CC BY
108
УДК 621.514
И. В. Автономов а, С. Г. Сорокин
РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА ВИНТОВОГО МАСЛОЗАПОЛНЕННОГО КОМПРЕССОРА С УЧЕТОМ ПОДАЧИ МАСЛА ВО ВСАСЫВАЕМЫЙ ГАЗ
Рассмотрены основные схемы системы подачи масла компрессорной установки на базе винтового маслозаполненного компрессора. Проведен анализ применения впрыска жидкости в компрессорах объемного действия, в том числе в винтовом маслозаполненном компрессоре. Изложены основные подходы к расчету компрессоров объемного действия с впрыском жидкости, в том числе винтового маслозаполненного компрессора. Рассмотрены главные особенности методики расчета винтового маслозаполненного компрессора с учетом подачи масла на всасывание.
E-mail: [email protected]
Ключевые слова: винтовой маслозаполненный компрессор, впрыск
жидкости, подача масла во всасываемый газ, математическая модель.
В настоящее время существуют две основные схемы организации маслопотока в компрессорных установках, выполненных на базе винтовых маслозаполненных компрессоров (ВМК): двухконтурная и одноконтурная [1]. В первом случае (рис. 1) маслосистема представлена двумя независимыми замкнутыми контурами, один из которых используется для подачи масла на впрыск в парные полости компрессора в целях отвода теплоты сжатия и уплотнения зазоров, а другой служит для подачи масла в разгрузочные устройства для создания противодавления и в узлы трения компрессора в целях отвода теплоты трения и продуктов износа. Двухконтурная схема подачи масла применяется, как правило, в тех случаях, когда масло, предназначенное для смазывания механизма движения компрессора, вступает в химическую реакцию с рабочим телом. Основной недостаток маслосистемы, построенной по такой схеме, заключается в необходимости размещения внутри компрессорной установки дополнительного оборудования, предназначенного для организации второго контура циркуляции масла, что усложняет конструкцию машины, увеличивает массу и габаритные размеры установки.
Во втором случае (рис. 2) система подачи масла состоит из одного контура, представляющего собой объединение приведенных ранее контуров. Такая маслосистема применяется в основном в воздушных компрессорных установках. Главный ее недостаток состоит в том, что для замыкания контура масло после узлов трения компрессора и разгрузочных устройств подается во всасываемый газ. Температура этого масла значительно выше температуры всасываемого газа. Таким образом, происходит подогрев рабочего тела на всасывании, что, в свою
Рис. 1. Двухконтурная схема подачи масла
Рис. 2. Одноконтурная схема подачи масла
очередь, приводит к существенному снижению объемных и энергетических характеристик компрессора [2] и, как следствие, росту финансовых затрат на его эксплуатацию.
В работе [2] проведен анализ влияния схемы подачи масла на характеристики ВМК, в частности, исследован слив горячего отработанного масла на всасывание компрессора. Основным недостатком этой работы является ограниченность применения ее результатов, обусловленная тем, что большинство задач, имеющих практический интерес, решались исключительно на экспериментальной базе.
Таким образом, необходимость в дальнейшем более тщательном и глубоком изучении влияния описанных ранее явлений считается обоснованной.
Перед рассмотрением главных особенностей методики расчета ВМК с учетом подачи масла во всасываемый газ, остановимся подробнее на анализе имеющихся теоретических и экспериментальных исследований компрессоров объемного действия с впрыском жидкости, в том числе ВМК, который необходим для понимания всех явлений и процессов, имеющих место в объекте исследования.
Анализ теоретических и экспериментальных исследований компрессоров объемного действия с впрыском жидкости. Анализ применения впрыска жидкости в компрессорах объемного действия, в том числе в ВМК. Как показывает практика эксплуатации различных типов компрессоров объемного действия, отвод теплоты сжатия от компримируемого газа позволяет повысить энергетические и расходные характеристики компрессора. В общем случае существует три основных способа отвода теплоты сжатия в рабочей камере компрессора: смесительный, рекуперативный и регенеративный теплообмен. Наиболее эффективным из указанных способов является смесительный теплообмен, который практически реализуется путем впрыска жидкости в компримируемый газ. Эффективность применения смесительного теплообмена при охлаждении компрессоров определяется следующими основными факторами: значительной поверхностью охлаждения, отсутствием дополнительного термического сопротивления и высоким коэффициентом теплоотдачи.
