5. Причины и механизмы разрушения вантузного узла магистрального трубопровода / К. Б. Пуликовский, К. М Гумеров, Р. С. Гумеров, В. А. Шмаков // Проблемы сбора, подготовки и транспорта нефти и нефтепродуктов. 2007. № 1(67). С. 52-58. EDN JUILAV.
6. ГОСТ 59724-2021. Магистральный трубопроводный транспорт нефти и нефтепродуктов. Конструкции ремонтные. Общие технические условия: издание официальное: утвержден и введен в действие Приказом Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии от 06 октября 2021 г. № 1075-ст. М.: ООО «НИИ Транснефть», 2021. 26 с.
7. Хасанов Р.Р. Расчет напряженно-деформированного состояния тройников штампосварных (ТШС) // Электронный научный журнал Нефтегазовое дело. 2010. №. 2. С. 64-64.
8. Камерштейн А.Г., Рождественский В.В., Ручимский М.Н. Расчёт трубопроводов на прочность: справочная книга. 2-е изд., испр. и доп. М.: Недра, 1969.
9. Ansys H. et al. Ansys //Inc.: Canonsburg, PA, USA. 2018.
10. Жидков А.В. Применение системы ANSYS к решению задач геометрического и конечно-элементного моделирования // Нижний Новгород. 2006. С. 9-32.
Щипкова Юлия Владимировна, старший преподаватель, ylia_sipkova@mail.ru, Россия, Омск, Омский государственный технический университет
DEFINITION OF VANTUZE STRESS-DEFORMED STATUS IN PIPELINES OF DIFFERENT TYPES
Yu.V. Shchipkova
The paper presents a comparative analysis of the stress-strain state ofplungers with a "collar" and without a collar. The parameters for the calculation are chosen equivalent to real pipelines. As a result of the analysis, it was revealed that the use of the "collar" reduces the voltage, therefore, reduces the possibility of an emergency situation on the pipeline.
Key words: plunger, stress-strain state, pad.
Shchipkova Yulia Vladimirovna, senior lecturer, ylia_sipkova@mail.ru, Russia, Omsk, Omsk State Technical
University
УДК 621.512
DOI: 10.24412/2071-6168-2023-7-429-430
ПЕРСПЕКТИВНАЯ ТЕХНИКА И ТЕХНОЛОГИЯ ДЛЯ СЖАТИЯ ГАЗОВ ДО СРЕДНЕГО И ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
С.С. Бусаров, А.В. Недовенчаный, Ю.Д. Бусарова
Исследования связанные с повышение эффективности любого вида техники всегда являются актуальными. В статье рассмотрено перспектива создания нового типа энергоэффективных компрессоров, позволяющих получать среднее и высокое давление газа в одной ступени сжатия и являющееся альтернативной конструкцией для многоступенчатых поршневых и мембранных компрессоров. Полученные результаты позволили создать образ -по заданным ключевым параметрам, которыми должна обладать конструкция перспективного компрессора для реализации отношения давления нагнетания к давлению всасывания более 50.
Ключевые слова: длинноходовой поршневой компрессор, рабочие процессы, температура нагнетания, коэффициент подачи, среднее и высокое давление.
Одним из перспективных направлений в компрессоростроении является использование поршневых самосмазывающихся уплотнений [1], обеспечивающих обязательные требования по технике безопасности и чистоте газа в ряде отраслей промышленности [2].
Известна потребность в создании малорасходных компрессорных агрегатов высокого давления (то есть давления нагнетания более 10,0 МПа) [3,4] на базе несмазываемых компрессорных ступеней, например для целей «водородной энергетики» и автономных условий эксплуатации с высоким ресурсом.
Современные конструкции компрессоров позволяют получать в одноступенчатых машинах сжатый газ с давлением 2,0...3,0 МПа [5, 6], а в некоторых перспективных конструкциях - до 10,0...12,0 МПа при существенном снижении эффективности рабочего процесса [7, 8]. Проблема получения более высоких давлений сжатого газа в одноступенчатых машинах связана с двумя основными причинами - это повышение температуры газа при сжатии и наличие мертвого объёма. Существует ещё ряд проблем при использовании одноступенчатых машин это повышенные затраты работы на сжатие газа, увеличение поршневых усилий, снижение КПД, рост массогабаритных параметров агрегатов и др.
