CC BY
33УДК 621.512
DOI: 10.25206/2588-0373-2019-3-4-26-35
СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ РАБОТЫ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА, СЖИМАЮЩЕГО РАЗЛИЧНЫЕ ГАЗЫ
А. А. Котлов1, А. В. Бураков2
1 Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, Россия, 195251, г. Санкт-Петербург, ул. Политехническая, д. 29 2 АО «Компрессор», Россия, 194044, г. Санкт-Петербург, Большой Сампсониевский пр., д. 29
Обеспечение эффективной и надежной работы поршневых компрессоров представляет собой важную проблему. Качество проектируемого оборудования определяется уровнем изученности объекта и совершенством методов расчета его состояния. В статье приведен опыт АО «Компрессор» (г. Санкт-Петербург) по созданию перспективного компрессорного оборудования. Рассматриваются вопросы математического моделирования, расчета, исследования поршневого компрессора с учетом реальных свойств газа и фактических условий эксплуатации на примере одноступенчатого поршневого компрессора. Приведено краткое описание математической модели и инженерной программы расчета и подбора рациональных параметров клапана. Приведены результаты сравнения результатов математического моделирования с результатами экспериментальных исследований.
Ключевые слова: поршневой компрессор, реальный газ, метан, математическая модель, клапан.
Введение
АО «Компрессор» — предприятие с более чем 140 летней историей, имеет широкий ассортимент серийно выпускаемых компрессорных станций и судовых компрессоров с конечным давлением от 0,7 до 40,0 МПа. Предприятие имеет высокий научно-технический потенциал, на заводе выполняются научно-исследовательские опытно-конструкторские работы по совершенствованию компрессоров и их элементов, создан комплекс уникальных испытательных и измерительных стендов.
Сотрудничество с эксплуатирующими организациями и специализированными научно-исследовательскими лабораториями Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого (СПбПУ), знание условий работы производимого оборудования, сочетание опыта и новых технологий позволяют создавать инновационную продукцию. Так, для нужд газоперекачивающих и газонаполнительных станций АО «Компрессор» разработало четырехрядный поршневой компрессор с вертикальным расположением коленчатого вала (рис. 1). Компрессор предназначен для сжатия метана или природного газа до конечного давления 24,5 МПа, осушенного и очищенного до требуемых параметров. Данная конструкция позволяет достичь высокой уравновешенности компрессора и существенно снизить динамические нагрузки на фундамент, что дает возможность размещения оборудования без дополнительных упрочнений основания. Как следствие, это обеспечивает низкий уровень вибраций и шума.
Компрессор спроектирован для различных давлений на входе. Диапазон изменения по абсолютному начальному давлению теоретически может составлять от 0,2 до 12 МПа. Для проектирования компрессора применялись специально разработанные математические модели [1]. При проектировании данного компрессора было решено несколько важных задач, а именно: разработана методика расчета реальных свойств сжимаемой среды; разработана методика расчета промежуточных давлений; разработаны методы осушки сжатого газа, заполняемого в передвижном автомобильном газовом заправщике (ПАГЗ) на выходе из компрессора и др.
Применение хорошо обоснованных математических моделей (ММ) дает возможность удешевить и сократить сроки на выполнение проектных и экспериментальных работ, повысить энергоэффективность выпускаемой продукции [2]. Зачастую математическое моделирование — это единственный источник информации для специалиста. Например, если речь идет об испытаниях компрессоров для сжатия агрессивных и горючих газов, когда по соображениям пожа-робезопасности проведение комплексных исследований представляет сложную и дорогостоящую задачу. Как правило, испытания таких новых изделий проводятся на воздухе или модельных инертных газовых смесях. Поэтому в таких случаях требуется расчет параметров компрессора не только на натурном газе, но и на модельном.
Таким образом, по результатам проектирования данного компрессора возникло несколько задач, решение которых приводится в данной работе. Первая задача связана с разработкой
а)
б)
Рис. 1. Четырехрядный компрессор с вертикальным коленчатым валом: а) общий вид; б) механизм движения Fig. 1. Four-row compressor with a vertical crankshaft: а) general view; b) mechanism of movement
О
IS 1> N1
OS О О E н T x >0 z А
■ К > О
i О
О
< К
O О
а)
б)
Рис. 2. Дожимной компрессор: а) однорядный; б) двухрядный Fig. 2. Booster compressor: а) single-row; b) two-row
инженерной программы расчета и подбора рациональных параметров клапана. Вторая задача направлена на моделирование рабочего процесса компрессора, сжимающего различные газы.