Впрыск охлаждающей жидкости имеет три основных назначения: охлаждение сжимаемого газа, уплотнение рабочей камеры и смазывание трущихся поверхностей.
Отметим преимущества применения впрыска жидкости [3], имеющие активный характер, связанный с совершенствованием рабочего цикла компрессора: улучшение охлаждения сжимаемого газа; уменьшение утечек и перетечек сжимаемого газа; увеличение срока службы клапанов; уменьшение работы сил трения и износа деталей цилиндро-поршневой группы.
Приведем преимущества, носящие производный характер: уменьшение удельного расхода энергии; повышение производительности компрессора; увеличение давления в ступени и сокращение числа ступеней, уменьшение массы и габаритных размеров компрессора; возможность регулирования производительности компрессора.
Основные недостатки, связанные с применением впрыска жидкости [3], следующие: возможность гидравлического удара; дополнительные затраты энергии для распыления и отделения жидкости; усложнение конструкции компрессора, увеличение его массы и габаритных размеров.
Организация впрыска жидкости включает в себя выбор впрыскиваемой жидкости, ее параметров и способа впрыска. На организацию впрыска жидкости влияет множество факторов и требований, которые определяют многообразие применяемых в настоящее время жидкостей, способов впрыска и широкий диапазон параметров впрыскиваемой жидкости (рис. 3).
В работе [4] отмечено, что организация впрыска жидкости является компромиссной задачей, заключающейся в такой его организации, при которой влияние положительных моментов впрыска жидкости было бы преобладающим, в противном случае отрицательные стороны его применения при определенных условиях могут перекрыть положительный эффект и привести к снижению эффективности работы компрессора.
Анализ основных подходов к расчету компрессоров объемного действия с впрыском жидкости, в том числе ВМК. В общем случае физическая картина рабочих процессов в компрессоре объемного действия с впрыском жидкости [4] довольно сложна. Рабочее тело представляет собой двухфазную неравновесную газожидкостную смесь. Капли охлаждающей жидкости распределены неравномерно в объеме рабочей камеры и имеют разные размеры, температуру и кинематические параметры. Внутри капли происходит движение частиц жидкости, обусловленное как естественной, так и вынужденной конвекцией. При движении в потоке газа капли жидкости дробятся, коагулируют и вступают в механическое взаимодействие с поверхностями деталей рабочей камеры, в результате чего вся жидкость или некоторая ее часть оседает на них, образуя пленку, а другая, как результат механического дробления, отражается в виде вторичных капель и возвращается в сжимаемый газ. Жидкая пленка неравномерно распределена по поверхностям рабочей камеры, под действием сил тяжести и инерции происходит ее перемещение и срыв. Между газовой фазой, различными формами жидкостной фазы и поверхностями рабочей полости осуществляется тепломассообмен, причем поле температур в каплях жидкости и в жидкостной пленке, являясь нестационарным, также зависит от их расположения в рабочей полости компрессора. Через неплотности камеры сжатия происходят утечки и перетечки как газовой, так и жидкостной фаз рабочего тела и т.д.
В работе [3] проведен подробный анализ существующих подходов к описанию рабочих процессов компрессоров объемного действия с впрыском жидкости, по итогам которого авторами выделено четыре основных подхода (рис. 4).
