешней работы. Детандер преобразует потенциальную энергию сжатого газа в механическую, но главным его назначением является получение холода в низкотемпературных установках. Основные потребители данных машин - предприятия криогенной, химической, газовой, научно-исследовательские лаборатории и т.д. Несмотря на отчетливо выраженную в технике низких температур тенденцию к расширению применения турбо-детандеров, всегда остаётся область параметров, где преимущество принадлежит поршневым машинам.
Интенсивное развитие криогенного машиностроения в течение последнего двадцатилетия и появление новых областей применения низких температур, поставили перед конструкторами и исследователями поршневых детандеров ряд новых вопросов. Основные из них: изучение основных составляющих потерь холодопроизводитель-ности, совершенствование методов расчета и моделирования машин с различными индикаторными диаграммами, создание микромашин, оптимизация основных параметров и температурного индицирования машин, повышение технологичности, надежности и производительности [1-5].
В существующих методиках расчета поршневого детандера расположенного горизонтально при выборе отношения хода поршня к диаметру цилиндра, средней скорости поршня и числа оборотов вала машины руководствуются следующими значениями: Х=$Ю=3,5 - 4,5; Сср = — = 1,3 — 1,5 м/сек; п=300 - 350 об/мин.
На базе Омского государственного технического университета разработана тихоходная длинноходовая поршневая ступень с линейным гидроприводом [6-8] общий вид которой представлен на рис. 1. Заявленная ступень отличается от известных классических компрессоров следующими показателями: отношение длины хода поршня к диаметру цилиндра не менее 10, величина относительного мертвого объема не более 0,003, давление нагнетания до 12 МПа (при атмосферном давлении всасывания), время рабочего цикла от 2 до 4 с.
Основной задачей данной работы является оценить возможность применения описанной компрессорной ступени в качестве поршневого детандера. За критерий эффективности расширительной машины принимаем адиабатный КПД.
Рис. 1. Общий вид тихоходного длинноходового компрессора
Исходные данные для расчета. Диаметр цилиндра - 0,05 м, ход поршня - 0,5 м, тип уплотнения - манжетное уплотнение, средняя скорость поршня - 0,5 м/с, величина относительного мертвого объема - 0,003, исследуемый газ - воздух, начальное давление - 10 МПа, конечное давление - 0,1 МПа, Температура воздуха перед машиной - 300 К, схема расширения газа - неполная, схема газораспределения - клапанная
Методика расчета. Расчет произведен по известным методикам, описанным в следующих работах [9-14]. Для построения рабочей диаграммы клапанного детандера, необходимо определить параметры в характерных точках этой диаграммы. Для определения давлений в характерных точках 1, 2, 4 и 5 (рис. 2) необходимо найти сопротивление в клапанах. Традиционно сопротивление в клапанах определяется через коэффициенты относительных потерь давления во впускном и выпускном клапане:
Р1 = Р2 = Рн-ДРи=Рн Рн (1-ф1) (1)
де Дрн - рн _ р1- потери давления во впускном клапане; Дрн - коэффициент относительных потерь давления во
Ф1 Рн
впускном клапане, для рассматриваемой ступени составит ф1 - 0,02 • рн. Давления в точках 4 и 5:
Р4 = Р5 = Рк + Дрк = Рк[^Др^] = Рк (1+Ф2) (2)
где Дрк = р4 _ рк- потери давления в выпускном клапане; Дрк - коэффициент относительных потерь давления в
Ф2 рк
выпускном клапане, для рассматриваемой ступени составит ф2 = 0 02 • рк
Для построения рабочей диаграммы необходимо знать величины степени наполнения 3 и степени обратного поджатия е, а также значения вредного объема Увр, полного объема У0, объема, описываемого поршнем Уц. Обработка многочисленных экспериментальных данных различных поршневых детандеров среднего и высокого давлений показывает [10], что хорошо 5 согласуется с опытом, если его значение определить по формуле:
6опт = [и4 + 0,022-рн|[рк|1/к (3)
После определения Зопт находим давление в точке 3 по уравнению политропного расширения:
рз = Р2
[ ^ ]" - р2 -
(4)
Для рассматриваемого длинноходового детандера показатель политропного процесса расширения определяется по следующим рекомендациям:
п=(0,93-0,95)-(1,08-1,15) (5)
Принимаем показатель политропы п=1,1
Значение еопт находим, опираясь на экспериментальный данные, которые констатируют, что давление в конце обратного поджатия р6 должно находится в пределах [14]:
р6-РК + ОЗ-ХКРН-РК) (6)
Тогда значение еопт определим, как:
' [рб ' /рб
е = ат г а (7)
V Р5 V Р5
где т - средний показатель политропы в процессе обратного поджатия.
