CC BY
116
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012
УДК 621.512:621.651 С. В. КОРНЕЕВ
В. И. БАРЫШЕВ Е. А. ЛЫСЕНКО Е. Ю. НОСОВ А. К. КУЖБАНОВ
Омский государственный технический университет
Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск
ПРОЕКТИРОВАНИЕ РАЦИОНАЛЬНОЙ КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВОГО
НАСОС-КОМПРЕССОРА___________________________________
В статье рассмотрены концепция проектирования объектов новой техники и возможные конструкции поршневого насос-компрессора с описанием их преимуществ и недостатков. Это позволяет проектировщику обоснованно принимать решения при разработке технического предложения и технического задания на проектирование.
Ключевые слова: поршневой насос-компрессор, проектирование.
Одной из наиболее широких тенденций современного проектирования является расширение функциональных возможностей объектов самого разного назначения. Это связано, прежде всего, с экономией ресурсов путем снижения общей материалоемкости изделий и придания им свойств, позволяющих экономить энергию. Так, на рынке появились автомобили с гибридным двигателем внутреннего сгорания, сотовые телефоны, выполняющие одновременно функции фотоаппарата и калькулятора, компьютеры с функциями аудио и видео центров и т.д. При этом, как правило, в созданных гибридах используются конструкции с единым или близким технологическим направлением.
На протяжении последних двух столетий в промышленной и бытовой технике чрезвычайно широко используются устройства и механизмы, действие которых основано на изменении рабочего объема. Это, прежде всего, насосы и компрессоры. И те, и другие предназначены для поднятия давления в рабочей среде с последующим ее перемещением потребителю. Причем во многих случаях рабочие среды этих машин (жидкости в насосах и газы, и их смеси в компрессорах) в той или иной степени оказываются совмещенными в одном агрегате. Так, например, жидкости широко используются для смазки и охлаждения компрессоров, основным рабочим веществом которых являются газы и их смеси, а газообразные вещества (в основном — воздух) часто применяются для распыливания и подачи жидкостей под давлением (лакокрасочные работы, создание масляных аэрозолей для смазки и охлаждения высокоскоростных подшипников качения и т.д.). В некоторых случаях жидкости вместе с газами используются непосредственно при проведении рабочих процессов машин объемного действия [1, 2 и др.].
Наиболее широко известно одновременное использование жидкостей и газов под давлением при обслуживании работы станочного парка (смазка
трущихся поверхностей, подача смазочно-охлаждающей жидкости в зону резания, подача сжатого воздуха и жидкости под давлением в пневмозажимы, пневмо- и гидродвигатели). Традиционно потребность в жидкости и газа под давлением в станочном оборудовании удовлетворяется путем использования отдельно установленных гидростанций и компрессоров, что, безусловно, усложняет общую конструкцию станков и ухудшает их массогабаритные характеристики и повышает стоимость.
Вполне вероятно, что это связано со сложившимися (по крайней мере — в отечественной промышленности) традициями, в соответствии с которыми, как правило, станкостроительная отрасль не занимается проектированием и выпуском машин объемного действия, а компрессоростроительное производство не имеет мощностей для выпуска насосного оборудования.
В простейшем случае конструирование гибридных машин может быть произведено путем агрегатирования двух объектов на единой платформе и, возможно, с общим двигателем. Такой подход возможен, однако он малоинтересен как с технической, так и с технологической точек зрения, т.к. не предполагает поиска выигрыша, который может быть достигнут за счет более полного совмещения конструкций компрессора и насоса, например, путем их объединения в едином элементе, в качестве которого может выступать общий рабочий цилиндр.
В то же время объединение насоса и компрессора в едином цилиндре сулит возможность получения существенных преимуществ. Так, например, большое значение для экономичной работы компрессора, особенно средней и высокой производительности, с высокой степенью повышения давления в одной ступени, является обеспечение тщательного охлаждения сжимаемого газа (или смеси газов) путем организации систем охлаждения как внутреннего (впрыск жидкости), так и внешнего типа за счет применения
жидкостных рубашек, развития наружной поверхности цилиндров, воздушного охлаждения и т.д. Все эти мероприятия так или иначе требуют дополнительной энергии на работу проталкивания жидкости или на работу вентилятора. В то же время, если организовать работу компрессора и насоса в одном цилиндре, или, по крайней мере, в одном агрегате, то можно использовать жидкость, нагнетаемую насосом, одновременно и для охлаждения и герметизации рабочих полостей компрессора. Это должно оказать заметное положительное воздействие на протекающие в компрессоре рабочие процессы.