В основе первого подхода лежит предположение о том, что процесс внутреннего охлаждения сжимаемого газа происходит исключительно вследствие испарения впрыскиваемой жидкости. К группе работ, использующих данный подход, относятся работы [5-9], в которых
с/з со 2
Ю
Н
<<
X
и ьп
р
р Д р
О о
2
р
В
5 К о о н
о
ю о
Факторы
Геометрические
размеры рабочей камеры
Относительная величина зазоров
Относительная
площадь теплообменной поверхности
Конструктивная схема компрессора
Организация впрыска жидкости
Режим работы компрессора
Теплофизические
свойства сжимаемого газа
Типы жидкости
Параметры жидкости
Вода
Масла
Спирты
Температура
Дисперсность
Пентан
Относительное количество
Способы впрыска
Аммиак
Требования
Экономичность
Впрыск жидкости во всасывающий трубопровод
Впрыск жидкости — в рабочую камеру в процессе
Ресурс работы
Безопасность работы
Чистота газа
Массогабаритные характеристики
всасывания сжатия нагнетания обратного расширения
Рис. 3. Организация впрыска жидкости
р
Е к я о о н
о
2-й подход
Основывается на предположении, что отвод теплоты сжатия осуществляется за счет нагрева впрыскиваемой жидкости, при этом фазовыми переходами пренебрегают
Исследования данных групп носят частный и незавершенный характер
3-й подход
Характеризуется исследованием всех процессов рабочего цикла компрессора объемного действия с учетом массообменного,
теплового и механического взаимодействия фаз рабочего тела
4-й подход
Основывается на третьем подходе
и является его дальнейшим
развитием, заключающимся
в учете дополнительных факторов
Градиент температуры
в каплях жидкости и в жидкостной пленке
Разные размеры капель жидкости
Взаимное движение фаз рабочего тела
Взаимодействие капель жидкости с поверхностями рабочей камеры
Рис. 4. Основные подходы к описанию рабочих процессов компрессоров объемного действия с впрыском жидкости
рассматривается применение мелкодисперсных (тонкораспыленных), легкоиспаряющихся жидкостей при малой их концентрации в газовом потоке.
В работе [5] принято допущение о полном и мгновенном испарении жидкой фазы. В дальнейшем для повышения точности получаемых результатов предположение о мгновенном испарении впрыскиваемой жидкости заменялось допущением либо о равномерности процесса испарения, либо о равновесном состоянии фаз рабочего тела [6-9].
Основными уравнениями, положенными в основу работ [5-9], являются уравнение состояния, уравнение политропного процесса, уравнение для определения количества теплоты в политропном процессе, уравнение теплового баланса между фазами рабочего тела, уравнение Клапейрона-Клаузиуса, уравнение смешения. В целях улучшения расчета процесса сжатия уравнение для определения количества теплоты в политропном процессе в ряде работ заменяется уравнением сохранения энергии в форме первого закона термодинамики.
Общими недостатками, свойственными рассмотренным работам, являются большая условность принимаемых допущений и незавершенный характер проведенных исследований (основной целью был расчет показателя политропы процесса сжатия и экономии работы сжатия).
В основе второго подхода к расчету и исследованию рабочих процессов объемных компрессоров с впрыском жидкости лежит предположение о том, что теплота сжатия отводится вследствие нагрева впрыскиваемой жидкости, при этом фазовыми переходами пренебрегают. В этом случае межфазный теплообмен обеспечивается начальной разностью температур фаз рабочего тела (начальным температурным напором) и различием в значениях их удельных теплоемкостей. Данный подход нашел отражение в работах [10-17], в которых рассматривается применение малоиспаряющихся жидкостей (например, масла) грубой дисперсности, впрыскиваемых в относительно больших количествах в поток компримируемого газа.
В работах [10, 11] принималось допущение о равновесном состоянии фаз рабочего тела. Так, в работе [11] предложена методика расчета винтового маслозаполненного компрессора с равновесным рабочим телом без фазовых переходов. При этом определялись некоторые средние теплофизические свойства газожидкостной смеси, а сама она рассматривалась как квазигомогенное рабочее тело (псевдогаз), для описания которого использовались уравнения, аналогичные уравнениям для однофазной среды.
Недостатками работы [11] являются условность принимаемых допущений и ограниченность применения предложенной методики расчета, обусловленная тем, что она не учитывает влияния на рабочий
процесс основных параметров и теплофизических свойств впрыскиваемой жидкости, а также интенсивности и продолжительности межфазного теплообмена.
