CC BY
25
УДК 62-97/-98 С. С. БУСАРОВ
В. К. ВАСИЛЬЕВ И. С. БУСАРОВ Б. С. САЖИН Ю. Н. ПАНИН
Омский государственный технический университет, г. Омск
ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ТИХОХОДНЫХ ДЛИННОХОДОВЫХ БЕССМАЗОЧНЫХ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРНЫХ СТУПЕНЕЙ НА БАЗЕ ВЕРИФИЦИРОВАННОЙ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА
Расчетно-параметрический анализ эффективности рабочего процесса воздушной бессмазочной тихоходной длинноходовой ступени компрессорного агрегата среднего давления выполнен на базе верифицированной методики расчета. В статье рассмотрено влияние на температуру нагнетания, индикаторный КПД и коэффициент подачи основных конструктивных и режимных параметров ступени. Расчеты показали, что такие параметры, как время цикла, диаметр цилиндра и ход, оказывают существенное влияние на экономичность рабочего процесса и температурный режим ступени и могут являться параметрами оптимизации при разработке поршневой ступени такого типа.
Ключевые слова: тихоходный поршневой компрессор; рабочие процессы; теплообмен; температура нагнетания, индикаторная диаграмма, температурная диаграмма, математическое моделирование, среднее давление Прикладные научные исследования и экспериментальные разработки проводятся при финансовой поддержке государства в лице Минобрнау-ки России. Уникальный идентификатор прикладных научных исследований RFMEFI57715X0203.
Повышенные требования к уровню шума и ви- чи, резко падали при увеличении степени повыше-брации компрессорного оборудования, а также не- ния давления, что неприемлемо для практической обходимость снижения температуры нагнетания реализации такого варианта исполнения поршнево-в поршневых компрессорных агрегатах при сред- го компрессорного агрегата. В связи с этим акту-них и высоких давлениях привели к необходимости альной становится задача анализа эффективности поиска альтернативных конструкций компрессор- работы тихоходной длинноходовой поршневой сту-ных агрегатов, одной из которых является компрес- пени с интенсивным внешним охлаждением цилин-сор на базе тихоходной длинноходовой поршневой дра при различных сочетаниях диаметра цилиндра, ступени с интенсивным внешним охлаждением хода поршня и времени рабочего цикла, а также цилиндра [ 1 — 3]. Предварительные теоретические оценки перспектив применения ступеней такого и экспериментальные исследования, проведенные типа в компрессорных агрегатах среднего давления. при некоторых фиксированных конструктивных Расчетный анализ рабочих процессов длинно-и режимных параметрах ступени, подтвердили ре- ходовой тихоходной ступени проводился при сле-альную возможность повышения давления в одной дующих условиях однозначности: геометрические ступени с атмосферного до среднего (степень повы- условия — диаметр цилиндра; ход поршня; геоме-шения давления до 30) при температуре нагнетания, трические параметры клапанов; граничные усло-существенно ниже допускаемой величины, приня- вия — температура газа на всасывании — 293 К, той для ступеней со стандартной степенью повыше- давление всасывания — 0,1 МПа, давление нагнетания давления (2...5) [4 — 9]. При этом для существую- ния — до 10 МПа. температура охлаждающей сре-щих конструкций такие показатели эффективности ды — 293 К, коэффициент теплоотдачи на внешней рабочего процесса, как КПД и коэффициент пода- поверхности рабочей камеры — 10.2000 Вт/м2 • К;
Рис. 1. Расчетная схема
Рис. 2. Изменение средней температуры нагнетаемого газа от степени повышения давления при времени цикла т = 0,25 с: 1 — при охлаждении воздухом; 2 — при охлаждении водой
Рис. 3. Изменение коэффициента подачи от степени повышения давления при времени цикла т = 0,25 с: 1 — при охлаждении воздухом; 2 — при охлаждении водой
физические условия: сжимаемый газ — воздух; начальные условия: параметры состояния газа в нижней мертвой точке.
Расчетная схема объекта исследования подробно описана в [1] и представлена на рис. 1.
Описание расчетной методики подробно представлено в ранее опубликованных работах авторов [1]. Основные допущения, принятые при выполнении расчетного анализа [7, 9, 10]: газовая среда непрерывна и гомогенна; моделируемые процессы обратимы, равновесны и квазистатичны; параметры состояния рабочего газа изменяются одновременно по всему объему рабочей камеры (ячейки); изменение потенциальной и кинетической энергии газа пренебрежимо мало; теплота трения поршневых уплотнений не подводится к газу; параметры состояния в полостях всасывания и нагнетания постоянны; течение рабочего газа через газораспределительные органы и конструктивные зазоры принимается адиабатным и квазистационарным; теплообмен между газом и стенками рабочих полостей конвективный и может быть описан формулой Ньютона —Рихмана; теплообмен на внешних поверхностях стенок деталей, формирующих рабочую камеру, определяется при постоянном по времени коэффициенте теплоотдачи, выбранном для рассматриваемого участка теплообменной поверхности; в стенках рабочей камеры отсутствуют внутренние источники тепла.