Объект исследования
АО «Компрессор» изготавливает большую номенклатуру серийных дожимающих компрессоров для природного газа (ДКУ) однорядных
(рис. 2а), двухрядных (рис. 2б), трехрядных Ш-образных, четырехрядных 2У-образных, применяемых для подготовки буферного природного газа СГУ ГПА, а также в качестве компрессора для АГНК, компрессоров для закачки ПАГЗ.
В работе рассматривается дожимающий одноступенчатый двухрядный поршневой компрессор двойного действия. Компрессор предназначен для сжатия метана с давления 4,3 МПа до 10,2 МПа. Общий вид компрессора приведен на рис. 2б.
Рис. 3. Окно программы Fig. 3. Program window
™ Я
° с
СО V
S31
и
О g < <
< <
Методика расчета
Проектирование любого оборудования сопровождается решением задач, связанных с оптимизацией его рабочих параметров. Применительно к поршневым компрессорам известно несколько решенных задач оптимального проектирования: поиск оптимального отношения хода поршня к диаметру цилиндра, оптимальное распределение давлений по ступеням, поиск оптимальных параметров клапанов и другие [2].
Хотя методы математического моделирования динамики клапанов применяются уже давно, на многих предприятиях расчет параметров самодействующих клапанов ведут по методике проф. М. И. Френкеля [3]. Применение методов расчета динамики клапанов с использованием ММ рабочих процессов в ступени поршневого компрессора приводит к сложной многоразмерной системе дифференциальных уравнений, что сопровождается заданием большого числа исходных данных. Например, в случае одномассовой модели динамики клапана число величин, которые необходимо задать при расчете, достигает 78. Это обстоятельство затрудняет применение разработанных программ расчета.
Математические модели используются, как правило, для поверочных расчетов. Опыт проектирования клапанов показывает, что в действительности для каждого конкретного компрессора имеется небольшая зона изменения параметров клапанов. Для этого необходимо выполнить несколько вариантов расчета, сравнивая которые можно подобрать рациональные параметры клапанов. При наличии расчетной программы задача может быть решена в короткие сроки. По-
этому была разработана инженерная программа расчета, которая позволяет рассчитать рабочую область клапана, в которой его работа является удовлетворительной.
Методика расчета динамики самодействующих клапанов базируется на известной математической модели, в которой механическая система рассматривается, как система с одной или несколькими сосредоточенными массами. Основные положения по модели изложены в работах [2, 3]. Упрощенная математическая модель клапана представляет собой две системы нелинейных дифференциальных уравнений [2 — 4]: — для всасывающего клапана:
¿Р^ = -J_ ¿ф /(ф)
d 2Х
242k п M„
= B I в -Z2(x + Xn)-n
7 2 ес^р^ес eс V^* r->П / I 7
¿ф ¿ф
/ (ввс )- k (1 -вес )/ '(ф)
¿X.
для нагнетательного клапана:
¿в и
¿ф ¿ф2
/ (ф)
242k
X
n M,,
/ (ва) + k (1 + Рваг)/ '(ф)
Внаг^рвнаг Zнаг (X + Xn ) П
¿ф
где Рвс (Рнаг) — относительные потери давления во всасывающем (нагнетательном) клапане; ф — угол поворота коленчатого вала; /(ф) — безразмерная функция перемещения поршня; к — показатель адиабаты; % — относительный ход
1
клапана; /(Рвс ) — напорная функция всасывающего (нагнетательного) клапана; M (M ) —
V I вс у наг
безразмерный комплекс, характеризующий потери в процессе всасывания (нагнетания);
Ввс (наг) = РплРвс (наг)/ ®2 *шахт — безразмерный
комплекс, характеризующий газовые и инерционные силы, действующие на запорный орган;
— коэффициент давления; Z2 = c / шю2 — относительная собственная частота колебаний; х0 — относительно предварительное поджатие упругих элементов; п0 — коэффициент демпфирования [2].
Удары запорного элемента о седло и ограничитель моделируются моделью частично упругого удара [2, 5]. После удара значение скорости вычисляется по формуле
V" = -V' • К ,
отс '
где Котс — коэффициент отскока; V' — скорость запорного элемента до удара.
