CC BY
53
УДК 621.592.3
РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ ДЕТАНДЕР-КОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ, ВЫПОЛНЕННЫХ НА УНИФИЦИРОВАННЫХ КОМПРЕССОРНЫХ БАЗАХ
А.Д. Ваняшов, B.C. Калекин, А.Н. Кабаков
Настоящая статья посвящена перспективам разработки и создания детандер-компрессорных агрегатов (ДКА) для получения низких температур, приводятся математическая модель рабочих процессов ДКА, данные экспериментальных исследований и рекомендации по изготовлению ДКА на унифицированных компрессорных базах.
Холодильная обработка пищевых продуктов - хранение и замораживание, а также работа систем кондиционирования воздуха, осуществляется с помощью холодильных машин. В подавляющем большинстве эксплуатируемых холодильных машин в качестве рабочих тел используются фреоны. В последнее время большую тревогу вызывает усугубляющаяся экологическая обстановка, связанная с разрушением озонового слоя Земли и парниковым эффектом. Этому способствуют применяемые в холодильной технике галогенизирован-ные фреоны (М1, Р12, и т.д.), что заставляет искать новые, безопасные с точки зрения воздействия на озоновый слой, организм человека и обрабатываемые продукты хладагенты [1].
Значительный интерес представляет применение в качестве рабочих тел в холодильной технике природных веществ, одним из которых является воздух. Очевидные преимущества воздуха - доступность, безопасность и т. п. общеизвестны. Для этих целей разработаны и серийно освоены воздушные турбохолодильные машины, выпускаемые в г. Казани на АО «Казанькомпрессормаш». Но такие машины имеют высокую холодопроизводи-тельность до 300 кВт и выше. Создание холодильных машин холодопроизводительностью до 10 кВт , на наш взгляд, целесообразно на базе воздушных поршневых компрессоров и детандеров. Однако поршневые детандеры, успешно работающие в циклах высокого и среднего давления для сжижения воздуха, не пригодны для подобных целей. Это связано с низкой эффективностью детандера, обусловленной принудительной системой газораспределения.
Одним из основных направлений в области разработки и создания воздушных холодильных машин малой холодопроизводительности является совершенствование системы газораспределения поршневых детандеров, например, за счет замены принудительного привода на самодействующие клапаны.
Малая инерционность запорных элементов самодействующих клапанов позволяет повышать частоту вращения вала детандера до уровня частот современных высокооборотных поршневых компрессоров, что дает возможность размещения детандера и компрессора в одном корпусе с общим коленчатым валом. Вместе с электродвигателем и концевым холодильником компрессора эта система образует так называемый детандер-компрессорный агрегат (ДКА). С помощью ДКА, таким образом, рационально используется возвращаемая детандером мощность, снижаются общая металлоемкость и габариты воздушной холодильной машины.
Разработку и создание ДКА целесообразнее всего проводить на основе унифицированных компрессорных баз. Наилучшим инструментом для предварительной проработки конструктивных соотношений агрегатов являются математические модели рабочих процессов
компрессорных, детандерных ступеней и межступенчатых коммуникаций.
В настоящей статье авторами приводятся: математическая модель процессов ДКА; данные экспериментальных исследований; сравнение их с результатами расчета по математической модели; типоразмерный ряд ДКА, выполненный на Ш-образных унифицированных компрессорных базах с поршневым усилием от 2,5 до 16 кН.
В основу математической модели ДКА положены четыре уравнения: энергии термодинамического тела переменной массы; расхода; состояния; динамики самодействующих клапанов. При следующих допущениях: процессы в цилиндрах и примыкающих к нему полостях квазистатичны; рабочий газ однороден в пределах рассматриваемого объема; вращение вала - равномерное.
Расчетная схема ДКА с одноступенчатым компрессором, детандером и промежуточным холодильником приведена на рис.1.