Определение нестационарных граничных условий на внутренних поверхностях стенок рабочей камеры ступени производятся путем расчета рабочего цикла ступени поршневого компрессора с использованием математической модели рабочих процессов этого цикла, базирующейся на общепринятой системе упрощающих допущений и основных расчетах уравнений, включающих уравнение закона сохранения энергии для тела переменной
массы, уравнение массового баланса, уравнение состояния, следствие закона Джоуля для внутренней энергии газа, уравнения расхода газа через клапан и конвективного теплообмена между газом и стенками рабочей камеры. Математические модели компрессорной ступени такого типа классифицируются как модели второго уровня и широко применяются в практике исследования и проектирования компрессоров объемного принципа действия [11 — 15].
Уравнение конвективного теплообмена между рабочим газом и стенками рабочей камеры, используемое применительно к внутренним поверхностям расчетных элементов, формирующих поверхности стенок рабочей камеры, определяет величину нестационарного циклического теплового потока между этими поверхностями и рабочим газом и, следовательно, взаимозависимые процессы теплопроводности через отдельные участки стенок рабочей камеры, параметры состояния рабочего газа и интегральные характеристики рабочего цикла. Для определения коэффициента теплоотдачи применяется известная формула Прилуцкого И. К. [16].
Граничные условия на внешней поверхности стенок рабочей камеры носят слабопеременный характер, обусловленный малой амплитудой изменения температуры стенок за время рабочего цикла [5, 14, 17, 18] и практически постоянными параметрами охлаждающей среды. Комплексным параметром, характеризующим условия внешнего теплоотвода, является приведенный коэффициент теплоотдачи <Хпр, а также температура охлаждающей среды.
В общем случае анализ формирования нестационарных температурных полей в стенках рабочей камеры ступени может быть проведен путем решения заданной задачи теплопроводности для системы конструктивных элементов, формирующих рабочую камеру ступени, со взаимозависимыми быстроизменяющимися граничными условиями
Рис. 4. Изменение средней температуры нагнетаемого газа от степени повышения давления при времени цикла т = 0,5 с: 1 — при охлаждении воздухом; 2 — при охлаждении водой
Рис. 5. Изменение коэффициента подачи от степени повышения давления при времени цикла т = 0,5 с: 1 — при охлаждении воздухом; 2 — при охлаждении водой
Рис. 6. Зависимость средней температуры газа от диаметра цилиндра (ход поршня 0,2 м) при времени цикла: 1 — т = 0,5; 2 — т = 0,25
Рис. 7. Зависимость средней температуры газа от хода поршня (Бц = 0,02 м) при времени цикла: 1 — т = 1; 2 — т = 0,5; 3 — т = 0,25
на внутренней поверхности стенок рабочей камеры, обусловленные характером изменения параметров состояния, поверхностей и теплофизических свойств газа, и с нестабильно изменяющимися граничными условиями внешней поверхности стенок рабочей камеры [2, 6]. Разработанная методика расчёта реализована в программном пакете PASCAL.
На рис. 2 — 7 представлены результаты расчета температуры нагнетания и коэффициента подачи тихоходной длинноходовой поршневой ступени с интенсивным внешним охлаждением цилиндра в зависимости от степени повышения давления воздуха в ступени и времени рабочего цикла. Расчет производился для диаметра цилиндра 0,02 м и хода поршня 0,2 м; внешнее охлаждение — вода или воздух.
Из результатов, представленных на рис. 2, 4, видно, что при повышении давления воздуха в одной тихоходной ступени с атмосферного до давлений, близких к 10 МПа, средняя температура нагнетания не превышает 390 К при водяном охлаждении и 420 К при интенсивном воздушном охлаждении цилиндра. Уместно отметить, что в настоящее время такие температурные режимы характерны для отдельных ступеней воздушных многоступенчатых компрессорных агрегатов, степень повышения давления в каждой из которых обычно не превышает 4 — 6. Это открывает перспективы применения одноступенчатых схем для получения сжатых газов среднего давления, в том числе без дополнительно-
го теплообменного оборудования. Важно отметить и то, что в ряде случаев возможно применение воздушного охлаждения, при котором температурный режим ступени по сравнению с водяным охлаждением ухудшается на 5.30 К. Это позволит дополнительно упростить систему охлаждения компрессорного агрегата. Однако при увеличении степени повышения давления резко падает коэффициент подачи (и, соответственно, индикаторный КПД), что во многом объясняется влиянием неплотностей в рабочей камере ступени. Так, при степени повышения давления в ступени до 30.40 эффективность рабочего процесса можно считать приемлемой для практической реализации, однако для режимов с и более высокими давлениями нагнетания необходимо искать пути повышения эффективности рабочего процесса. Как видно из результатов, представленных на рис. 3, 5 одним из таких путей является уменьшение времени рабочего цикла.