Для рассматриваемого длинноходового детандера показатель политропного процесса обратного поджатия определяется по следующим рекомендациям:
т=(0,77-0,72)-1,4 (8)
Значения относительных величин предварения выпуска ДSз-4 и впуска ДSб-l принимаем в пределах [9]:
АЗ^^^4-0,01 _0,03; А86_1 -S6_l-0,01 _0,025. (9)
Процесс расширения газа 2-3 строиться по политропе по следующей формуле:
(10)
У2П
Рi - р2^Г
i
Процесс обратного поджатия 5-6 строиться по следующей формуле:
И =Р5
Чт (11)
у.т
i
Полученные промежуточные точки для процесса 2-3 и процесса 5-6 сведены в табл. 1.
Таблица 1
Значения промежуточных точек_
Vi, м3 Ри МПа
У1=0,00018б Р1=б,97
V2=0,000248 Р2=4,72
Vз=0,000350 Рз=2,98
Окончание таблицы 1
Vi, м3 Р1, МПа
¥4=0,000554 Р4=1,61
V5=0,000758 Рз=1,06
¥б=0,000962 Р6=0,77
¥у=1,94-10"5 Ру=0,15
¥8=1,65-10"5 Р8=0,17
¥9=1,36-10"5 Р9=0,21
В результате была построена диаграмма рабочего процесса рассматриваемого длинноходового поршневого детандера, которая представленная на рис. 2.
Анализ построенной диаграммы показывает, что при применении длинноходового детандера практически отсутствует процесс обратного поджатия газа, так как относительный мертвый объем практически отсутствует, соответственно, затраты энергии на совершение подобного цикла будут меньше. За счет длительного времени цикла, процесс расширения газа происходит по более плавной кривой, что экономит мощность агрегата, но в тоже время, длительность времени цикла негативно сказывается на количество теплопритоков из окружающей среды, что негативно сказывается на холодопроизводительности исследуемого агрегата.
Для оценки термодинамической эффективности необходимо рассчитать изотропийный КПД без учета теплообмена с охлаждаемым телом. Для этого рассчитаем температуры (без учета теплообмена) в соответствующих точках рабочего процесса, полученные температуры сведены в табл. 2.
Таблица 2
Значения параметров температуры в характерных точках
1 Т1=371 К
2 Т2=300 К
3 Т3=143,38 К
4 Т4=98,37 К
5 Тз=98,37 К
6 Т6=221,66 К
Конечная температуры Тк=113,11 К
Температура газа при адиабатном расширении Ts=98,38 К
Изоэнтропийный КПД определим по формуле:
= 'н-1к и Тн-Тк
Я 1н-1к* Тн-Тк* (12)
Исходя из полученных температур изоэнтропийный КПД составит - 0,93. Сравнивая полученную величину с существующими поршневыми детандерами высокого давления, для которых КПД лежит в диапазоне 0,680,80, видно значительное преимущество применения длинноходового поршневого детандера.
Заключение. Исходя из проведенного расчета можно сделать вывод, что применение длинноходового компрессора в качестве поршневого детандера имеет место, но требует более тщательной дальнейшей проработки. Необходимо учесть влияния длительности рабочего цикла на количество теплопритоков из окружающей среды. Также необходимо учесть массовые утечки рабочей среды, которые буду играть важную роль при использовании тихоходной длинноходовой схемы. В первом приближении изоэнтропийный КПД данной машины составляет 0,93, что на 10 % больше существующих. За счет практически полного отсутствия относительного мертвого объема, процесс обратного поджатия газа также отсутствует.