Основная сложность создания таких машин заключается в существенных различиях физико-механических свойств жидкостей и газов, которые достигают нескольких порядков (например — плотность, динамическая вязкость). Так, например, если обычная частота экономичной работы малорасходного поршневого компрессора составляет около 12 — 25 Гц, то в его же цилиндре невозможно сжимать жидкость с частотой более 7—10 Гц в связи с большим сопротивлением клапанов.
Вероятно, что выше упомянутые противоречия и являются основной причиной отказа проектировщиков создавать гибридные конструкции насосов-компрессоров, в связи с чем такие машины в настоящее время промышленностью не выпускаются.
Впервые анализ работы поршневого насос-компрессора был выполнен авторами [3, 4], там же можно подробно ознакомиться с работой этого агрегата. Исследования показали работоспособность конструкции и возможность повышения КПД компрессорной полости за счет снижения температуры цилиндра. В этих исследованиях применен очевидный конструктивный подход, основанный на крейцкопф-ном исполнении привода поршня, который разделяет цилиндр на две полости — компрессорную и насос-
ную. То есть, по существу, использована вертикальная конструкция компрессора двойного действия [5], надпоршневое пространство которого соединено через самодействующие клапаны с источником и потребителем газа, а подпоршневое пространство, в котором размещен шток, — с источником и потребителем жидкости (рис. 1).
Как и любая достаточно сложная машина, данная конструкция обладает как положительными свойствами, так и недостатками.
К положительным следует отнести многофункциональность (агрегат может работать как компрессор, как насос и как насос-компрессор), присущую всем гибридам, а также уже упоминавшуюся выше способность повысить экономичность компрессорной полости за счет снижения температуры цилиндра.
К недостаткам можно отнести сравнительную громоздкость конструкции, присущую всем крейц-копфным вариантам машин объемного действия, а также сложность в обеспечении высокой герметичности уплотнительного узла 5 (рис. 1).
Уменьшить вертикальный размер машины, позволив некоторое технологическое усложнение, можно за счет придания поршню П-образной формы (рис. 2). Этот вариант существенно сокращает вертикальный размер насос-компрессора, что должно благоприятно также сказаться на его вибрационных характеристиках за счет лучшего расположения центра масс. Кроме того, в данной конструкции после остановки агрегата, даже при изношенном уплотнителе, сжимаемая жидкость не может попасть в картер насос-компрессора.
Относительно проблемы с герметичностью уплотнительного узла следует заметить следующее.
Как правило, давление сжатого воздуха, используемого в машиностроении, не превышает 6 — 8 бар, что обусловлено многочисленными факторами,
Рис. 1. Конструктивная схема цилиндропоршневой группы насос-компрессора (а) и его поперечного сечения (б):
1 — шатун, 2 — палец, 3 — крейцкопф, 4 — направляющая крейцкопфа,
5 — уплотнительный узел, 6 — жидкостный нагнетательный клапан, 7 — насосная полость,
8 — шток, 9 — поршень с щелевым уплотнением, 10 — цилиндр, 11 — компрессорная полость, 12 — газовый нагнетательный клапан, 13 — газовый всасывающий клапан,
14 — жидкостный всасывающий клапан, 15 — картер, 16 — коленчатый вал,
17 — масло смазки механизма движения поршня
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012
I
Рис. 2. Конструктивная схема цилиндропоршневой группы насос-компрессора с П-образным поршнем:
1 — жидкостный нагнетательный клапан,
2 — насосная полость, 3 — П-образный поршень,
4 — основной уплотнительный узел,
5 — направляющая крейцкопфа, 6 — шток,
7 — компрессорная полость,
8 — газовый нагнетательный клапан,
9 — газовый всасывающий клапан,
10 — уплотнение утечек,
11 — канал сброса утечек в линию всасывания,
12 — крейцкопф, 13 — шатун,
14 — всасывающий жидкостный клапан
начиная с того, что для получения более высокого давления необходимо применять более дорогие и сложные компрессоры многоступенчатого сжатия, и кончая небезопасным хранением воздуха в баллонах высокого давления.