Еще одним направлением совершенствования ступени является рациональный выбор ее основных конструктивных размеров. На рис. 6 — 9 представлены результаты расчёта температуры нагнетания, КПД и коэффициента подачи тихоходной длинноходовой поршневой ступени с интенсивным внешним охлаждением цилиндра в зависимости от диаметра цилиндра и хода поршня. Расчет производился для давления всасывания 0,1 МПа, давления нагнетания 10,0 МПа; внешнее охлаждение цилиндра — водяное.
Рис. 8. Зависимость коэффициента подачи изотермического кпд от диаметра цилиндра (Б = 0,2 м): 1 — время цикла т = 0,5 с; 2 — время цикла т = 0,25 с; 3 — время цикла т = 0,125 с ^^^^^ коэффициент подачи; ------изотермический кпд
Рис. 9. Зависимость коэффициента подачи изотермического кпд от хода поршня (Бц = 0,02 м):
1 — время цикла т = 0,5 с;
2 — время цикла т = 0,25 с; ^^^^^ коэффициент подачи; ------изотермический кпд
Как видно из представленных результатов (рис. 6, 8), увеличение диаметра цилиндра позволяет существенно повысить эффективность рабочего процесса ступени: в рассматриваемом диапазоне диаметров абсолютное увеличение индикаторного КПД и коэффициента подачи составило 30...35 %; однако при этом наблюдается рост средней температуры нагнетания на 100...200 К, что является существенным ограничением возможного диапазона применяемых диаметров цилиндра. Применительно к величине хода поршня теоретически нет ограничения по выбору его величины: как видно из результатов, представленных на рис. 7, 9, при увеличении хода поршня в рассматриваемом диапазоне наблюдался рост индикаторного КПД и коэффициента подачи при одновременном снижении средней температуры нагнетания
Проведенный теоретический анализ эффективности рабочего процесса воздушной бессмазочной тихоходной длинноходовой ступени компрессорного агрегата среднего давления, обеспечивающей повышение давления воздуха с атмосферного на всасывании до близких к 10,0 МПа на нагнетании, показал, что при рациональном сочетании основных размеров и параметров такой ступени возможно достижение требуемых показателей эффективности рабочего процесса (индикаторного КПД и коэффициента подачи) при обеспечении низкой температуры нагнетаемого газа. Несмотря на преимущественно качественный характер полученных теоретических результатов, можно с большой долей оптимизма предположить, что при грамотных конструкторских решениях компрессорные агрегаты среднего давления на базе бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней смогут составить конкуренцию существующим серийно выпускаемым мембранным и многоступенчатым поршневым агрегатам.
Библиографический список
1. Yusha V. L., Dengin V. G., Karagusov V. I., Busarov S. S. Theoretical analysis of the working process of the superlow rotary low expense piston compressor with the increased piston stroke // 8th International Conference on Compressors and Coolants. Papiernicka. 2013. Slovakia: Book of abstracts. P. 22.
2. Yusha V. L., Dengin V. G., Busarov S. S., Nedovenchanyi A. V., Gromov A. Yu.. The estimation of thermal conditions of highly-cooled long-stroke stages in reciprocating compressors // International Conference on Oil and Gas Engineering. 0GE-2015. Procedia Engineering: Elsevier BV. 2015. Vol. 113. P. 264-269.
3. Yusha V. L., Busarov S. S., Goshlya R. Yu., Nedovenchanyi А. V., Sazhin B. S., Chizhikov М. А., Busarov I. S. The experimental research of the thermal conditions in slow speed stage of air reciprocating compressor // International Conference on Oil and Gas Engineering. OGE-2016. Procedia Engineering: Elsevier BV. 2016. Vol. 152. P. 297-302.
4. Пластинин П. И. Расчет и исследование поршневых компрессоров с использованием ЭМВ // Итоги науки и техники. Сер. Насосостроение и компрессоростроение. М.: ВИНИТИ, 1981. Т. 2. 168 с.
5. Пластинин П. И. Теория и расчет поршневых компрессоров. М.: Агропромиздат, 1987. 271 с.
6. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1. Теория и расчет. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Колос, 2000. 456 с. ISBN 510003525.
7. Фотин Б. С. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1987. 372 с.
8. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. Теория, конструкции и основы проектирования. 3-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение, 1969. 744 с.
