Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ существующих путей повышения эффективности работы поршневых компрессоров и насосов
1.1 Основные пути повышения эффективности работы поршневых компрессоров.
1.1.1 Улучшение охлаждения сжимаемого газа
1.1.2 Уменьшение утечек сжимаемого газа
1.1.3 Уменьшение работы сил трения
1.2 Основные пути повышения эффективности работы поршневых насосов
1.2.1 Уменьшение вероятности кавитационных явлений на всасывании
1.2.2 Уменьшение утечек и перетечек жидкости
1.2.3 Уменьшение подводимой работы в процессах сжатия и нагнетания за счет
использования внешнего теплообмена .
1.3 Сравнительный анализ преимуществ и недостатков применяемых систем
охлаждения поршневых компрессоров
1.3.1 Воздушное охлаждение
1.3.2 Водяное охлаждение
1.3.3 Впрыск охлаждающей жидкости
1.3.4 Анализ основных преимуществ объединения компрессоров и насосов объемного действия в единый агрегат
1.4 Анализ существующих методов расчета рабочих процессов компрессоров и насосов объемного действия 35
1.4.1 Математическая модель рабочих процессов компрессоров объемного действия
1.4.2 Методы расчета рабочих процессов насосов объемного действия .
1.5 Анализ конструкций гибридных энергетических машин объемного действия
1.6 Выбор объекта исследования. Цели и задачи исследования
2 Математическое моделирование рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины с газовым объемом на всасывании
2.1 Система основных принимаемых допущений
2.2 Математическое моделирование рабочих процессов в газовых полостях
постоянного и переменного объема .63
2.2.1 Первый закон термодинамики тела переменой массы .64
2.2.2 Уравнение сохранения массы 65
2.2.3 Уравнение динамики запорного органа самодействующего клапана .66
2.2.4 Уравнение состояния 69
2.2.5 Определение внешнего теплообмена и массовых потоков .69
2.2.6 Система основных уравнений для моделирования рабочих процессов в газовых полостях постоянного и переменного объема .72
2.3 Математическая модель течения жидкости в насосной секции 74
2.3.1 Расчет течения жидкости на основе уравнения сохранения энергии .76
2.3.2 Расчет течения жидкости на основе уравнения движения .82
2.3.3 Анализ влияния сил инерции при движении жидкости в насосной
секции .84
2.4 Особенности реализации математической модели 88
3 Экспериментальное исследование поршневой гибридной энергетической машины с газовым объемом на всасывании .90
3.1 Описание экспериментального стенда и объекта исследования 90
3.2 Методика измерений и визуализации основных термодинамических и расходных параметров 100
3.2.1 Измерение мгновенного давления 101
3.2.2 Измерение расхода жидкости .104
3.2.3 Визуализация движения жидкости в системе охлаждения 105
3.2.4 Измерение расхода газа .106
3.2.5 Измерение температуры газа, жидкости и поверхности стенок цилиндра .108
3.2.6 Измерение частоты вращения приводного вала поршневой гибридной энергетической машины 111
3.3 План экспериментальных исследований 112
3.4 Оценка погрешности основных измеряемых величин .113
3.5 Подтверждение адекватности математической модели рабочих процессов ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании .116
3.6 Основные результаты экспериментальных исследований опытного образца для подтверждения работоспособности .120
3.7 Расход жидкости в системах жидкостного охлаждения, применяемых в компрессорах .130
4 Параметрический анализ влияния основных эксплуатационных и геометрических параметров на рабочие процессы, расходные и энергетические характеристики поршневой гибридной энергетической машины с газовым объемом на всасывании 132
4.1 Анализ влияния отношения давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной секции .135
4.2 Анализ влияния угловой скорости вращения коленчатого вала 145
4.3 Анализ влияния длины и диаметра соединительного трубопровода .154
4.4 Анализ влияния диаметра и длины рубашечного пространства 171
4.5 Анализ влияния величины газового объема на всасывании 183
Заключение 190
Список литературы
- Уменьшение работы сил трения
- Уравнение динамики запорного органа самодействующего клапана
- Методика измерений и визуализации основных термодинамических и расходных параметров
- Анализ влияния длины и диаметра соединительного трубопровода
Введение к работе
Актуальность темы
Одним из основных путей повышения эффективности работы всех компрессоров объемного действия и в частности поршневых является улучшение охлаждения сжимаемого газа и приближение основного энергетического процесса цикла-процесса сжатия к изотермическому, как наиболее термодинамически выгодному. Кроме того, необходимо отметить, что улучшение охлаждения компрессора повышает его коэффициент подачи и массовую подачу компрессора.
