Содержание к диссертации
Введение
1. Исследование эффективности работы шахтных компрессорных установок и обоснование термодинамических режимов их работы 16
1.1. Исследование и анализ эффективности работы шахтных компрессорных станций Урала 16
1.2. Обоснование повышение степени сжатия газа в одноступенчатом поршневом компрессоре 22
1.3. Исследование влияния скорости движения поршня в цилиндре компрессора на удельный расход электроэнергии 27
1.4. Теплообразование при сжатии газа 33
1.5. Оценка работы поршневых компрессорных машин 37
Выводы по разделу 42
2. Теоретическое обоснование элементов конструкций клапанов поршневых компрессорных установок 44
2.1. Конструктивные особенности и сравнительные характеристики клапанов кольцевых и ПИК 44
2.2. Теоретические положения для разработки новых конструкций клапанов 49
2.3. Краткая характеристика клапанов СГИД, СГИЦ и СГИК 55
2.4. Теоретическое обоснование параметров седел клапа нов СГИД 65
2.5. Теоретическое обоснование параметров седел клапа нов СГИЦ 72
2.6. Обоснование основных параметров клапанов СГИК 78
Выводы по разделу 82
3. Исследования и выбор основных технических характеристик разработанных клапанов 84
3.1. Исследования влияния толщины замыкающих органов клапанов СГИД и СГИЦ на технико-экономические параметры компрессора 84
3.2. Исследования оптимальной скорости истечения газа в клапанах СГИД и СГИЦ 91
3.3. Теоретическое и экспериментальное обоснование натяга пружин клапанов СГИД и СГИЦ 97
3.4. Исследование аэродинамических характеристик клапанов СГИД 111
3.5. Исследование удельных утечек воздуха в клапанах СГИД 115
3.6. Исследование влияния различного расположения клапанов СГИД в гнезде на технико-экономические показатели работы компрессора 124
Выводы по разделу 130
4. Исследование режимов работы поршневых компрессоров с клапанами различных конструкций 132
4.1. Критерии сравнительной оценки воздухораспределительных органов поршневых компрессоров 132
4.2. Повышение надежности компрессорных установок 134
4.3. Исследование влияния клапанов различных конструкций на технико-экономические показатели работы компрессоров 141
4.4. Ведомственные испытания воздухораспределительных органов поршневых компрессоров 149
Выводы по разделу 153
5. Совершенствование и разработка схем вклю чения турбокомпрессорных установок при их параллельной работе 155
5.1. Анализ функционирования существующих схем параллельного включения однотипных турбокомпрессорных установок 155
5.2. Анализ параллельной работы турбокомпрессорных установок, имеющих различные рабочие характеристики 157
5.3. Компоновочные схемы включения турбокомпрессоров при параллельной работе на одну сеть и их расчет 160
Выводы по разделу 166
6. Повышение эффективности работы шахтных пневматических сетей 167
6.1. Исследование влияния гидропневматического аккумулятора на работу приемников сжатого воздуха 167
6.2. Исследование влияния гидропневматического аккумулятора на наличие влаги в сжатом воздухе 172
6.3. Разработка схем гидроизоляции гидропневматических аккумуляторов сжатого воздуха 178
6.4. Разработка системы повышения внутренней энергии сжатого воздуха непосредственно перед его использованием 181
6.5. Технико-экономическое обоснование применения гидрокомпрессора 184
Выводы по разделу 189
7. Теоретические основы утилизации тепловой энергии сжатого газа 190
7.1. Оптимальный процесс сжатия газа при утилизации термодинамического тепла 190
7.2. Эффекты «теплового насоса» при сжатии и расширении газа 197
7.3. Разработка схем утилизации тепловой энергии сжатых газов 202
Выводы по разделу 206
Заключение 207
Список литературы 211
Приложение 221
- Обоснование повышение степени сжатия газа в одноступенчатом поршневом компрессоре
- Теоретические положения для разработки новых конструкций клапанов
- Исследования оптимальной скорости истечения газа в клапанах СГИД и СГИЦ
- Исследование влияния клапанов различных конструкций на технико-экономические показатели работы компрессоров
Введение к работе
Горнодобывающие отрасли являются основополагающей базой всей промышленности России.
Добыча многих полезных ископаемых (руда, уголь и т. д.) производится с использованием энергии сжатого воздуха. Последнее объясняется тем, что машины, работающие на этой энергии, имеют высокую производительность, надежны в работе, конструктивно просты, сравнительно не дорогие и обеспечивают высокую безопасность труда.
Энергия сжатого воздуха нашла применение при бурении шпуров и скважин, при погрузке полезного ископаемого и его транспортировании, проветривании выработок (в качестве привода вентиляторов), в процессах закладки и т. д.
Вследствие широкого применения поршневых компрессорных машин во всех областях промышленности и их большим энергопотреблением, они всегда находятся в центре внимания как отечественных, так и зарубежных исследователей.