Безразмерная функция перемещения поршня /(ф) характеризует переменный объем рабочей камеры, отнесенный к произведению радиуса кривошипа на площадь поршня. Для кривошип-но-шатунного механизма
%) = ^ф) / Рпг= 1 + 2а+Х/ 4-ео8ф-Х/ 4еов2ф,
f'(ф) = 8тф + Х / 2Бт2ф,
где V(ф) — текущий объем рабочей камеры; Рп — площадь поршня; г — радиус кривошипа; а — относительное мертвое пространство; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Критерий скорости потока М характеризует динамику и экономичность клапана и определяется как отношение
с
М = —
2Р„т
/ л/МГ'
где сл — условная скорость газа в полностью открытом клапане; св = ~/кЯТ — скорость звука в газе; ю — угловая скорость; ^ — коэффициент расхода [2, 6], отнесенный к щели клапана; /тах — максимальная площадь проходного сечения в щели клапана; Я — газовая постоянная; Т — температура газа (для всасывающего клапана — температура всасывания, для нагнетательного клапана — температура нагнетания).
В качестве целевой используется функция, определяющая безразмерную потерю давления [2],
РсР =
1-2
Др]/ Чф^Ф
_Фо_
/(Ф2 )- /(Ф1)'
рости запорного элемента при посадке на седло составляют 2 — 2,5 м/с. Кроме этого, надёжность клапанов характеризуется вибрацией запорного элемента. Появление вибрации определяется значением среднего хода клапана, которое, согласно рекомендациям [2, 4, 7, 8], равняется 0,6.
На рис. 3 приведено окно программы в режиме вывода расчетной информации.
Результаты расчетов представляются в численном и графическом виде и содержат: диаграмму рабочей области; диаграммы движения рабочих пластин клапана для выбранного варианта; потери давления в клапанах; углы открытия и закрытия клапанов; скорости посадки рабочей пластины на седло и ограничитель и пр.
Для моделирования рабочего процесса компрессора используется ММ ступени [2, 7—10]. Система уравнений выглядит следующим образом:
аи аО аУ . .
~ = - + 1 'т 1 -11кт к;
ас ас ас ] к
аМ „ . „ .
— = Т т ] т к; ас ] к
р = М / У;
и = и / М;
Т = I(и, р);
Р = Р(Р, Т); ' = ' (Р, Т),
где р — давление; V — объем емкости; г — удельная энтальпия; Шj, шк — массовый расход газа, притекающего через ]-е отверстие и утекающего через к-е отверстие; ( — время; М — масса газа в рассматриваемой емкости; р — плотность газа; и — удельная внутренняя энергия; Т — температура газа; к — показатель адиабаты; Я — газовая постоянная.
Для определения расхода через различные неплотности применяется уравнение С. Е. Заха-ренко, в основе которого лежит представление течения через узкие щели как одномерного стационарного изотермического течения сжимаемого газа [11]
т = Ь8
Р2 Р;
(( V ^ Р1
Р;
21п
( \
Р Р2
где /(ф) — функция хода поршня; ф0 и ф2 — углы открытия и закрытия клапана соответственно.
В ходе расчета применяется несколько ограничений, которые характеризуют надежность клапанов. В первую очередь, это удары о седло и ограничитель. Согласно работе [2], на динамические напряжения, возникающие в клапане, решающую роль оказывают удары о седло. Рекомендованные значения для максимальной ско-
где Ь — длина щели; 5 — зазор в щели; р2 = = р2 / ЯТ1 — приведенная плотность газа; ^ — сумма местных сопротивлений на входе в щель и на выходе из нее; X — коэффициент трения; ЕЕ — коэффициент формы.
Для определения положения запирающего органа клапана используется второй закон Ньютона [2, 7-9, 12-14]
Мх М2
I ■
л
О
1Я 1> N1
ОИ О О Е н Т х
>О 2 А
■ К > О ¡Й
й О
О
< К ОО
= 1 Р.
с
зв
т
пр
1,1
0,9
0,7
0,5
1 — Мета 2 — Мега 3 — Возд 4 — Возд ¡> н СТ-240 К н(Т=400 К ух (Т=240 ух (Т=400 4. ) ) Q С) <
V**"
10
а)
Р,
кг/м3
300
150
/ / /
/ V гу / / (/ . л / 4 * <
Г/ ' ж 1
20 р,МПа
10 20 р, МПа б)
Рис. 4. Термодинамические свойства метана и воздуха: а) плотность; б) коэффициент сжимаемости Fig. 4. Thermodynamic properties of methane and air: a) density; b) compressibility factor
где тп — приведенная масса движущихся частей
№2 х
клапана; х — ход клапана; - — ускорение
№2
движения запирающего органа; ЕЕР— сумма сил, действующих на запирающий орган.