Одним их эффективных путей улучшения экономичности работы компрессора объемного действия является объединение его с насосом объемного действия в один агрегат, получивший название поршневая гибридная энергетическая машина объемного действия (ПГЭМОД). В этом случае улучшается охлаждение компрессора, уменьшаются утечки сжимаемого газа и уменьшаются потери работы на трение в цилиндро-поршневой группе за счет улучшения ее смазки.
Необходимо отметить, что известные конструкции ПГЭМОД наряду с очевидными достоинствами, которые перечислены выше, имеют и определенные недостатки:
- возможность появления жидкости в рабочей полости компрессора, что
может привести к гидроудару и разрушению компрессора;
- усложнение конструкции компрессора за счет необходимости
использования крейцкопфа;
- необходимость дополнительных затрат и устройств на отделение жидкости
от сжатого газа в случае попадания охлаждающей жидкости в сжимаемый газ.
Вследствие этого представляется целесообразным разработать такую конструкцию ПГЭМОД, в которой сжимаемый газ был бы отделен от охлаждающей жидкости, была весьма конструктивно проста и жидкость бы интенсивно охлаждала рабочую камеру компрессора. Новая конструкция ПГЭМОД, удовлетворяющая перечисленным выше требованиям, представлена на рис.1.
Разработанные в процессе проведения данного исследования теоретические положения и результаты экспериментов явились частью исследований, поддержанных Минобрнауки РФ, уникальный идентификатор проекта -RFMEFI57414X0068.
Цель исследования
Повышение экономичности и эффективности поршневой гибридной энергетической машины путем использования газового объема на всасывании.
Задачи исследования
-
Провести анализ основных преимуществ объединения компрессоров и насосов объемного действия в единый агрегат
-
Разработать гибридную энергетическую машину с газовым объемом на всасывании на основе анализа существующих конструкций гибридных энергетических машин.
-
Используя фундаментальные законы сохранения массы, энергии и движения разработать математическую модель рабочих процессов предложенной конструкции поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с газовым объемом на всасывании.
-
Разработать опытные образцы поршневой гибридной энергетической машины и испытательный стенд для их исследования, позволяющие подтвердить работоспособность конструкции и провести экспериментальные исследования.
5. Разработать план и провести экспериментальные исследования, которые
позволяют получить новую информацию о рабочих процессах, расходных и
энергетических характеристиках ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании,
необходимую для верификации математической модели.
-
Провести параметрический анализ влияния основных конструктивных (длины и диаметра соединительного трубопровода, длины и диаметра рубашечного пространства, величины газового объема на всасывании) и эксплуатационных (отношения давления нагнетания к давлению всасывания, угловой скорости) параметров на рабочие процессы, энергетические и расходные характеристики исследуемой ПГЭМОД.
-
Внедрить полученные результаты при проектировании и конструировании ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании.
Научная новизна
1. На основе математической модели поршневой гибридной энергетической
машины получены результаты, подтверждающие целесообразность объединения
насосов и компрессоров объемного действия в единый агрегат.
-
На основе анализа конструкций поршневых гибридных энергетических машин объемного действия и их рабочих процессов, предложена новая перспективная конструкция ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании, на которую был получен патент на изобретение.
-
Используя основные законы сохранения массы, энергии, движения, и уравнения состояния рабочего тела разработана математическая модель рабочих процессов насосной и компрессорной секции ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании.
4. По результатам численного эксперимента, проведен параметрический
анализ влияния основных эксплуатационных (отношения давления нагнетания к
давлению всасывания, угловой скорости) и конструктивных (длины и диаметра
соединительного трубопровода, длины и диаметра рубашечного пространства,
величины газового объема на всасывании) параметров ПГЭМОД с газовым
объемом на всасывании на ее рабочие процессы, расходные и энергетические
характеристики.