В первую очередь следует отметить труды академиков Федорова М. М., Германа А. П., Доллежаля Н. А., чл.-кор. Академии наук Ильичева А. С, которыми внесен значительный вклад в развитие теории охлаждения компрессорных машин, воздухораспределение, расчет бурильных молотков и пневматических сетей.
Труды докторов техн. наук Фролова П. П., Кабакова А. Н., Докукина А. В., Смородина С. С, Киселева В. Н., Мурзина В. А., Цейтлина Ю. А., Моисеева Л. Л., Баранникова Н. М., Носырева Б. А., Закирова Д. К., Бороховича А. Н., Рыбакова А. Н., Парфенова В. П., Брусиловского И. В., Миняева Ю. Н. и др. способствовали повышению эффективности работы не только компрессорных установок, но и всего рудничного компрессорного хозяйства в целом.
В области создания и совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров - клапанов - особое место занимают работы докторов техн. наук Френкеля М. И, Дмитриевского В. А., Кондратьевой Т. Ф., Карпова Г. В., Пирумова И. Б., Фотина Б. С, Шелеста П. А., Бараховича А. И., Бабаяна С. А., Беркмана Б. А., Фролова А. П., Шапиро М. Б., Колбасова М. Г., Спектра Б. А. и многих др. исследователей.
Анализ трудов перечисленных выше ученых и сорокалетний опыт автора по исследованию компрессорных станций шахт и заводов показывают на значительные резервы экономии электрической энергии при производстве и транспортировке сжатого воздуха. Так, обычно производительность компрессорных машин ниже паспортной на 15 -20 %, а расход электрической энергии на 1 м сжатого воздуха выше нормы на 15 - 25 %.
Низкие технико-экономические показатели функционирования шахтных компрессорных установок позволяют сделать
вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.
Так до настоящего времени нет достаточного обоснования определения оптимальной степени сжатия газа в одноступенчатом компрессоре [1, 2], нет научных доказательств, подтверждающих, что повышение внутренней энергии сжатого воздуха происходит за счет скорости движения поршня, отсутствуют теоретические работы, связанные с определением оптимальной скорости движения поршня.
Существующие воздухораспределительные органы поршневых компрессоров не полностью отвечают требованиям, предъявляемым к ним.
Применяемые компоновочные схемы при параллельной работе турбокомпрессорных машин резко снижают их технико-экономические показатели.
Кроме того, в недостаточной степени разработаны вопросы, связанные с гидроизоляцией пневмогидроаккумуляторов, их влиянием на работу потребителей сжатого воздуха и проблемы, связанные с утилизацией тепловой энергии сжатого воздуха.
Приведенная исходная информация по теме исследований показывает, что теоретическое обоснование поставленных задач и практическое их решение является актуальной проблемой, т. к. повышает эффективность функционирования шахтных компрессорных установок.
Связь темы диссертации с государственными программами
Данная работа выполнялась в соответствии с коорди
национными планами Минвуза РСФСР, ГКНТ при СМ СССР в
рамках комплексной научно-технической программы «Надежность
конструкций» (приказ № 659 от 13.11.81. Минвуза РСФСР) и
госбюджетной темы «Развитие теории прогноза технического
состояния и надежности сложных механических систем горного
оборудования», утвержденной на 1999 - 2001 гг. в соответствии с
тематическим планом Министерства образования
(раздел 06.02. «Наука», № гос. per. 01990010840).
Объект исследования. Шахтные поршневые и турбокомпрессорные установки, их компоновка и узлы, гидропневмоаккумуляторы.
Цель работы. Научное обоснование рациональных параметров функционирования шахтных компрессорных установок, обеспечивающих повышение их эффективности посредством модернизации конструкции, оптимизации процессов сжатия воздуха и повышения КПД пневматических сетей.
Идея работы. Заключается в использовании комплексного подхода к исследованиям функционирования шахтных компрессорных установок, состоящего в выявления слабых звеньев и изучении процессов их изменения до предельного состояния, отражающих закономерности появления отказов.
Методы исследования. В работе использованы теоретические и экспериментальные (промышленные и лабораторные) методы исследования, базирующиеся на классических законах математики и физики.
Научные положения, выносимые на защиту:
Закономерности появления отказов шахтных компрессорных установок, деформационные процессы, протекающие в элементах и материалах за время их эксплуатации.
Научно обоснованные зависимости, связывающие расход энергии, потребляемой компрессором, с интервалом времени, за который совершаются работы всасывания, сжатия и нагнетания.
3.Теоретически обоснованное определение механического КПД компрессорной машины без использования индикаторной мощности.
4. Обоснование процессов сжатия воздуха в поршневом одноступенчатом компрессоре до давления 0,8-f0,9 МПа.