В работах [12-17] для улучшения расчета рабочих процессов учитывалась значительная температурная неравновесность фаз рабочего тела, имеющая место в объемных компрессорах с впрыском жидкости. Уравнениями, положенными в основу этих работ, являются уравнение энергии для жидкостной фазы рабочего тела и уравнение количества теплоты, выделяемой в политропическом процессе. Для улучшения политропного приближения вместо второго уравнения использовалось дифференциальное уравнение первого закона термодинамики тела постоянной массы при отсутствии фазовых переходов. Основным недостатком данных работ является значительная сложность и громоздкость получаемых выражений.
Общими недостатками рассмотренных работ являются частный характер (не учитывается кинетика фазовых переходов, взаимодействие фаз рабочего тела между собой и поверхностями рабочей полости, внешний теплообмен, утечки и перетечки рабочего тела и т.д.) и незавершенность (рассмотрению преимущественно подвергался только процесс сжатия) приведенных в них исследований.
Подводя итог проведенному анализу, следует отметить, что все ранее рассмотренные методики расчета не позволяют проводить комплексного теоретического исследования рабочих процессов компрессоров объемного действия с впрыском жидкости, проведение которого стало возможным благодаря применению метода математического моделирования, позволяющему достаточно эффективно оценить влияние большого числа разнообразных факторов на работу компрессора.
Для описания рабочих процессов компрессоров объемного действия применяются математические модели с различным уровнем формализации: использующие политропную зависимость, с сосредоточенными и распределенными параметрами.
Все разработанные в настоящее время математические модели, в зависимости от характера принимаемого допущения о состоянии рабочего тела, можно условно разделить на две группы: модели с гомогенным и гетерогенным рабочим телом.
Для математических моделей первой группы, в которых газожидкостное рабочее тело рассматривается как равновесная смесь (ее компоненты находятся в постоянном тепловом равновесии и имеют одинаковые кинематические параметры), применима теория гомогенного течения [18], дающая наиболее простой метод исследования двухфазных потоков. Впервые такая модель была рассмотрена в работе [11]. Основным преимуществом математических моделей с гомогенным рабочим телом является относительная простота их реализации. Недо-
статком этих моделей является то, что в них не учитывается межфазное тепломассообменное взаимодействие, а также поведение капель жидкости в объеме рабочей камеры компрессора. Перечисленные недостатки моделей первой группы обусловили тот факт, что в настоящее время большинство разработчиков при исследовании рабочих процессов компрессоров объемного действия с впрыском жидкости отдают свое предпочтение математическим моделям с гетерогенным рабочим телом.
Следует отметить, что работы, в которых рассматривалось влияние химического взаимодействия компонентов гетерогенного рабочего тела (их взаимной растворимости) на работу компрессора, в настоящей статье не приводятся.
Работы [19-21] посвящены созданию математических моделей рабочих процессов компрессоров объемного действия с впрыском жидкости в гетерогенной постановке и положены в основу третьего подхода к описанию рабочих процессов компрессоров. Сущность третьего подхода заключается в исследовании всех процессов рабочего цикла компрессора при учете массообменного, механического и теплового взаимодействия фаз двухфазного двухкомпонентного неравновесного рабочего тела.
Математические модели, приведенные в указанных работах, базируются на первом законе термодинамики тела переменной массы для газовой фазы. Для описания теплообменного и массообменного взаимодействия фаз рабочего тела использовались уравнения Ньютона-Рихмана и Максвелла соответственно, т.е. исследования велись в квазистационарной постановке. Решение полученных дифференциальных уравнений проводилось численными методами.
Автор работы [19], исследуя процесс сжатия поршневого компрессора с впрыском жидкости, проводит анализ влияния основных параметров жидкости на изменение термодинамических параметров рабочего тела в этом процессе.
Недостатком данной работы является ограниченность ее применения, которая обусловлена тем, что разработанная математическая модель описывает только один процесс сжатия и потому не позволяет оценить влияние основных параметров впрыскиваемой жидкости на интегральные характеристики компрессора.