Изменение внутренней энергии в рабочих полостях описывается уравнением, полученным из уравнения энергии тела переменной массы [2]:
п т
¿и = ¿<2- Р(1У + • Шпр, • <1 >
где dQ - конвективный теплообмен в соответствующей полости, определяемый по формуле Ньютона [3, 4], Вт;
Р - давление газа в полости, Н/м2;
сУУ- изменение объема цилиндра, м3;
бМпр, с!Муп, - массы газа, притекающего и утекающего из рассматриваемого объема, соответственно, определяемые при составлении материального баланса для каждой полости, кг;
¡пр, ¡Ут - энтальпии газа, притекающего в рассматриваемый объем и уносимого из него, соответственно, вычисляемые из известных соотношений термодинамики, Дж/кг.
Для полостей постоянного объема (всасывания, нагнетания компрессора, впуска и выпуска из детандера)
dV= о.
В конечных разностях уравнение (1), например, для полости цилиндра компрессора через массовые расходы исходя из расчетной схемы (рис. 1) можно записать в следующем виде:
Д(/ = Дб-Р ДИ + (|, /л, + ¡} ■ /я8 + /4 • т5 -12 • т4 - ('2 ■ т6 -¡2 ■ те)- АI
Расходы газа через открытые и закрытые клапаны, трубопроводы и поршневые уплотнения определяется по формуле истечения через отверстия для докритиче-ского течения:
(2)
Рис. 1. Расчетная схема ДкА:
1 - компрессор; 2. - детандер; 3 - промежуточный холодильник; 4 - электродвигатель.
2 к
1 -
Ь.
Л
* - I к
(3)
Рг_ Р,
к + 1
, в этом случае: 4 2
V/У/у ////// •у/ У/ У ТУ 77Т У / У УУУ, ТТ. 'У у) ' У У ■ / У//У У, У УУУУ 1 'У У/У/ У У У У\
: 1
1 1 --- / 1 V
П в 4ГР..Т
,\\\\\УЧ\ : /1 к чччччч^ ЧЧЧЧЧЧ -ччччг ччччч
3 / Р', т,
а) нагнетательный клапан компрессора
чччхх\\| .чччччч
.чччччч
Л"-7'
ч V V г------
р2, Т,
б) впускной клапан детандера
Рис.2 Расчетные схемы клапанов 1- залорнмА ¿лсмснт, 2- пружинм, 3- шию, >4- огркнмчитель подъема
т = м ■ / ■
Я ■ Т-,
Я • 7\
к + 1
* +
Х-.
(4)
При расчете массового расхода через выхлопные окна в цилиндре детандера, необходимо учитывать возможность закритического течения, проверяемого условием;
2 \ п ' 2
в формулах (3), (4) , Р», 7"» - давление в полости, откуда происходит истечение, т. е. Р» > Рг; Т - площадь проходного сечения отверстия, через которое происходит истечение, м2; к - показатель адиабаты; Я - газовая постоянная; ц - коэффициент расхода.
Для определения коэффициента расхода ¡Л через клапаны известен ряд эмпирических зависимостей [4,5,6]от геометрических размеров проходных сечений клапана.
Для трубопроводов, поршневых уплотнений, выхлопных окон детандера, коэффициент расхода можно принимать постоянным ц - 0,55 н- 0,65.
Зная закон изменения объема цилиндра компрессора и детандера (У)/, массу газа в каждом объеме М, можно определить давление и температуру газа из уравнений состояния идеального газа [4].
Уравнение динамики самодействующих клапанов записывается исходя из условия равновесия сил, действующих на пластину при следующих допущениях: вся масса подвижных частей сосредоточена в одной точке; отсутствуют явления прилипания и отскока запорного элемента клапана; отсутствует механическое трение пластины о направляющие и вязкостное трение пластины о газ. Расчетные схемы клапанов компрессора и детандера показаны на рис. 2.
с1,2
(7)
где - текущее значение высоты подъема пластины, м; тпл - масса подвижных частей клапана, кг; Рпр - сила упругости пружины, зависящая от жесткости, числа пружин и текущей высоты подъема пластины, Н; в - сила, связанная с весом пластины, Н; Рв - суммарная сила, действующая на пластину со стороны газа, Н;
Рг=(Рх-Рг)-Гш,Рд (8)
Р1 , Рг - давление, оказываемое газом с различных сторон пластины, Н/м ; - площадь поверхности пластины, м2; ра - коэффициент давления потока.