5.Комплексные критерии сравнительной оценки клапанов компрессорных установок.
Взаимосвязь конструктивно-технологических параметров прямоточных клапанов с условиями их эксплуатации.
Компоновочные схемы турбокомпрессорных установок при их параллельной работе.
Эффекты «теплового насоса» при сжатии и расширении воздуха и их использование для повышения эффективности работы компрессорных установок.
Научная новизна.
Предложен метод оценки функциональной эффективности работы шахтных компрессорных установок, и определены рациональные процессы сжатия воздуха, позволяющие производить сжатие газа в одноступенчатой машине, работающей без подачи смазки в цилиндр до 0,8-^0,9 МПа.
Теоретически обоснована и экспериментально подтверждена зависимость расхода энергии при совершении работы поршнем от величины интервала времени, за который данный объем работы произведен.
Исследованы физико-технические закономерности появления отказов (разрушения) слабых звеньев компрессорных установок за время их эксплуатации в широком интервале механических и тепловых воздействий.
Проведено обоснование конструктивно-технологических параметров клапанов как наиболее слабого звена поршневых компрессорных установок, учитывающих условия их эксплуатации.
Получены аналитические выражения, описывающие скорость движения поршня в цилиндре, и определена оптимальная скорость, которая обеспечивает минимальные объемные и аэродинамические потери при процессах всасывания, сжатия и нагнетания.
Предложены комплексные критерии сравнительной оценки воздухораспределительных органов компрессорных машин,
учитывающие технико-экономические показатели их функционирования.
Обоснованы параметры компоновочной схемы турбокомпрессорных установок при их параллельной работе.
Выявлены эффекты «теплового насоса» при сжатии и расширении сжатого воздуха.
Практическое значение работы.
Разработана методика оценки функционирования шахтных поршневых компрессорных установок, позволяющая определять потери энергии в цилиндре компрессора без снятия индикаторных диаграмм.
Показано, что сжатие воздуха в одной ступени компрессора (работающего без смазки) можно производить до давления 0,8*0,9 МПа. Это позволяет использовать двухступенчатые поршневые компрессоры общего назначения для получения давления на нагнетании до 1,2*1,4 МПа, что в буровых машинах приводит к резкому возрастанию скорости бурения шпуров.
Установлена оптимальная скорость движения поршня в цилиндре компрессора, обеспечивающая снижение как объемных, так и аэродинамических потерь при процессах всасывания, сжатия и нагнетания воздуха.
Разработаны и защищены авторскими свидетельствами и патентами конструкции прямоточных клапанов различных типов для поршневых компрессорных машин.
Разработана компоновочная схема турбокомпрессорных установок при их параллельном включении, позволяющая повысить их эффективность.
Исследовано влияние гидропневмоаккумуляторов на работу потребителей сжатого воздуха и предложены схемы их гидроизоляции в трещиноватых породах.
Разработан способ охлаждения поршневого компрессора, который основан на работе абсорционно-диффузионной машины, превращающей тепловую энергию сжатого воздуха на нагнетании в холод.
Предложена конструкция гидрокомпрессора, у которого функции поршня выполняет жидкость. Гидрокомпрессор работает без смазки, процесс сжатия идет близко к изотермическому, он пожаровзрывобезопасен и рекомендован для использования в подземных выработках шахт.
Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования поршневых компрессорных машин, хорошей сходимостью результатов теоретического анализа с экспериментальными данными и промышленными испытаниями, а также статистической обработкой результатов экспериментальных и теоретических исследований. Расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 12 % с доверительной вероятностью 0,95.
Реализация выводов и рекомендаций.
Основные научные положения работы доведены до промышленного внедрения как в горнорудной, так и в других отраслях промышленности. Клапаны СГИ внесены в отраслевой стандарт угольной промышленности СССР (ОСТ 12.25.011-84 «Экономия электрической энергии на угольных шахтах») и внедрены на газомотокомпрессорах типа 10ГК1/23-42, 10ГКН1/16-40 (Мингазпром) и 5Г-100/8,4М10-100/8 (Минуглепром).
По рекомендациям ВНИИГМ им. М. М. Федорова на Горловском рудоремонтном заводе (г. Горловка, Украина) было изготовлено и отправлено на шахты Донбасса свыше 13 тыс. клапанов СГИ. За период 2004 - 2005 гг. предприятием ООО ТД «Уральский завод новых технологий» налажено массовое производство клапанов типа СГИД и их выпущено более 3000 штук. (прил. А).
Годовой экономический эффект от внедрения такого количества клапанов типа СГИД составляет 4000 000 рублей (Приложение Б).
Основные научные, методические и практические результаты работы внедрены в учебный процесс УГГУ при подготовке студентов по специальности 150402 - «Горные машины и оборудование».
Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы докладывались: на научно-техническом совете СГИ (Свердловск, 1996), научно-технических конференциях ОАО
«Севуралбокситруда» (Североуральск, 1999, 2002), совещании ОАО «Уралгипроруда» (Екатеринбург, 2004), совещаниях энергетиков и механиков ОАО «Севуралбокситруда» (Североуральск, 2003), научно-технических конференциях Уральского государственного горного университета ((Екатеринбург, 2003, 2004, 2005), II Международной научно-технической конференции, посвященной 65-летию кафедры ГМК УГГГА (Екатеринбург, 2004) и IV Международной конференции, посвященной 90-летию В. Р. Кубачека. 15 - 16 мая 2006 (Екатеринбург).
Обоснование повышение степени сжатия газа в одноступенчатом поршневом компрессоре
Шахтные компрессорные станции, сжимающие воздух до 0,8 МПа, в основном оснащаются многоступенчатыми поршневыми машинами. Основными преимуществами многоступенчатого сжатия перед одноступенчатым считаются следующие [1,2]: - повышается коэффициент подачи компрессора; - улучшаются условия смазки пары трения гильза цилиндра -поршень (за счет снижения температуры); - повышается безопасность работы установок, т. к. снижается температура газа на выходе из цилиндра (при температуре сжатого газа, превышающей температуру вспышки паров масла в системе воздухосборник - воздушная сеть, может произойти взрыв); - повышается экономичность процессов сжатия. Рассмотрим отдельно эти преимущества. Коэффициент подачи компрессора равен где V - объем воздуха, подаваемого компрессором в сеть; Vm -теоретическая производительность компрессора (объем, описываемый поршнем). С другой стороны, коэффициент подачи компрессора находится из выражения где Хд, Хп Хт, Х0 - коэффициенты давления, герметичности, подогрева и объемный коэффициент. Известно, что при одноступенчатом сжатии газа, по сравнению с двухступенчатым, коэффициенты Хя, Хг, Хт и Х0 несколько снижаются, а, следовательно, снижается и коэффициент подачи. Кроме того, источники [1, 2] указывают, что при 2-х ступенчатом сжатии имеет место экономия энергии, которая пропорциональна площади индикаторной диаграммы 3-4-5-6 (рис. 1.2). Экономия энергии при сжатии газа в двухступенчатом компрессоре объясняется тем, что при охлаждении газа в промежуточном холодильнике объем газа уменьшается с Vx до Vx\ Поэтому сжатие во второй ступени начинается не в точке 4, а в точке 3. За счет этого уменьшается площадь индикаторной диаграммы, а, следовательно, и работа сжатия.
При этом не учитывается то, что в промежуточном холодильнике происходит изобарическое сжатие, на которое требуется дополнительный расход энергии. Для поддержания постоянного давления газа при его охлаждении в промежуточном холодильнике совершается работа компрессором, равная площади 1-2-3-4 (см. рис. 1.2), которая в настоящее время не учитывается (происходит повышение давления за счет постоянной подачи компрессором сжатого воздуха в промежуточный холодильник). Произведем сравнительный расчет работ одно- и двухступенчатого адиабатного сжатия 1 м воздуха с давления Рі=0,1 МПа до давления Р2=\ МПа. а) Работа сжатия при одноступенчатом адиабатном процессе сжатия [2, 4] б) Двухступенчатый адиабатный процесс сжатия [2, 4] Степень сжатия определяется при давлениях газа, измеряемого в кг/см2 и равна [2] Суммарная работа при адиабатных процессах сжатия в двух цилиндрах равна [2,4] Объем адиабатно сжатого газа в 1-й ступени Объем изотермически сжатого газа в 1-й ступени Работа, совершаемая в промежуточном холодильнике при уменьшении объема газа с Vx до Vx], равна Согласно [4], потери энергии при двухступенчатом сжатии в % от общего расхода энергии составляют: - 9,4 - на охлаждение в промежуточном холодильнике; - 4,4 - на трение в цилиндре 2-й ступени; - 2,5 - потери в клапанах. Суммарные потери, связанные с двухступенчатым сжатием, равны Таким образом, суммарный расход энергии на сжатии 1 м воздуха двухступенчатым компрессором составит 347,95 кДж, что больше на 8,6 %, чем при одноступенчатом сжатии [3]. В табл. 1.1 приведены технико-экономические показатели работы 2-х трехступенчатых компрессоров типа ЗНВ4К, изготовленных в ГДР и оснащенных клапанами ПИК. Качество изготовления машин соответствует отечественным. Удельный расход электроэнергии этими машинами на 18-20 % больше, чем отечественными двухступенчатыми компрессорами - 4М10-100/8, эксплуатирующимися на этой же шахте. Таким образом, для компрессорных машин, работающих без смазки, которые находят все большее применение (ОАО «Кизелуголь», ОАО «Севуралбокситруда», ОАО «Уралтрансгаз» и др.), двухступенчатое сжатие не имеет, с точки зрения экономии энергии, преимуществ по сравнению с одноступенчатым. Поэтому компрессоры общего назначения, сжимающие газ до 0,8 - 0,9 МПа, целесообразно выполнять одноступенчатыми. Для поршневых компрессорных машин, работающих без смазки, для изготовления компрессорных и опорных колец применяются самосмазывающиеся материалы (на основе фторопласта), имеющие недостаточную упругость, что