В работе [20] на основе исследования всех процессов рабочего цикла одноступенчатого поршневого компрессора с впрыском жидкости проанализировано влияние основных параметров (температуры, дисперсности, относительного количества) и теплофизических свойств жидкости на мгновенные и интегральные характеристики компрессора.
Математическая модель поршневого компрессора с впрыском жидкости, предложенная в работе [20], в отличие от ранее представленных математических моделей, позволяет рассчитать движение капель жидкости во всасывающем трубопроводе.
Общим недостатком математических моделей, предложенных в работах [19-21], является ограниченность их применения, заключающаяся в том, что в этих моделях не учитывается ряд сопутствующих физических явлений, которые при определенных условиях могут существенно влиять на протекание рабочих процессов в компрессоре объемного действия с впрыском жидкости. К указанным явлениям относятся поведение капель жидкости в объеме рабочей камеры, нестационарное и неравномерное температурное поле в каплях жидкости и в жидкостной пленке, различные размеры капель жидкости, утечки и перетечки рабочего тела и т.д.
Четвертый подход к описанию рабочих процессов компрессоров объемного действия основан на третьем подходе и является его дальнейшим развитием, которое заключается в исследовании отмеченных ранее явлений. Такой подход реализован в работах [4, 22, 23].
В работе [22] предложена математическая модель рабочих процессов роторного компрессора внешнего сжатия типа Рут с впрыском жидкости, которая при расчете процессов межфазного тепломассообмена учитывает поведение капель жидкости в объеме рабочей полости. Однако в этой модели не учитываются процессы дробления капель жидкости при их механическом взаимодействии с поверхностями деталей, формирующих рабочую камеру компрессора, и наличие градиента температуры в каплях жидкости, что существенно ограничивает область ее применения.
Отмеченных недостатков лишена представленная в работе [23] математическая модель рабочих процессов винтового компрессора с впрыском жидкости, описывающая в монодисперсной постановке поведение дискретной формы жидкой фазы в объеме парной полости компрессора и учитывающая нестационарную теплопроводность в каплях жидкости, их взаимодействие с поверхностями рабочей полости, результатом которого является образование как жидкостной пленки на поверхностях взаимодействия, так и вторичных капель, возвращающихся в сжимаемый газ, утечек и перетечек рабочего тела и т.д.
Исследованию рабочих процессов компрессоров объемного действия с впрыском жидкости в полидисперсной постановке на примере роторного компрессора с катящимся ротором посвящена работа [4].
Все рассмотренные математические модели относятся к моделям или с политропной зависимостью, или с сосредоточенными параметрами. Модели, построенные на указанных принципах, основаны на
проверенных физических закономерностях, относительно просты как в разработке, так и в реализации, дают удовлетворительную сходимость с экспериментом. Все это, несомненно, можно отнести к достоинствам таких моделей. Главным же их недостатком является невозможность описания пространственно-неравномерных многопараметрических процессов, имеющих место в компрессорах объемного действия с впрыском жидкости, в частности в ВМК. Это весьма ограничивает применение моделей этого типа или же искажает результаты проводимых на их основе исследований. Поэтому в настоящее время наибольшее применение для решения многих задач исследования и оптимизации компрессоров получили модели с распределенными параметрами, что объясняется высоким уровнем развития численных методов, наличием мощных ЭВМ и хорошей сходимостью с экспериментом.
К математическим моделям, использующим приближение распределенных параметров, относится модель ВМК, приведенная в работе [24]. Авторами этой работы получены трехмерные нестационарные поля температур, давлений, скоростей и концентраций для обеих фаз рабочего тела во всей расчетной области, определены силы и моменты, действующие на подшипниковые опоры обоих роторов, объемные и массовые расходы рабочего тела на входе и выходе из компрессора. Кроме того, для каждого винта компрессора построено векторное поле деформации, обусловленной температурными и силовыми воздействиями со стороны рабочего тела. Для всех исследуемых режимов работы ВМК рассчитаны значения основных показателей эффективности работы компрессора: коэффициента подачи, эффективного адиабатного КПД, удельной мощности. Реализация модели проводилась численным методом контрольного объема. Результаты, полученные на математической модели, имеют хорошую сходимость с экспериментом.