Термодинамические свойства реального газа рассчитываются по усредненному уравнению состояния [15, 16]
Л
1+ ZZ b
=1 j=1 т
где п = р/рр — приведенное давление; То — среднее значение плотности; т = Т/ Тр — приведенная температура; Ъ.. — коэффициенты уравнения (значения коэффициентов приведены в [15, 16]; кр — параметры газа в критической точке.
На рис. 4 приведены графики плотности и коэффициента сжимаемости в зависимости от давления и температуры для двух сжимаемых сред: метан и воздух. Для сравнения на графиках приводятся данные по свойствам метана и воздуха, взятые из [15, 16]. Сравнение приведенных данных показывает корректность рассчитанных зависимостей.
Результаты расчетов и их обсуждение
Рассмотрим расчет параметров всасывающего клапана с применением разработанной инженерной программы. В ходе расчета были построены диаграммы работы всасывающего клапана при сжатии метана и воздуха (рис. 5). Диаграммы характеризуют работу клапанов в зависимости от двух параметров: максимальный ход клапана хтах и жесткость упругих элементов с.
На приведенной диаграмме обозначение V соответствует тому, что выполняется ограничение по максимальной скорости подъема к ограничителю; V — ограничение по максимальной скорости посадки на седло; Хср — ограничение,
связанное с вибрацией запорного элемента. Согласно приведенной диаграмме, для рассматриваемого клапана имеется небольшая зона изменения параметров, которая соответствует его нормальной работе. При этом при работе на воздухе эта зона несколько больше. Также обращает внимание тот факт, что при работе на метане срабатывает только ограничение по вибрации запорного органа. Относительные потери давления, при одних и тех же параметрах клапанов, при сжатии метана, как более легкого газа, ниже.
Согласно диаграмме, выбраны тарельчатые клапаны со значением максимальной высоты подъема запорного органа равным 1,5 мм и значением жесткости 900 Н/м. Выбранные значения не соответствуют оптимальным параметрам клапана, однако на предприятии имеются элементы клапана, которые соответствуют выбранным значениям. Таким образом, хотя эффективность клапанов, для выбранных значений, будет несколько ниже, то, с точки зрения унификации узлов, это весьма оправданно.
Для установления адекватности разработанной программы были выполнены расчеты клапанов по полной ММ ступени. Результаты сравнения приведены в табл. 1.
Сравнение приведенных данных показывает удовлетворительное совпадение параметров, что подтверждает адекватность разработанной программы.
В ходе испытаний компрессора на воздухе было выявлено, что конечная температура выше расчетной. При этом расчетная температура определялась по формуле для адиабатического сжатия
Т = Т
к н
( V Ек.
V Ен ,
При начальной температуре = 3 °С конечная температура составит: для метана — 64 ° С,
п =
z
кр \
k-1
k
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК. СЕРИЯ АВИАЦИОННО РАКЕТНОЕ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ТОМЗ №4 2019 OMSK SCIENTIFIC BULLETIN. SERIES AVIATION ROCKET AND POWER ENGINEERING VOL.3 NO. 4 2019
s i, л rt 1Л f-N* Ш Г-. fi m m IN* i-t in № of CO CM in rrt m и rn IN V ri 5 а w к a. и X a v X CL V» X a и X CL w X
о rt HI r>" If) N 14 m in IN T-I T VI № r- fN uf M 1*1 ^ 00 ТН rn m <r ri a а X a. X CL X £L X a X a X