приводит к перетечкам газа из рабочей полости цилиндра в нерабочую. Для решения этой проблемы автором разработан поршень с поршневыми кольцами, которые прижимаются к зеркалу цилиндра давлением газа, находящимся перед поршнем [44]. Таким образом, предотвращаются перетечки газа и повышается производительность поршневого компрессора. В литературных источниках [1,4] скорость движения поршня находится из выражения где S - длина хода поршня, м; г - радиус кривошипа, м; ш - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад.; с - отношение г/1; I - длина шатуна, м. При этом скорость движения поршня никак не увязывается с расходом энергии на выработку одного м3 сжатого газа. Это связано с тем, что до настоящего времени существует мнение, что удельный расход энергии не зависит от количества времени, в течение которого совершается работа. Покажем, что такое мнение является несостоятельным. Основополагающим уравнением, определяющим величину выполненной работы, является где F - сила, производимая работу; dS - дифференциал пути. Работа выполняется силой F, которая действует на тело в промежуток времени от /, до t2. Поэтому правильно написать общее уравнение, связывающее расход энергии W с произведенной работой, используя импульс силы [6] где е - энергетический эквивалент импульса силы, имеющего размерность скорости. Расшифровывая уравнение (1.5) по затратам энергии на составляющие, получим общее уравнение расхода энергии при совершении работы - расход энергии, необходимой для совершения работы (на изменение внутренней энергии - сжатие газа, или на изменение потенциальной энергии тела массой т (подъем тела массой т)); Wy - энергия, необходимая на удержание поршня, на который действует перепад давления газа); W/ - энергия, теряемая в парах трения; WB _ энергия, необходимая для преодоления сопротивления среды (воздушной, жидкой), окружающей машину.
Теоретические положения для разработки новых конструкций клапанов
Вопросу совершенствования клапанов поршневых компрессорных машин было уделено много внимания на Всесоюзной конференции по компрессорным и вакуумным машинам [17]. В решениях этой конференции отмечалось, что «из-за плохой работы клапанов наши компрессорные машины по своему техническому совершенству уступают машинам лучших иностранных фирм».
Касаясь вопроса долговечности клапанов, профессор кафедры компрессоростроения Ленинградского политехнического института В. А. Дмитриевский и канд. техн. наук И. Б. Пирунов в своих работах подчеркивают, что «Проблема долговечности клапанов поршневых компрессоров является одной из насущных в отечественном компрессоростроении. Отсутствие надежных в работе клапанов сдерживает дальнейшее развитие поршневого компрессоростроения» [17].
Таким образом, вопросы, связанные с исследованием и совершенствованием клапанов поршневых компрессорных машин, представляют проблему, имеющую исключительно важное научное и прикладное значение как в области поршневого компрессоростроения, так и в области повышения эффективности работы компрессорных станций и приемников сжатого воздуха, поэтому решением их занимались многие авторы [14 -17,46 - 57].
Вопросами исследования и совершенствования клапанов занимаются сотрудники высших учебных заведений (УПИ, УГГУ, ЛПИ, МГМИ и др.), а также специализированные лаборатории -ЛенНИИХиммаш. Однако до сих пор не разработаны воздухораспределительные органы поршневых компрессоров, удовлетворяющие основным требованиям, предъявляемым к ним. Создавшееся положения объясняется тем, что некоторые из этих требований противоречивы. Например, надежность и минимальная масса подвижных частей клапана, а также и то, что проводимые исследования устанавливают влияние лишь отдельных факторов на работу воздухораспределительных органов, что не приводит к значительному их совершенствованию.
Так, очень большое внимание уделяется вопросу работы пружин, сопротивлению клапанов при протекании воздуха и т. п., причем все эти исследования проводятся в статическом состоянии рабочих органов клапана без учета целого ряда других факторов, влияющих на его работу. Такой метод исследований не может решить проблемы, связанные с совершенствованием воздухораспределительных органов. Последнее подтверждается эксплуатационными показателями прямоточных клапанов конструкции ЛенНИИХиммаша (автор проф. Френкель М. И.) [81].
Эти клапаны, как поОказывают исследования, по своим технико-экономическим и термодинамическим показателям уступают обычным кольцевым клапанам, имеющим нормальный натяг пружин и хорошую герметичность. Последнее объясняется тем, что в названной конструкции основное внимание при их разработке было уделено принципу прямоточности, тогда как работа клапанов во многом зависит от их конструктивных и эксплуатационных свойств. Поэтому, несмотря на прямоточность и развитое живое сечение, клапаны в работе не обеспечивают ни увеличения производительности компрессоров, ни снижения удельного расхода электроэнергии по сравнению с обычными кольцевыми клапанами.
