CC BY
86
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
температуры цилиндра в равноудаленных друг от друга на 20 мм точках.
На основании полученных экспериментальных данных получена зависимость средней температуры цилиндра t в виде полинома
1ср = 31,256 + 22,75є - 3,56є2 - 0,167п + 3,966 • 10-4п2 ,
где е — отношение давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной полости, п — частота вращения коленчатого вала.
Проведенный анализ полученной зависимости выявил максимальную погрешность в 8 К, что составляет примерно 7%, из чего можно сделать вывод о том, что полученное уравнение может быть использовано при параметрическом анализе характеристик насос-компрессора.
Кроме того, полученные значения теплонапря-женности цилиндропоршневой группы исследуемой машины сравнивались с аналогичными характеристиками поршневого компрессора с газостатическим центрированием поршня, имеющим примерно такие же геометрические характеристики, и в котором отсутствуют элементы трения в цилиндропоршневой группе, которые способствуют увеличению температуры цилиндра [1].
Установлено, что исследуемый насос-компрессор имеет заметно более низкие (от 5 — 7 К при работе на низких давлениях и частоте вращения, и до 7 — 15 К при высоких частоте и давлениях нагнетания в ступени) температуры цилиндра, что должно поло-
жительно сказаться на экономичности компрессорной полости рассматриваемой машины.
Библиографический список
1. Болштянский, А. П. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня / А. П. Болштянский, В. Д. Белый, С. Э. Дорошевич. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2002. — 406 с.
ЩЕРБА Виктор Евгеньевич, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор, заведующий кафедрой гидромеханики и транспортных машин. НЕСТЕРЕНКО Григорий Анатольевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
НОСОВ Евгений Юрьевич, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ПАВЛЮЧЕНКО Евгений Александрович, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ЛЫСЕНКО Евгений Алексеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ВИНИЧЕНКО Василий Сергеевич, ассистент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
Адрес для переписки: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.
Статья поступила в редакцию 16.08.2011 г.
© В. Е. Щерба, Г. А. Нестеренко, Е. Ю. Носов,
Е. А. Павлюченко, Е. А. Лысенко, В. С. Виниченко
УДК 621.512: 621.651 В. Е. ЩЕРБА
Г. А. НЕСТЕРЕНКО Е. Ю. НОСОВ Е. А. ПАВЛЮЧЕНКО Е. А. ЛЫСЕНКО В. С. ВИНИЧЕНКО
Омский государственный технический университет
ВЛИЯНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ НА ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОРШНЕВОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА________________________________
В статье описаны результаты численного эксперимента, проведенного на математической модели поршневого насос-компрессора. Установлено влияние основных режимных факторов на характеристики изучаемого объекта. Это позволяет проектировщику обоснованно назначать параметры привода насос-компрессора.
Ключевые слова: поршневой насос-компрессор, частота вращения.
Особенность работы поршневого насос-компрессора (рис. 1) состоит в том, что он одновременно работает с двумя рабочими телами — жидкостью и газом, которые обладают резко отличающимися физико-механическими свойствами, в том числе и таким параметром, как динамическая вязкость, кото-
рая в значительной степени определяет сопротивление течению рабочей среды через газораспределительные органы и через уплотнительные элементы. Этот физический параметр во многом определяет возможную и экономичную работу как насосов, так и компрессоров. Так, например, частота вращения
коленчатого вала современных поршневых компрессоров находится в пределах от 500 мин-1 для крупных машин до 3000 мин-1 для машин малой производительности и микрорасходных машин. Поршневые насосы имеют частоту вращения коленчатого вала от 300 до 500 мин-1.
Учитывая эту особенность, представляется целесообразным провести анализ влияния этого параметра на рабочие и интегральные характеристики компрессора и насоса в диапазоне от 300 мин-1 (низкая частота для насоса) до 1200 мин-1 (достаточно высокая частота для поршневого компрессора).
Для проведения численного эксперимента был использован насос-компрессор со следующими основными геометрическими параметрами: БЬ = 45 мм (ход поршня); <3П = 40 мм (диаметр поршня); 1П = 60 мм (длина поршня); ам = 0,05 (относительный мертвый объем компрессорной полости), Бшт = 32 мм (диаметр штока, определяет объем насосной полости).