К недостаткам рассмотренной модели можно отнести отсутствие учета ряда явлений, сопровождающих в общем случае рабочий процесс ВМК, таких как слив горячего масла на всасывание, образование вторичных капель и жидкостной пленки, дробление и коагуляция капель, наличие градиента температуры в пленке и каплях жидкости, разные размеры и формы капель, конвективное движение жидкости в каплях, перемещение и срыв пленки и т.д. В первую очередь это объясняется большой сложностью многопараметрического описания указанных явлений.
Особенности методики расчета ВМК с учетом подачи масла на всасывание. Проведенный анализ показал необходимость более подробного изучения влияния схемы подачи масла на работу ВМК в целях повышения его коэффициента подачи и КПД. Наибольший практический интерес представляет рассмотрение вопроса влияния подачи
горячего отработанного масла во всасываемый газ на характеристики компрессора.
Для этой цели была разработана математическая модель рабочего процесса ВМК, использующая приближение распределенных параметров.
При разработке модели были приняты следующие основные допущения:
— газовая фаза непрерывна и подчиняется законам идеального газа;
— объем жидкостной фазы пренебрежимо мал по сравнению с объемом газовой фазы;
— капли жидкости рассматриваются как твердые тела сферической формы;
— на капли охлаждающей жидкости действуют только сила аэродинамического сопротивления со стороны газовой фазы и сила тяжести;
— градиент температуры внутри капель жидкости и жидкостной пленки равен нулю;
— вся впрыскиваемая жидкость распределяется на группы, формируемые устройствами впрыска, причем все капли одной группы имеют одинаковые размер, температуру и кинематические параметры, соответствующие параметрам капли, помещенной в центре масс группы капель;
— все капли одной группы взаимодействуют с поверхностями рабочей камеры аналогично взаимодействию капли, помещенной в центре масс группы капель;
— в общем случае взаимодействия капель жидкости с поверхностями рабочей камеры вся масса жидкости или некоторая ее часть оседает в виде пленки на поверхностях взаимодействия (оставшаяся в результате механического дробления часть жидкости отражается в виде вторичных капель, возвращаясь в газовый поток);
— жидкая пленка равномерно распределена по поверхностям рабочей камеры, она неподвижна, и срыва не происходит;
— теплообмен между газовой фазой и поверхностями рабочей камеры, за исключением поверхностей обоих винтов, отсутствует;
— наличие жидкостной пленки никак не влияет на процессы теплообмена;
— межфазный массообмен отсутствует.
Основными уравнениями модели являются: уравнение сохранения энергии для газовой фазы, записанное через энтальпию, уравнения неразрывности и сохранения импульса, уравнение концентрации, уравнения сохранения объема расчетной области, сохранения энергии для жидкостной фазы рабочего тела, динамики движения капли жидкости, уравнение состояния и уравнения сохранения турбулентных функций.
Уравнение сохранения энергии для газовой фазы, записанное через энтальпию, имеет вид
J phdV +У рЦу - Уг) • -в = J дГепл • -в + J Бтепл-У+
V в в V
+ J (у • gradр + Б : ^аду)-У — Jруг • -в + JР-У, (1)
V в V
где
Б = Т + р§;
2 -Т = 2р3 — -р — р1;
3
3 = gradV + (gradV)т]; 2
-в = п • -Б. Уравнение неразрывности записывается так:
! р-У + ^ р(у — Уг) • -в = 0. (2)
V в
Уравнение сохранения количества движения для несущей среды —
- ! рУ-У + J ру(у — Уг) • -в = ! Т • -в + J §масс-У. (3)
V в в V
Уравнение сохранения массы имеет вид
dt [ Рсж.ф^ + i рСж.ф(^ - VT) • ds = i дСжф • ds + f БСжфdV. (4)
г / / *Сж.ф / Сж
V S SV
Уравнение сохранения объема расчетной области можно представить как
±/<У — ^Уг • -в = 0. (5)
V в
Уравнение сохранения энергии для жидкостной фазы рабочего тела имеет вид
-(тж.ф ^ж.ф) = = п (6)
— тж.ф 7Г ^конв • (6)
Уравнение динамики движения капли жидкости записывается как
^к nd\n ^ Vi Р
-Ж =ШК °сопрр(ук - К - v| + 41 - рк
Уравнение состояния можно представить как
р=ш- (8)
Уравнение сохранения кинетической энергии турбулентности имеет вид
^ J ркдУ + J рк(у — ьг) • ¿в = J • ¿в + J (Р — ре)дУ. (9)
V в в V
Уравнение сохранения диссипации турбулентности записывается так:
— ! редУ + J ре(ь — ьг) • ¿в =
V з
= I & • ¿в + ! (ОгРк — С^ + Сре^^уУ. (10)
в V
Масло во всасываемый газ подается через тонкое калиброванное отверстие во всасывающем патрубке. Дифференцированный впрыск масла в парные полости компрессора осуществляется через тонкие калиброванные отверстия, расположенные в определенном порядке в корпусе винтовой пары. Начальная средняя дисперсность образующихся капель рассчитывается по зависимости, предложенной в работе [25]. Скорость истечения масла из устройств впрыска определяется из уравнения расхода для несжимаемой жидкости.