Таким образом, обеспечение интенсивного теплоотвода от сжимаемого газа, минимизация мертвого объёма и решение вопроса по герметичности рабочей камеры предположительно могут позволить получить среднее и высокое давление газа в одноступенчатых машинах.
Рассмотрим основные проблемы, ограничивающие возможность достижения высоких давлений в одной компрессорной ступени сжатия (причины их возникновения и методы борьбы с ними).
Повышение температуры газа. Как известно, процесс сжатия газа сопровождается ростом температуры. Если рассматривать сжатие газа как адиабатный процесс, что верно для большинства быстроходных компрессоров [9-11], то получение, например, давления нагнетаемого воздуха 10,0 МПа (при сжатии от атмосферного давления) приведёт к повышению температуры с 293 К до недопустимо высокой температуры порядка 1000К. Существующие материалы в принципе работоспособны при таких температурах, если говорить о металлических материалах. Однако
конструктивные особенности компрессоров и применение систем смазки накладывают определенные ограничения: по температуре вспышки масла, если речь идёт о смазываемых компрессорных ступенях, и по температурным ограничениям для конструкционных материалов, если речь идёт об эластомерных конструкционных материалах. Если рассматривать воздушные компрессоры общего назначения, то по известным данным температура в них ограничена значением 454К по условиям смазки, что позволяет получить отношение давлений в одной ступени равное 5 [9]. В реальной же ситуации для многих производств, особенно это касается нефтехимической отрасли, требования ещё жестче [12]. В безсмазочных поршневых компрессорных ступенях температурный предел работоспособности композитных материалов на основе фторопласта - 4 не превышает 523 К, что позволяет получить степень повышения давления в одной ступени не более 10 без учёта других факторов [1]. Таким образом, для решения проблемы роста температуры, необходимо обеспечить эффективное охлаждения компримируемого газа. В компрессоростроении широкое распространение получили следующие способы охлаждения сжимаемого газа: внутреннее, внешнее, комбинированное и предварительное [13-16].
Внутреннее охлаждение может осуществляться путем охлаждения стенок рабочих органов компрессора и обычно применяется в объемных машинах (поршневые, винтовые, ротационные и др. компрессоры). Охлаждаемая среда обычно вода или окружающий воздух. Такой способ охлаждения не позволяет в значительной ступени снизить температуру сжимаемого газа из-за быстроты протекания процесса сжатия, поскольку применяемые в настоящее время компрессоры не работают с частотами вращения коленчатого вала менее 300 об/мин, охлаждение способствует только выравниваю поля температур деталей, формирующих рабочую камеру и снятию в них температурных напряжений. Либо осуществление сжатия с газожидкостным рабочим телом, когда отвод тепла к охлаждающей среде, то есть к капельной жидкости, осуществляется сравнительно равномерно по всему объему рабочей камеры при минимальном термическом сопротивлении на границе раздела фаз, причем суммарная площадь теплообменной поверхности между газом и капельной жидкостью несоизмеримо больше геометрической площади поверхностей деталей, формирующих рабочую камеру. Следствием этого является превалирующее влияние межфазного теплообмена по сравнению с внешним теплообменом [17,18].
Таким образом, только технология применения газожидкостного рабочего тела позволяет сколько-нибудь существенно снизить температуру газа в процессе сжатия и повысить величину отношения давлений нагнетания и всасывания. При этом возникает проблема очистки сжатого газа от впрыскиваемой жидкости, значительно усложняется конструкция за счёт системы подготовки впрыскиваемой жидкости, возникает возможность гидравлического удара в рабочей камере, что требует строгой дозировки впрыскиваемой жидкости и наконец, возникают особые требования по коррозионной стойкости проточной части компрессорной ступени и коммуникаций [18].