8 m Г» fN r- in а a a a a a
m n ш m rl of in ft m* ri ii X X X X X X
8 14 rt in r^* m N ri m V Г-* n <n Г» N «Г rl m *r r* rt rn ri $ $ a и X a w X a и X a и X a. w X
8 H rt in Г»* 1Л r* N ГП чг N i-l 01 of in <M uT rn ш ii rn ? IT ri in ft rl о > a и X a и X CL V X a V X а v X
1Л IN tn Is rl" m ** IN" rt fft Ol of ш СЧ ID m in n rn m * ri in i a и X a V X CL и X a v X a. и X
О о Ci l/l rN* l/l h. ri Pi ^ rt m tn fli m <4 in 01 M *f in и rn ri ri u-A »-1 5 a M X a. w X a w X а w x
loos 1Л in" l/l ^ M* m |4* « m n of in <N in 01 (4 <r rl rn ri <r ri m 01 ri О > a. и X a. и X a u X CL U X а w X
8 rN in in" 1/1 Г^ rt m IN rn n of in in 01 N rn rl rn rt «Г ri ri OI rl s a о X a M X a V X а и X
g 4J in r>* l/l N rn «f FN* m n of in <N in CO N <r* m iH m* чг ri n 01 rt $ a и X a u X a u X а и X
005 in in N ГП ЧГ fN* rt ri № of m ГЧ 1С 00 П «г 1-1 rn 01 m ri rt <n H О > О > о > CL V X a v X а V X
8 in IS." in Г-. N m «Т rt 14 Oi of m <4 in CO ГЧ M T-I m" tn m ri 0\ rt $ CL <J X CL It X а if X
8 СП tn Г-" in Is N m H fs rt N Oi of m in in CO N Ч-* M ri rn СГ» m ri Oi co rt* О > CL V» X CL и X а и X
8 <4 tn f>" in N M* m «Т in" t-I n 01 of гч in rN r 1 ГЧ rt rn CO rn ri OI CO ri in in t-i о > a > о > О > а И
S и tn In" in h гГ m IN* гч 01 of <n in СЧ rt rt rn" CO rn ri 01 a и in ri £ $ $
js d О in о |n 6 (71 о 2 rn l/l in. rt cn rn rl in in fn <n СУ ri
|ео
я
; « »-
я х
ч 5
л < > _
и п "" ■о
Я О Я Я
а а 2 «
и в В _
Й в и »>
§ §
я а
1-1
я
8 <
8 Рч
на?
х 2 а
« §> ё
< я й
< о
О)
Е
я в я :
я
<
5 а
„ щ
Л ■к
в а
* I
я я
а А
,2 <и
К >
^
< £
ю 3
я я
н н
й М й 1 < Г) о н Ю о о О) 2,42 ю со
«
л
<и
о Метан ю о о О) 1,44 О) со 1,15
в И и Воздух ю о о О) 2,10 со со 0,94
>>
и
(и <
2 Й Ен и 2 ю о о О) о ^ О) 0,83
Параметр 8 ¡3 с, Н/м а? со. я Рч 1 9- и £
£
а а к ш ^ к
^ к
Г1 (б
к
ЕГ О) К О Й
ж X I
<и <
I
. . (б < <
т О
т
ж
л *
и
<и
Т
X =-
<и
Он
О
<и (К Е-5
£ й о 2 К 3
3 §
и _
< 8
О Й
£ 5
НЗ"1 к 8 й <
а м
л т
К ч
ш л
< Рч
о н
т
Он
с
а "
С и
Он §
к >> Л й
и £ Й к
<и
5 ^
Л и
Е4 5
Л Й
н К
А СГ
< 0) к
П о
X Й
а л
о с
и
г<~ г<~
Г- • ^
< К
£
т
X
<
Л I
Л =-
и <и т
а а
К 8
О К
а >>
н
й
Л 8
н н
и (б
0 Я,
1 * < 8
х
К
а, т я о и п
а
й а
о и и <и а к
о Й
к ^
л т
А
н
Ь ю (б
а и а
Рис. 6. Изменение давления (а) и температуры (б) в цилиндре Fig. 6. The change in pressure (a) and temperature (b) in the cylinder
Таблица 2. Параметры ступени Table 2. Stage parameters
Параметр Метан Воздух Эксперимент (на воздухе)
Показатель политропы расширения 1,427 1,515 -
Показатель политропы расширения 1,419 1,509 -
Потребляемая мощность, кВт 56 58 64
Конечная температура, °С 83 95 103
™ 8 " с
CQ v
Й?
О g < <
< <
ческого моделирования рабочего процесса показывают, что максимальная температура в цилиндре выше теоретической и равняется 95 ° С. Это значение достаточно близко к значению температуры, полученной при экспериментальном исследовании, что подтверждает адекватность модели. При моделировании рабочего процесса при сжатии метана наблюдается аналогичная картина. Разница между температурами обусловлена тем, что показатель политропы сжатия при сжатии реального газа отличается от показателя адиабаты идеального газа. В табл. 2 приведены расчетные значения показателей политроп сжатия.