На входе и выходе компрессора задается постоянное давление, равное давлению всасывания и нагнетания соответственно, т.е. предполагается, что компрессор на всасывании соединен с ресивером бесконечного объема, давление в котором поддерживается равным давлению всасывания, а компрессор на нагнетании соединен с ресивером бесконечного объема, давление в котором поддерживается равным давлению нагнетания.
Разработанная модель позволяет определять текущие параметры компонентов двухфазного рабочего тела и интегральные характеристики компрессора, проводить проектировочные расчеты, исследовать влияние режимных, конструктивных параметров и факторов, параметров впрыскиваемой жидкости и свойств рабочего тела на характеристики ВМК, выполнять оптимизационные расчеты.
Основные стадии построения рассмотренной модели, особенности ее реализации и анализ полученных результатов будут освещены в следующих статьях.
Заключение. Обоснована необходимость в дальнейшем, более тщательном и подробном изучении влияния схемы подачи масла на характеристики ВМК.
Рассмотрено применение впрыска жидкости в компрессорах объемного действия, в том числе в ВМК. Проведенный анализ основных подходов к расчету компрессоров объемного действия с впрыском жидкости, в том числе ВМК, показал, что перспективным методом исследования является математическое моделирование, использующее приближение распределенных параметров. Адекватность этого метода будет главным образом определяться степенью проработанности методик описания протекающих в компрессоре процессов и явлений и уровнем развития численных методов.
Кроме того, в настоящей статье изложены главные особенности разработанной методики расчета ВМК с учетом подачи масла во всасываемый газ.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Хисамеев И. Г., Максимов В. А. Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры. Теория, расчет и проектирование. - Казань: ФЭН, 2000. -637 с.
2. Д а р б и н я н Р. В. Влияние схемы подачи масла на характеристики винтового маслозаполненного компрессора // Экспресс-информация: отечественный опыт. Сер. ХМ-5. Компрессорное машиностроение. ЦИНТИхимнефтемаш. - 1987. -№2.-5 с.
3. ПластининП. И. Рабочие процессы объемных компрессоров со впрыском жидкости. - М.: ВИНИТИ РАН, 1996. - 154 с.
4. Т и т о в И. Е. Разработка методов расчета и создание компрессора с катящимся ротором с впрыском жидкости для микрокриогенных систем: Дисс. . . . канд. техн. наук. - Омск, 1992. - 310 с.
5. Слободянюк Л. И. Охлаждение компрессора впрыском воды в цилиндр // Изв. вузов. Энергетика. - 1961. - № 9. - С. 62-66.
6. Г о г и н Ю. Н. Впрыск воды во всасывающий трубопровод компрессора // Изв. вузов. Энергетика. - 1963. - № 11. - С. 69-75.
7. Б е р м а н Я. А. О влиянии испарительного охлаждения газа на изотермный КПД компрессора / Я.А. Берман, В.Г. Булыгин, А.П. Рафалович и др. // Труды ВНИИкомпрессормаш. - Сумы, 1977. - С. 77-80.