Практическая значимость
1. Разработаны опытные образцы поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с газовым объемом на всасывании и испытательный стенд для их исследования, позволивший провести комплекс экспериментов направленных на подтверждение работоспособности конструкции, адекватности
математической модели и исследование рабочих процессов, расходных и энергетических характеристик данной машины.
-
Проведен комплекс экспериментальных исследований ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании, в результате которого получена новая информация о параметрах газа в рабочей полости, полости всасывания компрессорной секции и о расходных характеристиках насосной секции, а также проведена верификация разработанной математической модели рабочих процессов.
-
Полученные результаты по исследованию ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании внедрены у индустриального партнера ОмГТУ при выполнении соглашения №14.574.21.0068 по теме «Создание перспективных и конкурентоспособных конструкций гибридных энергетических машин объмного действия нового типа с повышено интенсивным теплообменом в зоне рабочих органов».
Методы исследования. В работе используются методы математического
моделирования, численного и термодинамического анализа; методы планирования
эксперимента; методы оценки погрешности и обработки результатов
экспериментальных исследований.
Объект исследования
Поршневая гибридная энергетическая машина объемного действия с газовым объемом на всасывании.
Предметом исследования являются рабочие процессы, расходные и энергетические характеристики ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании.
Основные положения, выносимые на защиту:
1. Новая конструкция поршневой гибридной энергетической машины
объемного действия с газовым объемом на всасывании, защищенная патентом на
изобретение 2578776РФ.
2. Математическая модель рабочих процессов, протекающих в полостях
компрессорной и насосной секций ПГЭМОД.
3. Результаты теоретических и экспериментальных исследований исследуемой
ПГЭМОД.
Достоверность результатов
Подтверждена экспериментальной проверкой выдвинутых положений, сопоставлением результатов разработанной математической модели расчета с результатами эксперимента.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы
докладывались на IV Всероссийской молодежной научно-технической
конференции с международным участием «Россия молодая: передовые технологии в промышленность!» (Омск, 2011 г.), на III Региональной молодежной научно-технической конференции «Омский регион – месторождение возможностей!» (Омск, 2012 г.), а также на семинарах кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» и межкафедральных семинарах ОмГТУ.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 4 статьи в изданиях рекомендованных ВАК России и патент на изобретение 2578776РФ.
Структура диссертации. Диссертационная работа состоит из оглавления, введения, четырех глав, заключения, списка литературы из 66 наименований, 1 приложения. Общий объем диссертации - 200 страниц, 121 рисунок, 4 таблицы.
Уменьшение работы сил трения
Одной из самых важных характеристик, влияющих на процессы, происходящие в компрессоре, и, в частности, на эффективность его работы, является температура рабочего тела и деталей компрессора. Ее необходимо поддерживать в некотором оптимальном диапазоне, т.к. повышение данной температуры существенно влияет на индикаторный КПД и общую эффективность работы компрессорной установки.
Для компрессорных машин объемного действия, особенно для поршневых компрессоров, существует большое количество работ, посвященных теоретическому и экспериментальному исследованию нагрева поверхностей стенок рабочей камеры [2,3,4]. Анализ этих работ показывает, что для установившегося режима работы температура стенок рабочей камеры, вследствие тепловой инерции, остается почти постоянной по времени, но неодинаковой в различных точках. Самым нагретым элементом является днище поршня. Более низкую температуру имеют стенки цилиндра и клапанная плита. Разность температур стенок и газа вызывает процессы теплообмена между ними, происходящие в течение всего рабочего цикла. Вследствие этого, мы наблюдаем процесс подогрева газа на всасывании, который приводит к снижению производительности компрессора, а, следовательно, и эффективности его работы. Авторы в работе [5] показали, что при увеличении температуры всасываемого газа на 1 К, работа затраченная на сжатие 1 кг газа, возрастает примерно на 0,33%, а при увеличении ее на 3 К - работа возрастает на 1%.
Помимо увеличения работы при подогреве газа на всасывании, существуют и другие аспекты высоких температур. С увеличением степени повышения давлений, температура газа в цилиндре в конце процессе сжатия, увеличиваясь, может достигнуть критических значений, при которых начинается разложение масла, вызывающее увеличение износа трущихся поверхностей, ухудшается ресурс работы уплотнений, а в некоторых случаях возникает опасность воспламенения масла или взрыва масляного нагара [6,7,8].