Научные разработки, связанные с дальнейшим совершенствованием клапанов, должны проводиться в направлении коренного изменения взглядов как на основные, так и на эксплуатационные свойства воздухораспределительных органов, которые определяют работу клапанов и поршневых компрессоров в целом.
Следовательно, совершенствование клапанов должно идти не в дифференциальном исследовании отдельных параметров (потери мощности в клапанах, работа пружин и т. п.), а в обобщении всех факторов, влияющих на работу клапанов, включая их эксплуатационные свойства.
Проблема улучшения работы воздухораспределительных органов может быть решена при использовании интегрального метода исследований, который дает возможность учитывать всю сложность работы этих ответственных узлов поршневых компрессорных машин.
Такое направление при решении данного вопроса дает возможность соединить в единое целое как термодинамические, так и эксплуатационные свойства клапанов, так как эксплуатационные свойства клапанов (как показывает изучение многолетнего опыта эксплуатации) оказывают существенное влияние на конечные результаты работы компрессорных машин. Так, кольцевые клапаны до ремонта обеспечивают сравнительно неплохие показатели работы компрессоров, однако после установки пластин, изготовленных в условиях предприятий, работа компрессоров резко ухудшается.
С учетом высказанных соображений при решении вопроса, связанного с коренным улучшением работы клапанов, основные теоретические положения должны сводиться к следующему. 1. Важным эксплуатационным показателем клапанов является их герметичность, влияющая на объемные и энергетические потери при работе компрессора. С целью обеспечения быстрой приработки седла и пластин рекомендуется изготовлять их из разнорядных материалов. Так седла клапанов СГИД, изготовленные из сплава АМТ-6, а пластины из стали 65Г, прирабатывались друг к другу в течение 150 ч (АО «Уралэлектромедь»). 2. Другим важным фактором является износостойкость клапанов. Как отмечалось выше, этому вопросу было уделено много внимания на Всесоюзной научно-технической конференции по компрессорным и вакуумным машинам [17]. Разрушение пластин и износ уплотнительных кромок клапанов происходит вследствие удара пластин о седло и ограничитель подъема. Следовательно, для повышения долговечности клапанов необходимо устранить причины, вызывающие разрушение пластин и уплотнительных кромок воздухораспределительных органов. С этой целью в клапанах СГИД и СГИЦ пластинки поставлены вертикально, что дало возможность снизить влияние массы подвижных частей клапана (пластин) на его работу. При таком конструктивном оформлении пластины клапана в процессе его работы колеблются только в верхней части. Для снижения ударных нагрузок ограничитель подъема пластин клапана устранен и заменен продольными пружинами. Вертикальное расположение пластин и применение пружинных ограничителей подъема обеспечили практически безударную работу клапанных пластин, что благоприятно отразилось на уменьшении разрушения как самих пластин, так и уплотнительных кромок клапана. Такое решение дало возможность увеличить срок службы клапанов до нескольких десятков тысяч часов (15000 - 20000). Известно, что пластины кольцевых клапанов, изготовленных из качественной стали с необходимой термообработкой, работают около 5000 10000 ч.
Исследования оптимальной скорости истечения газа в клапанах СГИД и СГИЦ
Проходное сечение клапанов поршневого компрессора определяется оптимальной скоростью истечения газа через них. Из гидродинамики известно, что потери в любом дроссселирующем узле (в нашем случае - в клапане) пропорциональны квадрату скорости движения текучего. При скоростях истечения не выше 100 м/с можно считать воздух практически несжимаемым, т. к. изменение плотности его не превышает 2 %. В этом случае потери давления при протекании газа определяются уравненим [63] где V- скорость газа в клапане; g - ускорение свободного падения; 5 - коэффициент сопротивления; р - плотность газа. Стремление уменьшить потери давления в клапанах наталкивается на противоречивые требования, связанные с тем, что с увеличением живого сечения клапана происходит увеличение вредного пространства и снижение герметичности воздухораспределительных органов (т. к. увеличивается число щелей, а следовательно, увеличивается длина уплотнительной кромки). Кроме того, на определение оптимального живого сечения клапанов для того или иного компрессора в значительной степени влияют качество изготовления клапанов, чистота поверхностей уплотнительных кромок седла и пластин, сжимаемый газ, запыленность газа, аэродинамические качества, масса подвижных частей и т. д. В работе [2] авторами рекомендуются следующие оптимальные скорости движения газа через клапаны: а) полосовые и многопроходные с кольцевыми пластинами V =20-60 м/с; б) с коническими тарелками - V= 30- 80 м/с; в) со сферическими тарелками - V= 50-И20 м/с; г) прямоточные клапаны - V- 50-И 50 м/с. А. С.