В табл. 2 также приведены результаты замеров параметров компрессора при экспериментальном исследовании на воздухе. Сравнение приведенных данных показывает удовлетворительное совпадение значений, что подтверждает адекватность выполненных расчетов.
Заключение
Разработанная инженерная программа расчета параметров самодействующих клапанов может успешно применяться для предварительного подбора клапанов. Результаты расчетов по упрощенной математической модели хорошо согласуются с результатами расчетов по более точной модели ступени.
Полученные данные при анализе работы компрессора еще раз показывают необходимость учета реальных свойств сжимаемой среды. Разница в определении конечной температуры составила 23 %.
Список источников
1. Котлов А. А. Математический анализ работы двухступенчатого дожимающего компрессора, предназначенного для сжатия метана // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки. 2018. Т. 24, № 4. С. 51-60. DOI: 10.18721/JEST.24405.
2. Хрусталев Б. С. Математическое моделирование рабочих процессов в объемных компрессорах для решения задач автоматизированного проектирования: дис. ... д-ра техн. наук. СПб., 1999. 377 с.
3. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, 1969. 740 с.
4. Котлов А. А. Влияние параметров кольцевого клапана на процессы всасывания и нагнетания в поршневых компрессорах // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки. 2018. Т. 24, № 3. С. 56-67. DOI: 10.18721/JEST.240305.
5. Ignatiev K. M., Chrustalev B. S., Perevozchikov M. M., Zdaslinsky V. B. Simulation and parametric analysis of the suction valve and muffler off small reciprocating compressor // International Compressor Engineering Conference. 1996. Vol. 1. P. 205-210.
6. Бусаров С. С., Васильев В. К., Бусаров И. С., Недо-венчаный А. В., Титов Д. С., Щербань К. В., Громов А. Ю. Статические продувки клапанов тихоходных длинноходо-вых бессмазочных поршневых компрессорных ступеней // Омский научный вестник. 2017. № 2 (152). С. 72 — 76.
7. Фотин Б. С., Пирумов И. Б., Прилуцкий И. К. [и др.]. Поршневые компрессоры / под общ. ред. Б. С. Фотина. Л.: Машиностроение, 1987. 372 с.
8. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. В 2 т. Т. 1. Теория и расчет. 3-е изд., доп. М.: КолосС, 2006. 456 с. ISBN 5-9532-0428-0.
9. Калекин В. С., Калекин Д. В., Нефедченко А. Н. Математическая модель поршневого пневмодвигателя с самодействующими клапанами // Омский научный вестник. 2013. № 3 (123). С. 72-76.
10. Бусаров С. С., Юша В. Л., Васильев В. К., Недовен-чаный А. В., Громов А. Ю., Чижиков М. А. Теоретическая оценка возможности замены многоступенчатых малорасходных поршневых компрессоров на одноступенчатые // Омский научный вестник. 2015. № 3 (143). С. 66-69.
11. Захаренко С. Е. К вопросу о протечках газа через щели // Тр. ЛПИ им. М. И. Калинина. Ленинград, 1953. № 2.
12. Gasche J. L., Arantes D. M., Andreotti T. Experimental Analysis of the Fluid Structure Interaction in a Suction Valve Model // 22nd International Compressor Engineering Conference at Purdue, July 14-17. 2014. Vol. 1217. 2284. 10 p.
13. Brandl A., Bielmeier O., Spiegl B. Fast-Acting Suction-Valve Control: Capacity Modulation and Impact on Valve Dynamics // 21st International Compressor Engineering Conference at Purdue, West Lafayette-IN, EUA. 2012. 8 p.
14. Mistry H., Bhakta A., Dhar S. [et al.]. Capturing valve dynamics in reciprocating compressors through computational fluid dynamics // 21st International Compressor Engineering Conference at Purdue, West Lafayette-IN, EUA. 2012. 1210.
15. Сычев В. В., Вассерман А. А., Козлов А. Д. [и др.]. Термодинамические свойства воздуха / Государственная
служба стандартных справочных данных // Серия монографий. М.: Изд-во стандартов, 1978. 276 с.
16. Сычев В. В., Вассерман А. А., Загорученко В. А. [и др.]. Термодинамические свойства метана / Государственная служба стандартных справочных данных // Серия монографий. М.: Изд-во стандартов, 1979. 348 с.