Список литературы
1. Бумагин Г.И. Криогенные машины: учеб. Пособие. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2007. 256 с.
2. Архаров А.М. Криогенные поршневые детандеры / А. М. Архаров и др. М.: Машиностроение, 1974.
240 с.
3. Бумагин Г.И. Поршневые криогенные детандеры. Омск: ОмГТУ, 2004. 102 с.
4. Бумагин Г.И. О выборе оптимальной величины обратного поджатия в поршневом детандере // Известия ВУЗов. Энергетика, 1973. № 6.
5. Бумагин Г.И., Савинова Н.М. О выборе оптимальной величины степени наполнения в поршневом детандере // Известия ВУЗов. Энергетика, 1973, № 8.
5. Буткеевич И.К. Поршневые детандеры для воздухоразделительных установок среднего давления / И.К. Буткевич и др. // Криогенное, кислородное и автогенное машиностроение, 1969, №1.
6. Бочарев К.З., Старцев А.А. Термодинамический анализ рабочего процесса поршневого детандера // Кислородное и автогенное машиностроение, 1969, №1.
7. Архаров А.М., Буткевич И.К. Температурная диаграмма детандера и проверка основных положений теории циклов // Известия вузов. Машиностроение, 1968, № 8. С. 109-113.
8. Будкевич К.С. Гелиевый поршневой детандер с манжетным уплотнением поршня // Химическое и нефтяное машиностроение, 1968, № 8. С. 4-5.
9. Василенко А.Н. Экспериментальное исследование поршневого детандера высокого давления // Кислород, 1958, №5. С. 10-21.
10. Гохштейн Д.П. Современные методы термодинамического анализа энергетических установок. М.: «Энергия», 1969. С. 368.
11. Гридин В.Б., Миркин А.З. Тенденции развития поршневых расширительных машин. ЦИНТИХимнеф-темаш, 1971. С. 28.
12. Карагусов И.Х. Исследование бессмазочных поршневых уплотнений // Вопросы криогенной техники. ЦИНТИХимнефтемаш. М., 1968.
13. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. ГИТТЛ. М., 1957. 784 с.
14. Микулин Е.И. Криогенная техника. М.: «Машиностроение», 1970.
Кобыльский Роман Эдуардович, инженер, ассистент, roman.kobilsky@gmail.com. Россия, Омск, Омский государственный технический университет
EVALUATION OF THE POSSIBILITY OF USING A LOW-SPEED LONG-STROKE COMPRESSOR AS A PISTON
EXPANDER
R.E. Kobylsky
In the presented research paper, the possibility of using a low-speed long-stroke compressor as a piston expander is considered. The main purpose of expander equipment and their role in the modern world are described. The description and design differences of the considered low-speed long-stroke stage from the existing classical piston expanders are given. A photo of the general view of the experimental stand is given. The main calculation equations for determining the key values are presented, namely: pressure loss in the suction and discharge valves, degree of filling, degree of reverse compression, relative dead volume. Based on the results of the calculations, a working indicator diagram was constructed. From the analysis of the calculation carried out, it can be concluded that the use of a long-stroke compressor as a piston expander takes place, but requires more careful further study. It is necessary to consider the effects of the duration of the working cycle on the amount of heat from the environment. It is also necessary to consider the massive leaks of the working environment, which will play an important role when using a low-speed long-stroke circuit. In the first approximation, the isentropic efficiency of this machine is 0.93, which is 10 % more than that of existing analogues. Due to the almost complete absence of a relative dead volume, the process of reverse compression of the gas is also absent.
Key words: piston expander, indicator diagram, pressure, gas expansion, long-stroke stage.
Kobylsky Roman Eduardovich, engineer, assistant, roman.kobilskv@,gmail.com. Russia, Omsk, Omsk State Technical University