Мембранные компрессоры за счёт лучшего охлаждения газа в процессе сжатия (развитая поверхность теплообмена и относительно не высокая частота вращения вала), а также отсутствия смазки в рабочей камере позволяют получить степень повышения давления до 50, хотя значительно проигрывают поршневым компрессорам по массогабаритным показателям [5].
Проведя анализ первой проблемы, становится понятно, что можно пойти по пути повышения времени цикла, обеспечивая необходимый теплоотвод от сжимаемого газа за счёт длительного процесса теплообмена.
Наличие мертвого объёма. Помимо роста температуры есть ещё один значимый фактор, не позволяющий получать высокие давления газа - это уменьшение производительности из-за наличия мёртвого объёма. Известно, что при некотором значении отношения давлений возникнет режим с коэффициентом подачи равным нулю. Теоретически при 10% мёртвом объёме физический предел значения отношения давлений в ступени не может превысить 20 [9,10].
Задача минимизации мертвого объёма в существующих конструкциях поршневых компрессорных ступеней не решена полностью и в практике проектирования мертвый объём составляет, как правило, не менее 1,5% [19]. В мембранных компрессорах из-за отсутствия линейного и кольцевого мёртвых объёмов составляет 1% и менее.
Очевидно, что при сохранении неизменной величины описанного объёма для уменьшения доли мёртвого объёма необходимо уменьшать диаметр цилиндра и увеличивать его длину, то есть ход поршня. Это позволит уменьшить величину относительного мёртвого объёма.
Метод исследования. Методика расчёта рабочих процессов компрессорных агрегатов основана на известной математической модели с сосредоточенными параметрами [20,21]. Расчётная схема рассматриваемой ступени и основные упрощающие допущения подробно представлены в [22]. Входными данными для расчёта являются: температура всасывания; давление нагнетания и давление всасывания; газовая постоянная; теплоёмкость газа; коэффициент теплопроводности; диаметр цилиндра; ход поршня; величина мёртвого объёма; частота рабочего цикла; характеристики материала, из которого сделаны детали, образующие рабочую камеру; толщина стенок; конструктивные параметры клапанов; коэффициенты теплоотдачи на внешних поверхностях цилиндра ступени. Выходными данными результатов расчёта являются: текущие параметры состояния газа; температура стенок рабочей камеры; тепловые и массовые потоки; интегральные характеристики ступени, в том числе средняя температура нагнетания, индикаторная мощность и др.
Система основных расчётных уравнений уточненной методики расчёта аналогична известным методикам такого типа [23] и может быть записана в следующем виде:
^]хКхи] , (1)
Р.
(¡П. с1Ь. с10. п\ __ =__ _ ± ] ] (2)
(т с(т с(т с(т
_ си.
и_=иа+0-_, (3)
о сх
сх , (4)
ст с2 т
где и<— начальное значение внутренней энергии газа, Дж; dUj - изменение внутренней энергии газа, Дж; dQj - элементарный тепловой поток, К; dLj - работа, совершённая над газом или самим газом, Дж; dmj- изменение массы газа в рабочей камере, кг; /-энтальпия газа, Дж/кг; К - газовая постоянная, Дж/К-кг; & - коэффициент сжимаемости реального газа; V/ - объём газа, м3; Су/ - объёмная теплоёмкость газа, Дж/м3.
Закон сохранения массы газа в рабочей камере поршневой ступени учитывает как элементарные массовые потоки через открытые клапаны, так и через зазоры в цилиндропоршневой группе и в закрытых клапанах; элементарные массовые потоки через клапаны и зазоры рассчитываются на основании уравнения течения газа через щели; процессы теплообмена описываются законом Фурье и уравнением Ньютона-Рихмана.
Система расчётных уравнений решалась численно методом конечных разностей. При разработке алгоритма был применён метод Эйлера 2-го порядка точности.
Особенность данной модели является применение в качестве тихоходной компрессорной ступени - ступени двойного действия.