КОТЛОВ Андрей Аркадьевич, кандидат технических наук, старший научный сотрудник научно-исследовательской лаборатории «Газовая динамика турбомашин» Объединенного научно-технологического института Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого. 8Р1Ы-код: 7304-7079 ЛиШотГО (РИНЦ): 653245
Адрес для переписки: [email protected] БУРАКОВ Александр Васильевич, начальник ЦКБ АО «Компрессор».
Адрес для переписки: [email protected]
Для цитирования
Котлов А. А., Бураков А. В. Сравнительный анализ работы одноступенчатого поршневого компрессора, сжимающего различные газы // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2019. Т. 3, № 4. С. 26-35. Б01: 10.25206/2588-0373-2019-34-26-35.
Статья поступила в редакцию 13.04.2019 г. © А. А. Котлов, А. В. Бураков
л
О
lis 1> N1
OS о О E н T х >0 z А
■ К > О ¡Й
й О
О
< К
O О
UDC 621.512
DOI: 10.25206/2588-0373-2019-3-4-26-35
VIBRATION ISOLATION WITH QUASI-ZERO STIFFNESS EFFECT
A. A. Kotlov1, A. B. Burakov2
1 Peter the Great St. Petersburg Polytechnic University, Russia, Saint Petersburg, Polytechnicheskaya St., 29, 195251 2 Compressor JSC, Russia, Saint Petersburg, Bolshoy Sampsonievsky Аve., 29, 194044
Ensuring the efficient and reliable operation of reciprocating compressors is an important issue. The quality of the designed equipment is determined by the level of knowledge of the object and the perfection of methods for calculating its state. The article presents the experience of JSC «Compressor» Saint Petersburg in the creation of advanced compressor equipment. Problems of mathematical modeling, calculation, research of a reciprocating compressor with consideration of real gas properties and actual operating conditions are considered using the example of a single-stage piston compressor. A brief description of the mathematical model and engineering program for calculating and selecting rational valve parameters is given. The results of comparing the results of mathematical modeling with the results of experimental studies are obtained.
Keywords: reciprocating compressor, real gas, methane, mathematical model, valve.
References
1. Kotlov A. A. Matematicheskiy analiz raboty dvukh-stupenchatogo dozhimayushchego kompressora, prednazna-chennogo dlya szhatiya metana [Mathematical analysis of operation of a two-stage pressurized compressor designed to compress methane] // Nauchno-tekhnicheskiye vedomosti SPbPU. Estestvennyye i inzhenernyye nauki. St. Petersburg Polytechnic University Journal of Engineering Science and Technology. 2018. Vol. 24, no. 4. P. 51-60. DOI: 10.18721/ JEST.24405. (In Russ.).
2. Khrustalev B. S. Matematicheskoye modelirovaniye rabochikh protsessov v ob"yemnykh kompressorakh dlya resheniya zadach avtomatizirovannogo proyektirovaniya [Mathematical modeling of working processes in volumetric compressors for solving problems of computer-aided design]. St. Petersburg, 1999. 377 p. (In Russ.).
3. Frenkel' M. I. Porshnevyye kompressory [Piston compressors]. Leningrad: Mashinostroyeniye Publ., 1969. 740 p. (In Russ.).
4. Kotlov A. A. Vliyaniye parametrov kol'tsevogo klapana na protsessy vsasyvaniya i nagnetaniya v porshnevykh kompressorakh [Effect of the parameters of the annular valve on the processes of suction and injection of reciprocating compressors] // Nauchno-tekhnicheskiye vedomosti SPbPU. Estestvennyye i inzhenernyye nauki. St. Petersburg Polytechnic University Journal of Engineering Science and Technology. 2018. Vol. 24, no. 3. P. 56-67. DOI: 10.18721/JEST.240305. (In Russ.).
5. Ignatiev K. M., Chrustalev B. S., Perevozchikov M. M., Zdaslinsky V. B. Simulation and parametric analysis of the suction valve and muffler off small reciprocating compressor // International Compressor Engineering Conference. 1996. Vol. 1. P. 205-210. (In Engl.).
6. Busarov S. S., Vasilev V. K., Busarov I. S., Nedoven-chany A. V., Titov D. S., Shcherban K. V., Gromov A. Yu. Staticheskiye produvki klapanov tikhokhodnykh dlinnokho-dovykh bessmazochnykh porshnevykh kompressornykh stupeney [Static blowdown of valves in long stroke low-speed lubricant-free piston compressor stages] // Omskiy nauchnyy vestnik. Omsk Scientific Bulletin. 2017. No. 2 (152). P. 72-76. (In Russ.).