В то же время в гидравлических машинах обычно используют относительно высокое давление, т.к. одним из основных преимуществ гидропривода является как раз его высокая компактность при одновременной передаче большой мощности, а жидкость под высоким давлением не представляет большой угрозы при разрушении гидропровода. В связи с этим от насос-компрессора может понадобиться получение жидкости под давлением 50 — 60 бар и более.
В работе [6] приводятся сведения о конструкции эластомерных уплотнений, которые обеспечивают высокую герметичность (практически — отсутствие утечек) при работе на высоких давлениях. В соответствии с рекомендациями этих авторов, подобные уплотнения могут выдержать до 4 — 5 тыс. часов непрерывной работы без заметного нарушения герметичности. Это не слишком большой ресурс работы, он составляет примерно 0,5 года при непрерывной эксплуатации агрегата.
В связи с этим при проектировании уплотнительного узла необходимо предусмотреть возможность сброса утечек основной рабочей жидкости в линию всасывания, как, например, это показано на рис. 2 (поз. 10 и 11). Очевидно, что схожее техническое решение может быть применено и в насос-компрессоре, показанном на рис. 1.
Еще одной проблемой при использовании высокого давления в насосной полости могут стать сравнительно большие перетечки сжимаемой жидкости в компрессорную полость через щелевое уплотне-
ние, что может приводить к появлению в ней гидроудара.
В принципе, избежать этого негативного явления можно, установив на поршне обычное контактное уплотнение в виде поршневых колец. Однако при этом, во-первых, появится износ цилиндра, а во-вторых, прекратится циркуляция жидкости по зазору и, соответственно, снизится или вообще исчезнет эффект объединения в одном цилиндре насоса и компрессора, т.к. стенки цилиндра не будут активно омываться перекачиваемой жидкостью, имеющей сравнительно низкую температуру.
Если допустить износ цилиндра, что для смазываемого кольцевого уплотнения обеспечит непрерывную работу в пределах 20 — 25 тыс. часов, то можно организовать охлаждение цилиндра с помощью жидкостной рубашки, через которую будет прокачиваться нагнетаемая рабочая жидкость. Это несколько усложнит конструкцию машины и увеличит гидравлическое сопротивление нагнетательного тракта.
Предотвратить значительные перетечки жидкости из насосной полости в компрессорную, можно тривиально увеличив длину поршня и уменьшив до технологически возможного предела зазор в цилиндропоршневой паре. Однако при этом возрастут габариты машины, масса поршня и соответственно инерционные усилия, что вызовет необходимость развития поверхностей трения в механизме привода и увеличит его массу, а также практически сведет на нет интенсивность охлаждения цилиндра протекающей в зазоре жидкостью.
Еще одним вариантом, предусматривающим отсутствие значительных перетечек жидкости через щелевое поршневое уплотнение в компрессорную полость при высоком давлении нагнетания насосной полости, может быть традиционно используемый в гидросистемах сброс избытков жидкости на всасывание (рис. 3). Реализующий этот принцип насос-компрессор, изображенный на рис. 3, работает следующим образом.
При ходе поршня 3 вниз увеличивается объем компрессорной полости 5, давление в ней падает, всасывающий клапан 7 открывается, нагнетательный клапан 8 закрывается, и газ от источника попадает в компрессорную полость 5, происходит процесс всасывания (направление движения газа показано стрелками).
В это же время объем насосной полости 6 уменьшается, давление находящейся в ней жидкости в связи с малой ее сжимаемостью резко увеличивается, что приводит к закрытию всасывающего клапана 9 и открытию нагнетательного клапана 10, жидкость из насосной полости 6 течет потребителю, происходит процесс нагнетания (направление движения жидкости показано стрелками).
Под действием перепада давления между жидкостной 6 и компрессорной 5 полостями обратный клапан 12 закрывается, и жидкость течет вверх через уплотняющий зазор 2 и в канал 13. При этом жидкость заполняет отделительную канавку 11, и ее расхода недостаточно, чтобы и заполнить канавку 11 и преодолеть всю длину уплотняющего зазора 2, что предотвращает, таким образом, попадание жидкости в компрессорную полость 5.