Таким образом, чтобы повысить эффективность работы поршневого компрессора за счет улучшения охлаждения сжимаемого газа, необходимо: организовать интенсивный отвод теплоты в процессе сжатия газа. стремиться обеспечить интенсивное охлаждение и ограничить теплопритоки к полости всасывания.
Анализ литературных источников и патентов, показал, что для организации интенсивного отвода теплоты в процессе сжатия можно использовать следующие методы: 1. Ограничить степень повышения давления в одной ступени и перейти к многоступенчатому сжатию газа. Данный метод позволяет уменьшить температуру газа в процессе сжатия, но при этом увеличиваются массогабаритные показатели компрессорной установки. Кроме того, этот метод нельзя применить к уже существующему парку компрессорных машин. 2. Использовать водяную систему охлаждения стенок цилиндра, крышек и проточных элементов. Данный метод позволяет снизить температуру всасываемого газа и уменьшить работу, затрачиваемую на сжатие газа, так как приближает процесс сжатия к изотермическому (см. рис. 1.1). В результате повышается производительность и эффективность работы поршневого компрессора. Однако использование данного метода приводит к усложнению всей конструкции компрессорной машины, увеличивается стоимость изготовления и эксплуатации. компрессора: 1-4 – при изотермическом сжатии; 1-3 – с водяным охлаждением; 1-2 – с воздушным охлаждением. 3. Использовать впрыск охлаждающей жидкости. Впрыск охлаждающей жидкости обеспечивает более интенсивное охлаждение сжимаемого газа, что приводит к существенному увеличению эффективности работы компрессорной установки, так же сокращаются утечки сжимаемого газа и уменьшаются потери энергии на механическое трение. Однако данный метод обладает рядом серьезных недостатков, основными из которых являются: необходимость дополнительных затрат на дробление жидкости, увеличение массогабаритных показателей компрессора, необходимость дополнительных энергетических и материальных затрат на отделение жидкости и ее паров от сжатого газа [9,10,11].
Уравнение динамики запорного органа самодействующего клапана
Для определения массовых потоков через выделенные контрольные объемы необходимо знать площади проходных сечений самодействующих клапанов. В настоящее время используется два основных подхода к определению площади проходных сечений самодействующих клапанов: 1) первый подход предполагает, что клапан открывается и закрывается мгновенно, т. е. сразу площадь проходного сечения в щели клапана изменяется от максимального значения до минимального и наоборот; 2) во втором подходе рассматривается динамика движения запорного органа самодействующего клапана и определяется в каждый момент времени положение запорного органа между поверхностью седла и ограничителем подъема, с учетом ударного взаимодействия с ними. В настоящей работе будем использовать второй подход. При моделировании динамики движения запорного органа используется несколько подходов: вся масса подвижных частей сосредоточена в одной точке, и задача сводится к изучению движения материальной точки; масса запорного органа сосредоточена в нескольких точках, каждая из которых движется по своему закону; задается уравнение распределения массы по длине пластины.
В инженерных расчетах и в большинстве разработанных математических моделях получил применение одномассовый подход, так как он наиболее простой и дает хорошие результаты по определению потерь мощности в клапанах. Движение системы запорный орган - пружина рассмотрим как движение материальной точки с эффективной массой тпр в направлении перпендикулярном седлу под действием перепада давления и пружины, а также сил трения и веса. Тогда, с учетом изложенного выше имеем
d2h т — = Fд + F + F + G, (2.4) dz где mnp - приведенная масса системы пружина - запорный орган (тпр =тзо + ]4тпрУ, h - высота подъема запорного органа; г - текущее время. Сила давления газа Fd является основной силой и от её правильного определения во многом зависит точность решения уравнения динамики. Сила давления газа в общем случае может быть определена как Fд - [P- ix y z yiS- \P2(x,y,z,T)dS, (2.5) о 0 где Pi(x,y,z,x) - давление газа, действующее на нижнюю поверхность запорного органа площадью Si, P2(x,y,z,x) - давление газа, действующее на верхнюю поверхность запорного органа площадью S2.
При определении силы давления газа, в качестве определяющей площади берут площадь прохода в седле /с, а вместо разницы Рi(x,y,z,x)-P2(x,y,z,x) берут перепад давления на клапане, то есть разницу давлений между полостями, которые соединяются через клапан.