Результаты. Обобщим данные по температурным ограничениям в компрессорах со смазываемой рабочей камерой и без смазки проточной части представлены в табл. 1.
Таблица 1
Данные о температурных ограничениях в компрессорах__
Параметры Смазываемые Без смазки Мембранные Поршневые при n=1.08
Т, К 454 533 430 430
£ 5 10 50 100
Проведя расчёт температуры при политропном процессе сжатия с 0,1 МПа до давления 10,0 МПа при температуре всасывания 293К можно оценить требуемый коэффициент политропы для осуществления сжатия воздуха в одной ступени, принимая ограничение по температуре, равное 430К. Таким образом для получения высокого давления с обеспечением допустимой температуры необходимо создать поршневую ступень с обеспечением политропы сжатия не более 1,08.
Рассмотрим влияние характеристик газа на производительность при различных значениях мёртвого объёма (1 - ам = 0,2; 2 - ам = 0,1; 3 - ам = 0,05; 4 - ам = 0,015.).
Таблица 2
Примеры взаимосвязи величины объёмного коэффициента с величиной относительного повышения давления для некоторых газов_
Газ Показатель адиабаты Предельное значение £ при (ам=0,2) обеспечении Х0=0,7 Предельное значение £ при (ам=0,015) обеспечении Х0=0,7 Максимальное значение а„ при обеспечении ^=0,7 и £0=100
Гелий 1,66 6 160 0,02
Водород 1,41 4 75 0,011
Воздух 1,4 3 70 0,011
Двуокись углерода 1,28 3 68 0,01
Аммиак 1,31 2 52 0,009
Пропан 1,13 2 32 0,009
Таким образом для получения средних и высоких давлений при приемлемых значениях коэффициента подачи (более 0,7 [9]) и температуре нагнетаемого газа не более 430К, необходимо обеспечить относительный мёртвый объём не более 0,9% и показатель политропы сжатия не более 1,08. При этом необходимо учитывать, влияние и неплотностей рабочей камеры, так как при перепаде давления в 10,0 МПа утечки видимо должны быть весьма значительными, что приведёт к ещё большему ужесточению требований к минимальному значению относительного мёртвого объёма.
Список источников
1.Захаренко С.Е. Поршневые компрессоры / С.Е. Захаренко, С.А. Анисимов, В.А. Дмитриевский, Г.В. Карпов, Б.С. Фотин. Под. ред. С.Е. Захаренко. М.-Л: ГНТИ Машиностроительной литературы, 1961. 457 с.
2.Болштянский А.П., Белый В.Д., Дорошевич С.Э. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня. Омск: ОмГТУ, 2002. 406 с.
3.Близнаков А.М. Подводный спорт / А.М. Близнаков, А.А. Печатин, В.П. Максименко, В.Д. Суровикин, А.А. Брызгалов и др. // Издание «Физкультура и спорт». М., 1959. С. 199.
4.Полякова Т.В. Состояние и перспективы водородной энергетики // Экономика. Вестник МГИМО Университета, 2012. С. 156-164.
5.Алтухов С.М. О долговечности работы мембран компрессоров // Химическое и нефтяное машиностроение. 1965. № 5. С. 8-11.
6.Громов А.Ю. Разработка поршневых ступеней с линейным приводом для малорасходных компрессорных агрегатов и исследование их рабочих процессов: дис. канд. техн. наук. Казань, 2017. 213 с.
7.Недовенчаный А.В. Повышение энергетической и динамической эффективности поршневого малорасходного одноступенчатого компрессорного агрегата с линейным гидроприводом: дис. канд. техн. наук. Омск, 2020. 232 с.
8.Титов Д.С. Разработка и исследование длинноходовой поршневой компрессорной ступени с упруго-деформируемым тонкостенным цилиндром: дис. канд. техн. наук. Санкт-Петербург, 2022. 197 с.
9.Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1. Теория и расчет. 3-е изд. М.: КолосС, 2006. 456 с.
10. Фотин Б.С. Поршневые компрессоры: учеб. пособие для студентов вузов, обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки». Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1987. 372 с.