При ходе поршня 3 вверх объем компрессорной полости 5 уменьшается, давление газа в ней возрастает (происходит процесс сжатия), из-за чего клапан 7 закрывается. После достижения газом давления, равному давлению нагнетания, нагнетательный клапан 8 открывается, и сжатый газ начинает
7 , 8
2
12
13
1
E25t>PiC
Рис. 3. Схема поршневого насос-компрессора со сбросом перетечек жидкости через зазор поршневого уплотнения в зону пониженного давления насосной полости в процессе всасывания:
(а) — всасывание в компрессорной полости, нагнетание в насосной полости;
(б) — нагнетание в компрессорной полости, всасывание в насосной полости:
1 — цилиндр, 2 — радиальный зазор между поршнем и цилиндром, 3 — поршень, 4 — шток,
5 — компрессорная полость, 6 — насосная полость, 7 — газовый всасывающий клапан,
8 — газовый нагнетательный клапан, 9 — всасывающий жидкостный клапан, 10 — нагнетательный жидкостный клапан, 11 — отделительная канавка, 12 — клапан сброса, 13 — канал сброса, 14 — уплотнительный узел
поступать потребителю, происходит процесс нагнетания (направление движения нагнетаемого газа показано стрелками).
В то же время объем насосной полости 6 увеличивается, давление в ней из-за малой сжимаемости жидкости резко падает, что приводит к закрытию нагнетательного клапана 10 и открытию всасывающего клапана 9, через который жидкость от источника поступает в насосную полость 6, происходит процесс всасывания (направление течения жидкости показано стрелками).
Под действием перепада давления между компрессорной 5 и насосной 6 полостями обратный клапан 12 открывается, и жидкость из отделительной канавки 11 через канал 13 начинает свободно сливаться в насосную полость 6, находящуюся под низким давлением (направление движения жидкости показано стрелкой). При этом объем канавки 11 практически полностью освобождается от жидкости. В дальнейшем цикл работы насос-компрессора повторяется.
Для выполнения описанного алгоритма работы конструкции, конечно, должны быть произведены соответствующие расчеты по определению необходимого объема отделительной канавки 12 и соотношений длины заполненного жидкостью радиального зазора, его величины и параметров самодействующего клапана 12.
Представленный анализ и варианты конструктивного воплощения поршневого насос-компрессора позволяют более объективно подойти к процессу первых стадий его проектирования.
Библиографический список
1. Пластинин, П. И. Рабочие процессы объемных компрессоров со впрыском жидкости / П. И. Пластинин, В. Е. Щерба // Итоги науки и техники. Сер. Насосостроение и компрессоро-строение. Холодильное машиностроение / ВИНИТИ. — 1996. — № 5. - С. 1-154.
2. Твег, Р. Системы впрыска бензина. Устройство, обслуживание, ремонт / Росс Твег. — М. : За рулем, 1999. — 144 с.
3. Щерба, В. Е. Математическое моделирование рабочих процессов поршневого насос-компрессора / В. Е. Щерба, В. С. Виниченко, Д. А. Ульянов // Вакуумная наука и техника: матер. XVII науч.-тех. конф. —М. : МИЭМ, 2010. — С. 117 — 122.
4. Виниченко, В. С. Конструкция и расчет поршневого насос-компрессора : автореф. дис. ... канд. техн. наук / В. С. Винниченко. — Омск : ОмГТУ, 2011. — 20 с.
5. Пластинин, П. И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1. Теория и расчет / П. И. Пластинин. — М. : Колос, 2000. — 456 с.
6. Уплотнения и уплотнительная техника : справ. / Л. А. Кондаков [и др.] ; под общ. ред. А. И. Голубева, Л. А. Кондакова. — М. : Машиностроение, 1986. — 464 с.
КОРНЕЕВ Сергей Васильевич, доктор технических наук, доцент (Россия), профессор кафедры «Химические технологии органических веществ» Омского государственного технического университета. БАРЫШЕВ Валерий Иванович, доктор технических наук, профессор кафедры «Г идравлика и гидропневмосистемы» Южно-Уральского государственного университета.
ЛЫСЕНКО Евгений Алексеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» Омского государственного технического университета.
НОСОВ Евгений Юрьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Г идромеханика и транспортные машины» Омского государственного технического университета.
КУЖБАНОВ Акан Каербаевич, ассистент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» Омского государственного технического университета. Адрес для переписки: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.
Статья поступила в редакцию 06.12.2011 г.
© С. В. Корнеев, В. И. Барышев, Е. А. Лысенко, Е. Ю. Носов, А. К. Кужбанов
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