Ильичев [40] предлагает принимать скорость потока газа в клапанах от 20 до 30 м/с. Для прямоточного клапана типа ПИК М. И. Френкель [1] рекомендует принимать скорость воздуха порядка 76 м/с. Широкие диапазоны рекомендуемых скоростей ставят в затруднительное положение конструкторские отделы компрессорных заводов при проектировании клапанов. Поэтому с целью уточнения диапазона оптимальных скоростей газа в клапанах СГИД и СГИЦ (для машин общего назначения) были проведены эксперименты на компрессоре 2СА-10/8, работающем с угловой скоростью вращения 33,5 рад./с. Эксперимент проводился в пять этапов: 1. На компрессоре установлено 12 клапанов. ЦНД - 4 всасывающих, 4 нагнетательных; ЦВД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных. Проходное сечение каждого клапана SK = 32,6 см . 2. Установлено 10 клапанов. ЦНД - 4 всасывающих, 2 нагнетательных; ЦВД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных. Проходное сечение одного клапана SK = 32,6 см . 3. На компрессоре установлено 8 клапанов. ЦНД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных; ЦВД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных. Проходное сечение одного клапана SK = 32,6 см2. 4. Установлено 8 клапанов. ЦНД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных; ЦВД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных. Проходное сечение клапана SK = 32,6 см2. 4. Установлено 8 клапанов. ЦНД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных; ЦВД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных. Проходное сечение одного клапана SK = 25,0 см2. В клапане перекрыто 2 щели. 5. На компрессоре установлено 8 клапанов. ЦНД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных; ЦВД - 2 всасывающих, 2 нагнетательных. Проходное сечение каждого клапана SK = 20,8 см . В клапане перекрыто три щели. Данные эксперимента и расчетов занесены в табл.3.2. Средняя скорость воздуха во всасывающем клапане ЦНД рассчитывалась с учетом времени открытия клапанов, которое составляет 0,42 % от всего времени цикла. Условная скорость воздуха в клапане определялась из выражения [1] где VK - средняя скорость воздуха в клапане; а - коэффициент расхода клапана, равный [93]: где 5 - коэффициент сопротивления клапана. Коэффициент сопротивления клапанов СГИД лежит в пределах 1,4 1,6; при перепаде давления до и после клапана он равен 0,002 0,003 МПа (см. раздел 3.3). Средняя скорость воздуха VK всегда несколько меньше условной скорости за счет потерь динамического напора в клапане. По данным табл. 3.2 построены графические зависимости удельного расхода электроэнергии и коэффициента подачи от условной скорости воздуха в клапане при давлении на выходе компрессора 0,8 МПа (рис. 3.3 и 3.4). Из рисунков видно, что оптимальные условные скорости воздуха для клапанов СГИД лежат в пределах Vyc = 40 70 м/с.
Исследование влияния клапанов различных конструкций на технико-экономические показатели работы компрессоров
Как было отмечено, сравнительные критерии проф. С. Е. Заха-ренко в полной мере не предопределяют выбора конструкции клапанов. Для окончательного решения вопроса необходимо знать технико-экономические показатели работы компрессорных машин, которые обеспечиваются выбранным типом клапанов. С целью определения указанных параметров работы машин с различными типами клапанов нами были проведены многочисленные эксперименты, порядок которых заключался в следующем: - готовились комплекты различных типов клапанов, каждый из которых должен был предварительно отработать не менее 200 часов; - собиралась схема для комплексного испытания компрессора; - компрессор испытывался вначале, например, с кольцевыми клапанами, а затем с прямоточными. Так были испытаны компрессорные машины «В-300-2К», «5Г-100-8», «160В-20/8», «ВП-50/8» и «2СА-10/8», нашедшие широкое применение как на рудниках, так и на других предприятиях страны [78-81]. Экспериментальные и расчетные данные сравнительных исследований работы поршневых компрессоров с кольцевыми, прямоточными клапанами СГИД и ПИК приведены в табл. 4.3, 4.4 и 4.5. В табл. 4.4 представлены экспериментальные материалы сравнительных испытаний кольцевых и прямоточных клапанов СГИД. Кроме названных конструкций клапанов сравнительным испытаниям подвергались прямоточные клапаны типа ПИК, изготовленные предприятиями «Уралэнергоцветмет» (табл. 4.4), «Средэнергоцветмет» и специализированным заводом «Венибе» (табл.4.5, составленная по экспериментальным материалам работников предприятия «Ювэнергочермет», г. Ростов).