9. Хрусталёв Б. С. Математическое моделирование рабочих процессов в объемных компрессорах для решения задач автоматизированного проектирования: автореф. дис. ... д-ра техн. наук. СПб., 1999. 58 с.
10. Пластинин П. И., Твалчрелидзе А. К. Введение в математическое моделирование поршневых компрессоров. М.: Изд-во МВТУ им. Баумана, 1976. 78 с.
11. Воронков С. С. Математическая модель рабочего процесса высокооборотного двухступенчатого поршневого компрессора с учетом нестационарных явлений в коммуникациях: дис. ... канд. техн. наук. Л.: ЛПИ, 1982.
12. Науменко А. И. Исследование теплообмена в поршневых компрессорах: дис. ... канд. техн. наук. М., 1974. 180 с.
13. Самарский А. А. Теория разностных схем. 3-е изд., испр. М.: Наука, 1989. - 616 с.
14. Самарский А. А. Теория разностных схем. М.: Наука, 1977. 364 с.
15. Самарский А. А., Николаев Е. С. Методы решения сеточных уравнений. М.: Наука, 1978. 592 с.
16. Прилуцкий А. И., Прилуцкий И. К., Иванов Д. Н., Де-маков А. С. Теплообмен в ступенях машин объемного дей-
ствия. Современный подход // Компрессорная техника и пневматика. 2009. № 2. С. 16-23.
17. Марчук Г. И. Методы вычислительной математики. М.: Наука, 1980. 535 с.
18. Михлин С. Г. Приближенные методы решения дифференциальных и интегральных уравнений. М.: Наука, 1965. 384 с.
БУСАРОВ Сергей Сергеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология».
ВАСИЛЬЕВ Владимир Константинович, доктор технических наук, профессор кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология».
БУСАРОВ Игорь Сергеевич, ассистент кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология».
САЖИН Богдан Сергеевич, магистрант группы Хм-151 факультета «Элитное образование и магистратура».
ПАНИН Юрий Николаевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Нефтегазовое дело, стандартизация и метрология». Адрес для переписки: [email protected]
Статья поступила в редакцию 03.06.2017 г. © С. С. Бусаров, В. К. Васильев, И. С. Бусаров, Б. С. Сажин, Ю. Н. Панин
УДК 697341 С. В. ГЛУХОВ
М. В. ГЛУХОВА С. В. ЧИЧЕРИН
Омский государственный университет путей сообщения, г. Омск
О ВОЗМОЖНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ КОТЕЛЬНОЙ НА ВОЗОБНОВЛЯЕМОМ ТОПЛИВЕ (БЫТОВОМ МУСОРЕ) В СИСТЕМЕ ЦЕНТРАЛИЗОВАННОГО ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ГОРОДА ОМСКА
Проведен анализ оптимального расположения площадки термической утилизации бытового мусора (или подготовленного топлива на его основе) с определением тепловой мощности установки, исходя из величины замещаемых тепловых нагрузок, а также конкурентной стоимости одной Гкал отпущенной тепловой энергии. Утвержденные тарифы на отпуск тепловой энергии отопительных котельных превышают предельный уровень стоимости, рассчитанный по методу «альтернативной котельной» для источника на RDF-топливе. После обобщения имеющихся сведений начата работа над новой научно обоснованной, применимой в отечественных реалиях и пригодной для автоматизированной обработки последовательности действий. Предложен алгоритм для решения данной задачи, а также создания необходимого методологического аппарата. Ключевые слова: теплоснабжение, мусоросжигание, твердые бытовые отходы, источник, тариф, топливо.
Наступивший 2017-й год в Российской Федерации объявлен Указом Президента Российской Федерации Годом экологии.
Сложная экологическая ситуация в нашей стране предопределила ужесточение проводимой государственной экологической политики и, в частности, в области обращения с отходами. По оценке профильных ведомств ежегодный объем образующегося в РФ мусора достигает 60 млн тонн [1], причем на долю такого крупного города, как Омск, приходится порядка 0,6 млн тонн в год.
Традиционным способом использования отходов является их захоронение на полигонах, однако с принятием «Концепции долгосрочного социально-экономического развития РФ на период до 2020 года» и «Основ государственной политики в области
экологического развития РФ до 2030 года» в качестве основного способа обращения с отходами принята их утилизация, в т.ч. с внедрением новых эффективных технологий производства электрической и тепловой энергий.
В настоящее время в регионах принимаются программы обращения с отходами, направленные на внедрение схем утилизации и раздельного сбора мусора.
В городе Омске вопрос утилизации отходов стоит особенно остро, поскольку на начало 2017 года не принято решение о строительстве заводов по утилизации отходов. Вместе с тем последние два десятилетия на ряде областных форумов активно обсуждается возможность строительства мусоросжигательного завода.