Расчет параметров компрессорной полости проводился по методике, описанной в [1], при построении методики расчета насосной полости использовались результаты работ [2, 3].
Расчеты проводились при следующих основных параметрах: давление всасывания в компрессорной полости Рв=105 Па (1 бар); давление нагнетания в компрессорной полости Рн = 5 105 Па (5 бар); давление всасывания в насосной полости Рв№ =105 Па (1 бар); давление нагнетания в насосной полости РН№= 10 105 Па (10 бар); радиальный зазор в цилиндропоршневой группе 5 = 20 мкм.
Численное моделирование показало следующие результаты.
В работающем на расчетных режимах насос-компрессоре вследствие предполагаемого постоянного
наличия жидкости в зазоре между поршнем и цилиндром газ не может прорваться через поршневое уплотнение, в связи с чем утечки через это уплотнение должны быть равны нулю и не должны зависеть от частоты вращения коленчатого вала п. Это явление справедливо описывает работу насос-компрессора при п до 700 мин-1 (рис. 2), когда утечки и перетечки в поршневом уплотнении ничтожны. Однако при дальнейшем увеличении п наблюдается резкий рост утечек и перетечек газа. Это обусловлено тем, что динамика работы всасывающего клапана компрессорной полости ухудшается, он начинает работать с запаздыванием, что и приводит к росту утечек и перетечек. Однако, как показывают расчеты, они происходят только через неплотности клапанов и в пределах объема щели между поршнем и цилиндром. Т.е. газ не проходит «сквозь» поршневое уплотнение. Аналогичный характер имеет кривая потерь энергии, описывающая зависимость потерь от частоты вращения коленчатого вала (рис. 3).
С уменьшением количества теплоты, отводимой от газа в процессе сжатия при увеличении п, растет значение показателя политропы пСж конечных параметров процесса сжатия (рис. 4). Увеличение показателя политропы процесса сжатия не так значительно и составляет в рассматриваемом диапазоне величину 0,08 при росте п в четыре раза (с 300 до 1200 об/мин). Этот рост связан с увеличением температуры нагнетаемого газа и подводимой работы в процессе сжатия.
С увеличением п растет скорость течения жидкости в клапанах, что, согласно закону Дарси, приводит к увеличению потерь давления в процессах всасывания и нагнетания. Это обстоятельство иллюстрируется графиками на рис. 5 и 6.
С увеличением п от 300 до 1200 мин-1 относительные потери давления в процессе всасывания увеличиваются от 2,52 % до 10 %, причем полученная зависимость близка к линейной. В процессе нагнетания данная зависимость имеет нелинейный характер,
Рис. 1. Схема поршневого насос-компрессора: а - процесс всасывания в компрессорной полости и нагнетания в насосной полости; б - процесс нагнетания в компрессорной полости и всасывания в насосной полости
Рис. 2. Зависимость утечек и перетечек в компрессорной полости в процессе сжатия от частоты вращения коленчатого вала
АМсж!
300 500 700 900 1100 п, мин-1
Рис. 3. Зависимость энергии газа, теряемой с утечками и перетечками в компрессорной полости в процессе сжатия, от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 4. Зависимость показателя политропы конечных параметров процесса сжатия в компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
и относительное увеличение потерь давления составляет от 2,34 % до 4,77 %. Графики кривых относительных потерь работы в процессах всасывания и нагнетания имеют вид, аналогичный графикам относительных потерь давления в соответствующих процессах (рис. 7 и 8). Необходимо отметить, что величина потерь в клапанах в общем балансе подводимой работы невелика и не превышает 1 %.
С увеличением п уменьшается время контакта газа со стенками камеры в процессе обратного расширения, что приводит к снижению количества отводимой от газа теплоты в этом процессе и одновременно к увеличению показателя политропы конечных параметров (рис. 9). Представленная зависимость нелинейна, близка к параболической и указывает на рост показателя политропы конечных параметров в процессе обратного расширения от 1,366 до 1,44 в рассматриваемом диапазоне п. Это приводит к уменьшению количества отводимой работы в процессе сжатия (рис. 10).