Коэффициент ре определяется из эмпирических зависимостей, полученных при испытаниях клапанов. Для кольцевых и полосовых клапанов компрессоров рекомендуется [4,5,6] ряд зависимостей.
Путем интегрирования уравнения (7) можно получить уравнения, характеризующие изменение скорости и высоты подъема пластины клапана в любой момент времени:
<Л>=а„„-<Л
*пк =
+ <Ь>,
Аы = V™
А„„ = К„ + ¿Н„,
(9) (Ю)
где У/пп, апл - скорость и ускорение пластины, соответственно, м/с, м/с2.
Начальные условия при моделировании работы клапанов:
для ступени компрессора: при <р - 0°, Ьт = 0, \/пп - 0, апл = 0;
для ступени детандера: при <р - 0°, ЬПП - Лта*. упл = 0, апл = 0.
При расчете ДКА методом математического моделирования немаловажное значение приобретает физически обоснованное представление процессов, протекающих в межступенчатой коммуникации.
При движении газа в межступенчатой коммуникации происходят колебания давления газа из-за периодического характера взаимодействующих импульсов нагнетания компрессора и впуска в детандерную ступень. Предполагая отсутствие пульсаций газа по длине трубопровода, колебания давления газа в межступенчатой коммуникации можно представить зависимыми от конечной емкости промежуточного холодильника (ПХ) и разновременности взаимодействия импульсов нагнетания и впуска. Подробное описание математической модели ПХ при расчете многоступенчатого компрессора приведено в работе [7]. В результате расчета ПХ, на основе составления тепловых балансов по охлаждаемому газу и охлаждающей жидкости, определяются параметры газа на входе в детандерную ступень.
Для установления соответствия разработанной математической модели реальным физическим процессам, происходящим в поршневом ДКА, необходимо проведение экспериментальных исследований. В настоящей статье приведены результаты экспериментального исследования поршневого ДКА и проведено сравнение экспериментальных данных с результатами расчета, полученными с помощью математической модели рабочего процесса поршневого ДКА.
Экспериментальное исследование ДКА проводилось на стенде, созданном на базе вертикального, двухступенчатого, двухрядного с дифференциальными поршнями одностороннего действия судового компрессора 20К1. Диаметры цилиндров составляли соответственно 0,1 м и 0,035 м, ход поршня - 0,1 м, номинальное число
оборотов - 500 об/мин. Давление воздуха на всасывании в компрессор - атмосферное, степень сжатия - 4 + 8. Детандерная ступень была выполнена на одном из рядов цилиндра диаметром 0,035 м.
Для проведения экспериментальных исследований было спроектировано и изготовлено 4 варианта конструкции самодействующего кольцевого клапана детан-дерной ступени с целью изучения влияния различных конструктивных параметров клапана (массы запорного элемента, количества и размеров пружин, мертвого объема, геометрии проточной части); изготовлено 6 комплектов пружин с наружным диаметром 0,005м различной жесткости (С=263; 330; 673; 840; 1120; 1500 Н/м) и 3 комплекта пружин с наружным диаметром 0,018м различной жесткости (С=823; 1029; 1372 Н/м). Все четыре варианта клапана были выполнены с регулируемой высотой подъема запорного элемента Ьтвх от 0 до 0,002 м за счет перемещения ограничителя подъема по резь-
Рис. 3. Быстроменяющиеся давления в цилиндре детандера
1 - эксперимент;
2 - расчет
Рис.4. Быстроменяющиеся давления в цилиндре компрессора:
1 - эксперимент;
2 - расчет.
бе с мелким шагом относительно седла. Параметры клапана, для которого приведены результаты испытаний и расчета: диаметр и ширина кольца соответственно 0,037 и 0,010 м; толщина кольца 0,001 и 0,002 м; количество отверстий в седле и число пружин - 4; диаметр отверстия в седле - 0,005 м; относительный мертвый объем клапана - 0,1.
Экспериментальный стенд позволял производить за-
Рис. 5. Диаграммы движения запорного элемента клапана: 1 - эксперимент; 2 -расчет.