8. М а м е д о в А. М. К теории рабочего процесса поршневого компрессора со сжатием влажного воздуха / А.М. Мамедов, Н.Б. Кадиров, Б.А. Агаев и др. // Изв. вузов. Нефть и газ. - 1976. - № 2. - С. 63-67.
9. Показатель политропы сжатия влажного газа / Л.Г. Гальперин, Ю.В. Кузнецов, С.Л. Маграчев и др. // ИФЖ. - 1967. - Т. 12, № 6. - С. 817-819.
10. Эльперин И. Т., М и н к о в В. А. К вопросу использования двухфазных систем в качестве термодинамического рабочего тела // ИФЖ. - 1964. - Т. VII, № 9.-С. 102-107.
11. Верный А. Л. Исследование и метод расчета винтовых маслозаполненных компрессоров // Труды ВНИИкриогенмаш. - Балашиха, 1978. - С. 72-82.
12. Щ е р б а В. Е. Экономичность работы ступени поршневого компрессора с внутренним теплоотводом//Изв. вузов. Машиностроение. - 1982. - №3.-С. 71-76.
13. К а б а к о в А. Н., Щ е р б а В. Е. Аналитическое исследование процессов сжатия и расширения газожидкостной смеси в поршневых компрессорах и пневмо-ударниках // ФТПРПИ. - 1983. - № 2. - С. 48-52.
14. Щ е р б а В. Е., Б е р е з и н И. С. Метод расчета процесса сжатия компрессора объемного действия с двухфазным рабочим телом. - М.: ЦИНТИхимнефтемаш,
1986.- 10 с.
15. Расчет процесса обратного расширения в ротационном компрессоре с катящимся ротором с двухфазным рабочим телом / В.Е. Щерба, И.С. Березин, И.А. Скрипник и др. // Изв. вузов. Энергетика. - 1990. - № 5. - С. 77-82.
16. Щ е р б а В. Е. Применение метода Галеркина для расчета рабочих процессов сжатия и расширения объемных компрессоров с двухфазным рабочим телом // Изв. вузов. Машиностроение. - 1986. - № 4. - С. 53-57.
17. БезукладовА. С., АвтономоваИ. В. Опыт расчета винтового компрессора с водяным впрыском // Сб. трудов I Всерос. студ. науч.-практич. конф. Вакуумная и компрессорная техника и пневмоагрегаты. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2008. - С. 157-165.
18. Уоллес Г. Одномерные двухфазные течения / Пер. с англ. - М.: Мир, 1972. - 440 с.
19. Влияние впрыска жидкости на рабочий процесс объемного компрессора / В.Д. Ребриков, Б.С. Фотин, В С. Хрусталев и др. // Труды ЦКТИ. - 1975. -Вып. 27. - С. 82-88.
20. Щ е р б а В. Е. Исследование поршневого компрессора с внутренним отводом тепла: Дисс. ... канд. техн. наук. - М., 1982. - 16 с.
21.Ходырев А. И. Повышение эффективности работы поршневых компрессоров путем испарительного охлаждения сжимаемого газа: Дисс. ... канд. техн. наук. -М., 1984.-25 с.
22. Р а б о ч и е процессы в камерах роторных компрессоров при сжатии парогазо-жидкостных смесей / И.А. Беженцев, А.М. Ибраев, Г.Н. Чекушкин и др. // Изв. вузов. Машиностроение. - 1988. - № 3. - С. 62-66.
23. Ю ш а В. Л. Повышение экономичности и безопасности работы винтового компрессора с газожидкостным рабочим телом: Дисс. ... канд. техн. наук. - Л.,
1987.- 16 с.
24. KovacevicA., StosicN., Smith I. Screw compressors: three dimensional computational fluid dynamics and solid fluid interaction. - Berlin: Springer, 2007. -158 s.
25. Л е в и ч В. Г. Физико-химическая гидродинамика. - М.: Физматгиз. - 1959.
Статья поступила в редакцию 15.06.2011