Тогда, сила давления газа, действующая на запорный орган самодействующего клапана, определится как Fд = Дркл fcpд, (2.6) где рд - коэффициент давления потока, компенсирующий неточность определения силы давления газа, определяется экспериментальным путем и является функцией текущей высоты подъема к ширине прохода в седле клапана (рд = fr/iX). Значение ПА для кольцевых и дисковых клапанов находится в пределах от 1 до 1,3. Сила упругости пружины Fnp при линейности её характеристики может быть определена как Fпр =Cпр(h + h0), (2.7) где Спр - постоянная пружины, численно равная силе упругости пружины при единичной деформации; h0 - деформация предварительного натяга пружины при положении запорного органа на седле.
Сила трения Fmp обусловлена вязкостным трением запорного органа о газ и механическим трением запорного органа о направляющие. Механическое трение незначительно и им в большинстве случаев пренебрегают. Силу вязкостного трения принимают либо равной нулю, либо некоторой постоянной величиной, либо пропорциональной скорости движения запорного органа Fтр=kд —, (2.8) где кд - коэффициент демпфирования, который зависит от конструкции клапана, вязкости и плотности газового потока. В первом приближении принимаем, что Fmp=0. Величина веса запорного органа G определяется как G = mпрg. (2.9) При взаимодействии запорного органа с седлом и ограничителем подъема происходит неупругий удар, при котором наблюдается восстановление скорости — после удара = -& — до удара. (2.10) dr _ dr _ Значение коэффициента восстановления скорости для типичных материалов клапана по данным Н. Н. Рудакова составляет 0,375. 2.2.4 Уравнение состояния При невысоких давлениях (для воздуха менее 10 МПа) и невысоких температурах (для воздуха менее 400 К) воздух подчиняется законам идеального газа [6]. Уравнение состояния является третьим основным уравнением при моделировании рабочих процессов. В большинстве разработанных математических моделях используется уравнение состояния идеального газа в виде: U = f(p,V) и р = f(y,T), а именно р = (к-\)— (2.11) MRT и р = . (2.12) V Необходимо отметить, что уравнение (2.11) связывает внутреннюю энергию и давление сжимаемого газа, то есть первый закон термодинамики тела переменной массы с уравнением состояния. Это позволяет организовать устойчивую расчетную схему.
Для описания внешнего теплообмена воспользуемся гипотезой Ньютона-Рихмана dQ = aqF\Tст - Tjdr, (2.13) где aq - коэффициент теплоотдачи F - поверхность теплообмена; Тст - средняя температура поверхности стенок рабочей полости. Для рабочей полости компрессорной секции средняя температура поверхности рабочей полости может быть определена как
Методика измерений и визуализации основных термодинамических и расходных параметров
Рубашка (14) соединена с гидробаком (17) через обратные клапаны (5) и (8). Нижняя часть цилиндра (16) образует с картером (1) общий объем (2), который соединен с атмосферой через предохранительный клапан (3), и напрямую с гидробаком.
При возвратно-поступательном движении поршня (15), газ всасывается через клапан (10) в полость (13), сжимается в ней и подается потребителю через клапан (12). При ходе поршня (15) из положения ВМТ в положение НМТ в полости всасывания (9) возникает разрежение, а в объеме полости (2) создается давление выше атмосферного, на величину, обусловленную предохранительным клапаном (3). Под действием перепада давления между полостями 9 и 2, жидкость из гидробака (17) через рубашку охлаждения (14) и клапан (8) поднимается в индикаторную трубку (7). При ходе поршня (15) из положения НМТ в положение ВМТ объем полости (2) увеличивается, и давление в ней падает ниже атмосферного, а давление в полости всасывания (9) увеличивается до атмосферного, и охлаждающая жидкость из бачка (17) через клапан (5) и теплообменник (4) сливается обратно в гидробак (17). В дальнейшем цикл работы повторяется. Изменяя проходное сечение отверстия всасывания (6) можно изменять максимальное разрежение в полости всасывания (9) и изменять объем всасываемой жидкости в индикаторную трубку (7) за один ход поршня. 2. Экспериментальный образец ПГЭМОД с газовым объемом на всасывании для подтверждения адекватности математической модели рабочих процессов. Данный образец был разработан на основе гидропневматической схемы, представленной на рис. 3.3. Как видно из рис. 3.3, эта схема отличается от схемы, представленной на рис. 3.1, отсутствием радиатора, клапанного блока и мерного бака.