11. Френкель М.И. Поршневые компрессоры. Теория, конструкции и основы проектирования. 3-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение, 1969. 744 с.
12. ГОСТ 31843-2013. Нефтяная и газовая промышленность. Компрессоры поршневые. Общие технические требования. М.: Стандартинформ, 2015. 166 с.
13. Берман Я.А. Системы охлаждения компрессорных установок. Л.: Машиностроение. Ленингр. отделение. 1984. 288 с.
14. Берман Я.А. О влиянии испарительного охлаждения газа на изотермный к.п.д. компрессора / Я.А. Берман, В.Г. Булыгин, А.П. Рафалович // Труды ВНИИкомпресормаш. Сумы, 1977. С. 69-75.
15. Воропай П.И. Эффективность различных способов охлаждения компрессорных цилиндров газомотор-компрессоров // Машины и нефтяное оборудование. 1966. № 5. С. 13-19.
16. Воропай П.И. Эффективный способ охлаждения воздуха в поршневых компрессорах // Промышленная энергетика. 1963. №12. С. 24-29.
17. Кабаков А.Н., Юша В.Л. Рабочие процессы винтовых компрессоров с газожидкостным рабочим телом: учеб. пособие. Омск: ОмПИ, 1988. 80 с.
18. Юша В.Л. Повышение экономичности и безопасности работы винтового компрессора с газожидкостным рабочим телом. - дис. ... канд. техн. наук. Омск, 1986. С. 273.
19. Холодильные машины: Учебник для студентов втузов специальности «Техника и физика низких температур» / А.В. Бараненко, Н.Н. Бухарин, В.И. Пекарев, Л.С. Тимофеевский; Под общ.ред. Л.С. Тимофеевского. СПб.: Политехника, 2006. 944 с.
20. Corberan J.M., Gonzalvez, J., Urchueguia, J., Calas, A. Modelling of Refrigeration Piston Compressors // International Compressor Engineering Conference. 2006. P. 1436.
21. Davies R., Bell A. Mathematical modeling of reciprocation air compressors // Mining Technol. 1987. 69. №795. P. 13-14.
22. Chrustalev B.S., Zdalinsky V.B., Bulanov V.P.A. Mathematical Model of Reciprocating Compressor With One or Several Stages for the Real Gases // International Compressor Engineering Conference. 1996. P. 1108.
23. Plastinin P., Fedorenko S. Simulation of Transient Gas-Temperatures in Cylinders of Reciprocating Compressors Using Identification Techniques with a Mathematical Model // International Compressor Engineering Conference. 1978. P. 295.
Бусаров Сергей Сергеевич, канд. техн. наук, доцент, Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Недовенчаный Алексей Васильевич, канд. техн. наук, доцент, lonewolf rus88@mail.ru, Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Бусаров Юлия Дмитриевна, старший преподаватель, Россия, Омск, Омский государственный технический университет
PROMISING TECHNIQUE AND TECHNOLOGY FOR COMPRESSING GASES TO MEDIUM AND HIGH PRESSURE
S.S. Busarov, A.V. Nedovenchany, Yu.D. Busarova
Research related to improving the efficiency of any type of technology is always relevant. The article considers the prospect of creating a new type of energy-efficient compressors that allow obtaining medium and high gas pressure in one compression stage and is an alternative structure for multistage reciprocating and diaphragm compressors. The results obtained made it possible to create an image - according to the specified key parameters that the design of a prospective compressor should have in order to realize the ratio of the discharge pressure to the suction pressure of more than 50.
Key words: long-stroke reciprocating compressor, working processes, injection temperature, feed ratio, medium and high pressure.
Busarov Sergey Sergeevich, candidate of technical sciences, docent, Russia, Omsk, Omsk State Technical
University,
Nedovenchany Alexey Vasilyevich, candidate of technical sciences, docent, lonewolf_rus88@mail.ru, Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Busarov Yulia Dmitrievna, senior lecturer, Russia, Omsk, Omsk State Technical University