7. Fotin B. S., Pirumov I. B., Piilutskiy I. K. [et al.] Porshnevyye kompressory [Piston compressors] / Ed. B. S. Fotin. Leningrad: Mashinostroyeniye Publ., 1987. 372 p. (In Russ.).
8. Plastinin P. I. Porshnevyye kompressory. V 2 t. T. 1. Teoriya i raschet [Piston compressors. In 2 vol. Vol. 1. Theory and calculation]. 3rd ed., Moscow: KolosS Publ., 2006. 456 p. ISBN 5-9532-0428-0. (In Russ.).
9. Kalekin V. S., Kalekin D. V., Nefedchenko A. N. Mate-maticheskaya model' porshnevogo pnevmodvigatelya s samo-deystvuyushchimi klapanami [Mathematical model of piston pneumatic engine with self-acting valves] // Omskiy nauchnyy vestnik. Omsk Scientific Bulletin. 2013. No. 3 (123). P. 72-76. (In Russ.).
10. Busarov S. S., Yusha V. L., Vasiliev V. K., Nedovencha-nyy A. V., Gromov A. Yu., Chizhikov M. A. Teoreticheskaya otsenka vozmozhnosti zameny mnogostupenchatykh maloras-khodnykh porshnevykh kompressorov na odnostupenchatyye [A theoretical estimate of possibility of replacing low consumption multi-stage reciprocating compressors] // Omskiy nauchnyy vestnik. Omsk Scientific Bulletin. 2015. No. 3 (143). P. 66-69. (In Russ.).
11. Zakharenko S. E. K voprosu o protechkakh gaza cherez shcheli [On the issue of gas leakage through the cracks] // Tr. LPI im. M. I. Kalinina. Tr. LPI im. M. I. Kalinina. Leningrad, 1953. No. 2. (In Russ.).
12. Gasche J. L., Arantes D. M., Andreotti T. Experimental Analysis of the Fluid Structure Interaction in a Suction Valve Model // 22nd International Compressor Engineering Conference at Purdue, July 14-17. 2014. Vol. 1217. 2284. 10 p. (In Engl.).
13. Brandl A., Bielmeier O., Spiegl B. Fast-Acting Suction-Valve Control: Capacity Modulation and Impact on Valve Dynamics // 21st International Compressor Engineering Conference at Purdue, West Lafayette-IN, EUA. 2012. 8 p. (In Engl.).
14. Mistry H., Bhakta A., Dhar S. [et al.]. Capturing valve dynamics in reciprocating compressors through computational fluid dynamics // 21st International Compressor Engineering Conference at Purdue, West Lafayette-IN, EUA. 2012. 1210. (In Engl.).
15. Sychev V. V., Vasserman A. A., Kozlov A. D. [et al.]. Termodinamicheskiye svoystva vozdukha [Thermodynamic
properties of air] / GSSSD [GSSSD] // Seriya monografiy. Seriya monografiy. Moscow, 1978. 276 p. (In Russ).
16. Sychev V. V., Vasserman A. A., Zagoruchenko V. A. [et al.]. Termodinamicheskiye svoystva metana [Thermodynamic properties of methane] / GSSSD [GSSSD] // Seriya monografiy. Seriya monografiy. Moscow, 1979. 348 p. (In Russ).
Address for correspondence: [email protected] BURAKOV Aleksandr Vasilyevich, Head of Central Design Bureau, Compressor JSC. Address for correspondence: [email protected]
For citations
KOTLOV Andrey Arkadyevich, Candidate of Technical Sciences, Senior Researcher of Research Laboratory «Gas Dynamics of Turbomashines» of United Research and Technology Institute, Peter the Great St. Petersburg Polytechnic University. SPIN-code: 7304-7079 AuthorlD (RSCI): 653245
Kotlov A. A., Burakov A. B. Comparative analysis of single-stage reciprocating compressor compressing different gases // Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation-Rocket and Power Engineering. 2019. Vol. 3, no. 4. P. 26-35. DOI: 10.25206/2588-0373-2019-3-4-26-35.
Received 13 April 2019. © A. A. Kotlov, A. B. Burakov
O
IS 1>
3Ü
OS g o E h T x >0 z A > O
is
i o
O
< K
O o