С увеличением п растут утечки и перетечки сжимаемого газа, что приводит к уменьшению его массы и, следовательно, подводимой к газу работы
в процессе сжатия. С другой стороны, при этом растет работа в процессах нагнетания и всасывания, что приводит к общему увеличению подводимой работы в цикле компрессорной полости. Все это приводит к уменьшению относительной работы процесса сжатия при увеличении п, причем данная зависимость близка к параболической (рис. 11).
Представленная на рис. 12 зависимость коэффициента подачи 1 компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала имеет характерный выраженный максимум, который обусловлен следующими противоречивыми причинами. При увеличении частоты вращения коленчатого вала уменьшается процесс обратного расширения (1 растет), увеличиваются утечки в процессе сжатия газа (1 снижается), уменьшаются утечки газа в процессе нагнетания (1 растет), происходит плохое заполнение рабочей полости цилиндра в процессе всасывания (1 снижается). Максимальное значение 1 достигается при 600 - 700 об/мин и близко к величине 0,8, кривая имеет параболический вид.
Зависимости индикаторного изотермического и адиабатного КПД от частоты вращения коленчатого
йрвс/р
Рис. 5. Зависимость относительных потерь давления в процессе всасывания от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 6. Зависимость относительных потерь давления в процессе нагнетания от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 7. Зависимость относительных потерь работы в процессе всасывания от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 8. Зависимость относительных потерь работы в процессе нагнетания от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 9. Зависимость показателя политропы конечных параметров процесса обратного расширения от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 10. Зависимость относительной работы процесса обратного расширения от частоты вращения коленчатого вала
-1
вала представлены на рис. 13 и 14. Представленные зависимости имеют четко выраженные максимумы, которые обусловлены следующими причинами: уменьшение количества отведенной теплоты в процессе сжатия приводит к снижению Линд, увеличение утечек и перетечек приводит к снижению 'ЛИнд, увеличение потерь работы приводит к снижению 'ЛИнд, снижение утечек в процессе нагнетания приводит к росту 'ЛИнд, уменьшение отводимой в процессе обратного расширения работы приводит к снижению 'ЛИнд.
Максимум ЛИНд достигается в диапазоне частот вращения коленчатого вала 500 - 600 мин-1 и составляет 'ЛАдИнд = 0,87 и ЛИЗИНд = 0,686, что весьма приемлемо для поршневых компрессоров.
С увеличением п относительные утечки жидкости в насосной полости в общем случае уменьшаются (рис. 15), что, в первую очередь, обусловлено уменьшением времени течения жидкости через неплотности рабочей полости. Однако, с другой стороны, с увеличением п происходит увеличение запаздывания посадки запорного органа всасывающего клапана,
что приводит к росту утечек жидкости через его неплотность. В связи с этим график на рис. 15 имеет четко выраженный экстремум. Увеличение п приводит к росту относительных потерь работы в процессах всасывания и нагнетания насосной полости. Представленные на рис. 16 и 17 зависимости относительных потерь работы в процессах всасывания и нагнетания имеют параболический характер, и эти потери в рассматриваемом диапазоне частот вращения изменяются более чем в 10 раз.
Зависимость объемного КПД насосной секции от частоты вращения представлена на рис. 18. Этот график имеет экстремум в диапазоне п 500 - 600 мин-1 и классический вид, соответствующий результатам многих исследований в области поршневых гидромашин. Наличие экстремума легко объясняется недоза-полнением рабочей полости и запаздыванием работы запорных органов самодействующих клапанов при увеличении частоты вращения с одной стороны, и увеличением утечек через неплотности при уменьшении частоты вращения - с другой. Необходимо
Рис. 11. Зависимость относительной работы процесса сжатия от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 12. Зависимость коэффициента подачи компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала
Пиз.инд
Рис. 13. Зависимость индикаторного изотермического КПД компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 14. Зависимость индикаторного адиабатного КПД компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала
-1
300 500 700 900 1100 n, мин-1
Рис. 15. Зависимость относительных утечек насосной полости от частоты вращения коленчатого вала
300 500 700 900 1100 n, мин-1
Рис. 16. Зависимость относительных потерь работы в процессе всасывания насосной полости от частоты вращения коленчатого вала
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
AAh.h/Azi
Рис. 17. Зависимость относительных потерь работы в процессе нагнетания насосной полости от частоты вращения коленчатого вала
Рис. 18. Зависимость объемного КПД насосной полости от частоты вращения коленчатого вала
Nhh.h, Вт
400
300
200
100
300 500 700 900 1100 n, мин-1
Рис. 19. Зависимость индикаторной мощности насосной полости от частоты вращения коленчатого вала
также отметить, что изменение объемного КПД насосной полости в рассматриваемом диапазоне частот вращения невелико и составляет около 5 %.