Конструктивная схема экспериментального образца для проверки адекватности математической модели представлена на рис. 3.4. Рубашка (10) в нижней части соединена с гидробаком (14), а в верхней – с полостью всасывания (5). Рисунок 3.3 – Гидропневматическая схема исследуемой машины АТ1 - аппарат теплообменный (рубашка охлаждения цилиндра), Б1 – гидробак, ВН1 – вентиль, ВН2 – вентиль, КМ1 – компрессор поршневой, МН1 – манометр, РС1 – ресивер, Ф1 – фильтр воздушный.
При возвратно-поступательном движении поршня (11), газ всасывается через клапан (6) в полость (9), сжимается в ней и подается потребителю через клапан (8). При ходе поршня из положения ВМТ в положение НМТ в полости всасывания (5) возникает разрежение. Под действием перепада давления между полостью 5 и атмосферным давлением в гидробаке (14), жидкость из гидробака (14) через рубашку охлаждения (10) поднимается в индикаторную трубку (4). При ходе поршня из положения НМТ в положение ВМТ давление в полости всасывания (5) увеличивается до атмосферного, и охлаждающая жидкость сливается обратно в гидробак (14). В дальнейшем цикл работы повторяется. Изменяя проходное сечение отверстия всасывания (3) можно изменять максимальное разрежение в полости всасывания (5) и изменять объем всасываемой жидкости в индикаторную трубку (4) за один ход поршня. Экспериментальный стенд было решено создавать на основе серийной компрессорной установки QE AERO-16, что обусловлено следующими основными причинами: компрессоры с такими и аналогичными техническими характеристиками широко используются в качестве гаражных, и их модернизация будет иметь достаточно большой экономический эффект; габаритные показатели установки и самого компрессора легко позволяют выполнить требования, предъявленные выше к исследуемой машине.
Поршневой компрессор фирмы Ergus QE AERO-16 (рис. 3.5), имеет следующие основные характеристики: 1) Тип компрессора - поршневой масляный; 2) Тип привода - коаксиальный (с прямым приводом); 3) Производительность на впуске - 200 л/мин; 4) Рабочее давление - 8 бар; 5) Диаметр поршня - 47 мм; 6) Ход поршня - 38 мм. Так как компрессор имеет прямой привод от электродвигателя, то изменение частоты вращения коленчатого вала компрессора возможно только изменением частоты вращения электродвигателя. Для обеспечения этой возможности использован частотный преобразователь ZVFG 7 фирмы «Sassin», позволяющий плавно (с шагом 0,1 Гц) изменять частоту питающего напряжения в диапазоне от 0 до 50 Гц. Это позволило изменять частоту вращения приводного двигателя от минимально устойчивой при выбранном давлении нагнетания компрессора, до максимальной (предусмотренной изготовителем). Рисунок 3.5 – Внешний вид базовой компрессорной установки.
Внешний вид экспериментального стенда представлен на рис. 3.6. С помощью шарового крана установленного после фильтра в линии всасывания регулируется величина разрежения в индикаторной трубке, т.е. величина разрежения, действующего на жидкость в клапанном блоке системы охлаждения. Кран, установленный на выходе линии нагнетания компрессора позволяет регулировать величину давления нагнетания компрессора, которое контролируется с помощью штатного манометра компрессора. Питание измерительной аппаратуры осуществляется с помощью блока питания от персонального компьютера. Данный блок питания позволяет получить стабилизированное напряжение питания с несколькими значениями (3,2 и 12 В). Рисунок 3.6 – Внешний вид экспериментального стенда 1 – гидробак, 2 – винт крана между баками, 3 – мерный бак, 4 – радиатор с вентилятором, 5 – предохранительный клапан газовой полости картера, 6 – датчик давления в полости картера, 7 – блок питания, 8 – АЦП, 9 – частотный преобразователь, 10 – измерительная колодка датчиков температуры, 11 – датчик давления в рабочей полости компрессора, 12 – кран на линии нагнетания компрессора, 13 – датчик давления в полости всасывания, 14 – индикаторная трубка, 15 – клапанный блок, 16 – датчик положения коленчатого вала компрессора, 17 – кран на линии всасывания компрессора. Для измерения и регистрации сигналов датчиков давления применен АЦП ЦАП ZET 230, имеющий следующие основные параметры: - количество входов – 4 шт.; - частотный диапазон – 2…20 000 Гц; - частота преобразования по каждому каналу – до 100 кГц.