пись на осциллографе Н-117 быстроменяющихся давлений в цилиндрах детандера и компрессора и впускном трубопроводе детандера; быстроменяющихся температур в цилиндре детандера; диаграммы движения запорного элемента самодействующего клапана детандерной ступени. Предусматривалась регистрация положения поршня в верхней и нижней мертвых точках.
На рис. 3 и 4 приведены быстроменяющиеся давления в цилиндрах детандера и компрессора от угла поворота вала, полученные экспериментально (кривые 1) и с помощью расчета (кривые 2). На рис. 5 - экспериментальные (кривая 1) и расчетные (кривая 2) диаграммы движения запорного элемента клапана. Сравнительный анализ экспериментальных и расчетных данных (рис. 3 - 5) выполнен для одного из режимов, характеризующегося жесткостью пружин впускного клапана детандера (С= 840 Н/м) и максимальной высотой подъема запорного элемента клапана (/w = 0,75 мм).
Свернутые по ходу поршня экспериментальные (кривые 1) и расчетные (кривые 2) индикаторные диаграммы детандерной ступени для разных режимов приведены на рис. 6 (а, б). На этих диаграммах ход поршня выражен в относительных величинах (S - S/S пах).
Выполненный сравнительный анализ экспериментальных и расчетных зависимостей показывает удовлетворительную сходимость результатов. Расхождение в индикаторных мощностях детандерной ступени для раз-
Фг
ных режимов лежало в пределах 4*8%, компрессорной ступени - до 2 %. Следовательно, разработанная математическая модель с достаточной степенью адекватности описывает реальные процессы, происходящие в ДКА с самодействующими газораспределительными органами и ее можно использовать для оптимизационных расчетов ДКА и выдачи рекомендаций по проектированию ДКА.
Выполненные исследования дали возможность впервые экспериментально подтвердить возможность работы детандера с самодействующим клапаном в составе ДКА. Спроектированный самодействующий клапан показал свою работоспособность при пониженных давлениях на входе в детандер. К недостаткам полученных результатов следует отнести недостаточно низкую температуру на выходе из детандера (253 К), что объясняется наличием тепловых мостов между компрессорным и детандерным цилиндрами (цилиндр детандера размещался над цилиндром компрессора). Для уменьшения влияния на температуру за детандером, ряды компрессорной и детандерной ступеней должны быть разнесены между собой. Поэтому наиболее перспективным является использование для создания ДКА У- и Ш-образных компрессорных баз, из которых один из рядов будет детандерным.
S 0 01020304 05 06 07 08 09 1
б)
Рис. 6. Индикаторные диаграммы детандерной ступени. 1 - эксперимент; 2 - расчет, а) С = 1120 Н/м; hma, = 0,66 мм б) С=330 Н/м; hmax = 1,5 мм
На основе математической модели рабочих процессов ДКА и результатов экспериментальных исследований предложен типоразмерный ряд ДКА на унифициро-
ванных \М-образных базах компрессоров общепромышленного назначения с поршневым усилием 2,5 * 16 кН, параметры которых приведены в таблице.
Типоразмерный ряд ДКА на ш-образных базах
Шифр базы Ш2.5-3 Ш5.0-3 Ш5.0-6 Ш10-3 Ш10-6
Номинальная поршневая сила , кН 2,5 5,0 5,0 10,0 10,0
Число рядов 3 3 6 3 6
Ход поршня, мм 55 65 65 75 75
Номинальная частота вращения, об/мин 1500 1500 1500 1500 1500
Средняя скорость поршня, м/с 2,75 3,25 3,25 3,75 3,75
Расход воздуха, кг/с 0,007 0,018 0,035 0,038 0,076
Диаметр цилиндра компрессора, мм 65 95 95 130 130
Диаметр цилиндра детандера, мм 30 45 45 64 64
Потребляемая мощность, кВт 4,2 5,9 11,9 14,0 27,9
Холодопроиз- водительность, кВТ 0,824 2,22 4,44 4,79 9,58
2. Мамонтов М..А. Основы термодинамики тела переменной массы. - Тула: Приокское книжное издательство. 1970. 87 с.
3. Петриченко P.M., Оносовский В В. Рабочие процессы поршневых машин. - Л.: Машиностр., 1972.