Индикаторная мощность насоса с ростом n увеличивается, причем эта зависимость близка к линейной (рис. 19).
Анализируя влияние частоты вращения коленчатого вала на работу насос-компрессора, необходимо отметить, что увеличение n приводит к снижению количества жидкости, поступающей через зазор в гладком щелевом поршневом уплотнении из насосной в компрессорную полость (рис. 20). Данная зависимость имеет ярко выраженный минимум в диапазоне частот 800 — 900 об/мин. Учитывая, что практически применяемые в технике жидкости плотнее газов в 800 — 1000 раз, это количество по объему незначительно, но его должно быть вполне достаточно для смазки цилиндропоршневой пары, если предполагается, что поршень может касаться стенок цилиндра.
Анализ влияния частоты вращения привода на характеристики поршневого насос-компрессора позволяют сделать следующие выводы:
1. В зазоре между поршнем и цилиндром насос-компрессора всегда присутствует нагнетаемая насосом жидкость, и ее объем, попадающий в компрессорную полость ничтожно мал. Это определяет как герметичность щелевого уплотнения поршня, так и возможность хорошей смазки и охлаждения цилиндропоршневой группы.
2. Термодинамические процессы, происходящие в компрессорной полости насос-компрессора, принципиально не отличаются от таковых в обычных поршневых компрессорах при хорошей герметичности поршневого уплотнения, что позволяет использовать опыт, накопленный в компрессоростроении, при проектировании компрессорной части исследуемого агрегата.
3. Экономичность совместной работы насосной и компрессорной полости существенно зависит от со-
АМут н/МгАЗА
2,0 1,5
1,0 0,5 0,0
300 500 700 900 1100 n, мин-1
Рис. 20. Зависимость относительного количества жидкости, поступающей в компрессорную полость в виде утечек, от частоты вращения коленчатого вала
противления и динамики работы клапанов, и существует явный оптимум по частоте вращения приводного вала, который лежит в пределах 500 - 700 мин-1.
Библиографический список
1. Щерба, В. Е. Рабочие процессы компрессоров объемного действия / В. Е. Щерба. - М. : Наука, 2008. - 319 с.
2. Щерба, В. Е. Математическое моделирование рабочих процессов насосов объёмного действия / В. Е. Щерба, Д. А. Ульянов, А. В. Григорьев, В. С. Виниченко //Омский научный вестник. - Омск : Изд. ОмГТУ. - 2010. - №3(93). - С. 77-81.
3. Щерба, В. Е. Математическое моделирование рабочих процессов поршневого насос-компрессора / В. Е. Щерба, В. С. Виниченко, Д. А Ульянов // Вакуумная наука и техника : Материалы XVII научно-технической конференции. - М. : МИЭМ, 2010. - С. 117-122.
ЩЕРБА Виктор Евгеньевич, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор, заведующий кафедрой гидромеханики и транспортных машин. НЕСТЕРЕНКО Григорий Анатольевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
НОСОВ Евгений Юрьевич, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ПАВЛЮЧЕНКО Евгений Александрович, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ЛЫСЕНКО Евгений Алексеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ВИНИЧЕНКО Василий Сергеевич, ассистент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
Адрес для переписки: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.
Статья поступила в редакцию 16.08.2011 г.
© В. Е. Щерба, Г. А. Нестеренко, Е. Ю. Носов,
Е. А. Павлюченко, Е. А. Лысенко, В. С. Виниченко