Анализ влияния длины и диаметра соединительного трубопровода
Величина отношений давлений нагнетания к давлению всасывания – является одним из основных эксплуатационных параметров, характеризующих работу любой поршневой энергетической машины. С увеличением значения в компрессорной секции увеличивается процесс обратного расширения и сокращается процесс всасывания (см. кривые 1 и 2, рис. 4.1). Увеличение процесса обратного расширения в рабочей полости компрессорной секции приводит к более позднему падению давления в газовой полости насосной секции (см. кривые 3 и 4, рис. 4.1).
Задержка в уменьшении давления в газовой полости приводит к задержке роста мгновенной скорости жидкости в насосной секции (см. рис. 4.2, кривые 1 и 2). Необходимо отметить, что данная задержка составляет почти 0,43 радиана.
Анализируя кривые падения давления в газовой полости (см. рис. 4.1), нетрудно видеть, что силы инерции жидкости значительны. С уменьшением давления начинается замедление скорости опускания жидкости, а подъем жидкости (когда скорость жидкости в рубашечном пространстве станет больше нуля) начинается через 0,66 радиана.
При этом необходимо отметить, что разница в скоростях жидкости в насосной секции при =2 и =4 с увеличением угла поворота вала сокращается, и значение максимумов мгновенной скорости подъема находится при =2,4 рад.
При этом значении cp падение давления в газовом объеме прекращается и начинается его подъем. Увеличение давления в насосной секции приводит к падению скорости подъема жидкости. Необходимо отметить, что подъем жидкости не заканчивается с окончанием процесса всасывания, а еще продолжается в процессе сжатия газа при 4,10 ср 4,54, что также обусловлено силами инерции, так как давление в газовой полости в это время уже равно номинальному давлению всасывания (рвс = 0,1 МПа). Опускание столба жидкости в рубашечном пространстве осуществляется на части процесса сжатия газа, нагнетания, расширения и части процесса всасывания.
Зависимость мгновенной скорости и высоты столба жидкости в рубашечном пространстве при разных значениях : 1 - мгновенная скорость Vw при = 2; 2 - мгновенная скорость Vw при = 4; 3 - высота столба жидкости hw при = 2; 4 - высота столба жидкости hw при = 4.
Максимальный уровень жидкости в рубашечном пространстве находится при 4,1 ср 4,54, а минимальное значение при 0,87 ср 1,31. В обоих случаях скорость жидкости равна нулю. С увеличением є значение Ahw (ход жидкости в насосной секции) уменьшается (см. рис. 4.3), хотя это изменение невелико и составляет 0,210-4 м при увеличении є от 2 до 5.
Интерес представляет отношение Ahw/Sh, которое показывает отношение хода жидкости в насосной полости к ходу поршня в компрессорной полости.
Представленные данные на рис. 4.4 позволяют сделать вывод, что данное отношение уменьшается с увеличением є с 0,1415 до 0,1365. То есть ход жидкости составляет около 14%. Уменьшение хода жидкости приводит к уменьшению расхода охлаждающей жидкости (см. рис. 4.5) с увеличением є. С увеличением є уменьшается величина средней скорости жидкости vw в рубашечном пространстве, значение которой меняется от 0,1435 м/с до 0,136 м/с (см. рис. 4.6).
Необходимо отметить, что, анализируя формулу (4.10), можно сделать вывод, что при одинаковом значении Ahw, но при разных значениях hWcp, работа на подъем столба жидкости будет разная, причем с увеличением hWcp работа Aw увеличивается.
При проведении вычислительного эксперимента постоянно приходилось менять величину диаметра отверстия в газовой полости (dome), через которое воздух из атмосферы поступал в газовый объем. Если не менять значение dome, то жидкость в рубашечном пространстве будет опускаться вниз из рубашечного пространства в соединительный трубопровод, либо подниматься вверх и через всасывающий клапан поступать в рабочую полость компрессорной секции. Проведенные экспериментальные исследования полностью подтверждают изложенное выше утверждение.