4. Поршневые компрессоры. Под ред. B.C. Фотина.-Л.: Машиностроение, 1987.
5. Прилуцкий И.К. Разработка, исследование и создание компрессоров и детандеров для криогенной техники. Автореф. дисс. д.т.н. Л., 1991.
6. Прилуцкий А.И. Совершенствование систем газораспределения компрессорных и расширительных машин. Автореф. дисс. к. т. н. С-П., 1992.
7. Калекин B.C., Прилуцкий И.К., Фотин Б.С. К вопросу расчета многоступенчатых поршневых компрессоров методом математического моделирования // Холодильные и компрессорные машины. Новосибирск. 1978. С 115-121.
22.03.99 г.
ВАНЯШОВ Александр Дмитриевич - аспирант кафедры «Компрессорные машины и пневмоагрегаты» Омского государственного технического университета.
КАЛЕКИН B.C. - доцент кафедры «Компрессорные машины и пневмоагрегаты» Омского государственного технического университета.
КАБАКОВ Анатолий Никитович - доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Компрессорные машины и пневмоагрегаты» Омского государственного технического университета.
Литература
1. Лорентцен Г. Холод, энергия и окружающая среда. // Холодильная техника, N9 5, 1991.
УДК 533.601
ЗАКРУЧЕННЫЕ ПОТОКИ В ПРОМЫШЛЕННОСТИ
А. Б. Яковлев
Статья посвящена промышленному применению закрученных потоков жидкости или газа. Рассмотрены основные типы вихревых устройств.
Закрученные потоки и вихревые движения широко распространены. Они наблюдаются во многих явлениях природы и часто используются в технике. В настоящее время промышленное применение закрученных потоков обусловлено их очевидными свойствами: возможностью создания поля центробежных сил, существенно превосходящего гравитационные силы; увеличением за счет вращения потока длины траекторий движущихся в нем частиц по сравнению с поступательным движением. Кроме того, отличительными особенностями закрученных потоков являются эффект энергетического разделения потока газа (вихревой эффект Ранка) и зона возвратного течения (пониженного давления) в центре вращающейся струи.
Устройства, в которых реализуются вихревые движения жидкости или газа, в общем случае называются вихревыми аппаратами. Это прежде всего различные центробежные, циклонные и вихревые камеры, вихревые трубы, вакуум-насосы и т.п. Общим для них является радиальное перемещение вращающегося потока, вследствие чего тангенциальная скорость с приближением к оси вращения возрастает, достигает максимума и падает до нулевого значения на оси [1].
Благодаря своим особенностям вихревые аппараты находят практическое применение в самых различных областях: в машиностроении, авиации, ракетной и холодильной технике, нефтехимической и горнодобывающей промышленности, сельском хозяйстве, медицине. Они предельно просты; имеют небольшие размеры и
массу; отсутствие движущихся частей делает их высоконадежными и простыми в обслуживании; имеют малую инерционность, нечувствительны к гравитационным силам, вибрациям и механическим перегрузкам; кроме того, в них возможно осуществить одновременно несколько процессов (охлаждение, нагревание, осушка, очистка и т.д.); рабочим телом вихревых аппаратов может быть практически любой газ или смесь газов; кроме всего прочего, они имеют широкий диапазон регулирования по входным и выходным параметрам.
Однако серьезным недостатком вихревых устройств является относительно низкая эффективность, связанная с большой затратой энергии на сжатие рабочего тела. Необходимо также отметить, что вихревые аппараты еще не доведены до оптимальных показателей и их энергетические характеристики в дальнейшем могут быть улучшены [2].
Рассмотрим некоторые из возможных способов использования закрученных потоков в технологических процессах.
Вихревая труба является простейшим вихревым аппаратом, предназначенным для получения нагретого и(или) охлажденного потока газа. При подаче в сопло газа высокого давления в вихревой трубе формируется интенсивный закрученный поток, приосевые слои которого охлаждаются, а периферийные - нагреваются. Температура горячего потока газа может увеличиваться на 60-80°С, а холодного - на 40-60°С по сравнению с температурой потока на входе в трубу [3]. Основным