Табл. 4.4 и 4.5 дополнены индикаторными диаграммами (рис.4.2 и 4.3), снятыми со всех рабочих полостей компрессоров «В-300-2К» и «5Г-100/8», при работе последних с различными конструкциями клапанов. Анализ экспериментальных данных показывает, что замена кольцевых клапанов на прямоточные СГИД позволяет: 1) Повышать производительность компрессоров, а именно: 2) Понизить удельный расход электроэнергии, кВт ч/м - от 3 до 11%. Различный процент повышения производительности и снижение удельного расхода электроэнергии компрессорными При этом прослеживается закономерность, что замена кольцевых клапанов на клапаны СГИД на быстроходных компрессорах дает больший эффект, чем на тихоходных. Это происходит за счет лучшей динамической герметичности клапанов СГИД по сравнению с кольцевыми, которая особенно сказывается на высокооборотных компрессорных машинах. Кроме того, замена кольцевых клапанов на прямоточные СГИД позволяет: - улучшить термодинамический режим работы компрессора, так как температура воздуха на выходе ЦНД и ЦВД снижается в среднем на 5 - 7 К; - повысить объемный коэффициент и коэффициент подачи компрессора в среднем на 5 - 6 %. Сравнение экспериментальных данных по прямоточным клапанам ПИК и СГИД показывает: - клапаны СГИД, изготовленные мастерскими УГГУ, и клапаны ПИК в изготовлении специализированного завода «Венибе» практически обеспечивают одинаковые технико-экономические показатели работы машины (см. табл. 4.5); - установка прямоточных клапанов ПИК, изготовленных пред-приятиями «Уралэнергоцветмет» и «Средаэнергоцветмет» приво-дит к понижению производительности компрессоров и повышению удельного расхода энергии, по сравнению как с клапанами СГИД, так и с кольцевыми клапанами заводского изготовления. Анализ приведенных индикаторных диаграмм компрессоров «В-300-2К» и «5Г-100/8» (рис.4.2 и 4.3) дает основание утверждать, что принцип прямоточности клапанов СГИД и ПИК, практически, не влияет на увеличение производительности машин, так как она, в основном, зависит от объема мертвого пространства клапанов, клапанных гнезд и полостей цилиндров, а также от герметичности воздухораспределительных органов. В связи с неудовлетворительной работой как кольцевых, так и прямоточных клапанов типа ПИК создавались две ведомственные комиссии для выбора конструкции воздухораспределительных органов поршневых компрессоров, повышающих давление газов (природный газ, воздух) при разных условиях их эксплуатации. Первая комиссия ставила задачи, связанные исследованием работы клапанов ПИК и СГИД на газомотокомпрессорах типа 10ГК1/23-42, 10ГКН1/16-40. Ведомственная комиссия была назначена и утверждена 25.04.73. заместителем министра газовой промышленности Динковым В. А. и работала под председательством старшего инженера Главтрансгаза Щедровича А. Я. Исследования проводились с 25 по 27 июля 1973 г. на компрессорной станции поселка Белоусово (г. Обнинск, Московская область). Акт сравнительных испытаний самодействующих клапанов ПИК и СГИД утвержден первым заместителем газовой промышленности СССР М. Сидоренко 21.08.73. В процессе исследования работы клапанов ПИК и СГИД измерялась производительность газомотокомпрессора, снимались индикаторные диаграммы (осциллограммы) с полостей компрессорных цилиндров, фиксировались давления газа на всасывании и на нагнетании, его температура, число оборотов и другие эксплуатационные параметры. Проведению испытаний предшествовало определение критерия плотности обоих типов предварительно приработанных клапанов.
Критерий плотности составил: - клапаны ПИК-155 - 12 - 20 с; (среднее значение по 16 клапанам 18 с); - клапаны СГИД-155 - 40 - 70 с; (среднее значение по 16 клапанам 51 с). Производительность газомотокомпрессора с различными типами клапанов определялась в интервале повышения степеней давления газа от 1,4 до 2,6. Замена клапанов ПИК-155 на СГИД-3 на газомотокомпрес-соре 10 ГК позволила поднять производительность машин в пределах 6,5 - 14 % (меньший процент - для большей степени сжатия). За 6 месяцев эксплуатации наработка на отказ из-за неисправности клапанов типа СГИ-3 составила на КС УМГ Бухара-Урал - 1195 ч, а клапанов типа ПИК-155 на той же КС и при тех же условиях работы за первое полугодие - 203 ч. Выводы и рекомендации комиссии даны в приложение Г. Учитывая рекомендации комиссии, в ремонтных мастерских УМГ Бухара-Урал в г. Екатеринбурге было организовано производство клапанов СГИД, которыми оснащались все газо-мотокомпрессоры, выпускаемые Горьковским заводом «Двигатель революции». Вторая комиссия занималась исследованием работы клапанов кольцевых, прямоточных типа ПИК и СГИД на компрессорных установках шахт Донбасса. В 1975 г. перед научными сотрудниками института Горной механики и технической кибернетики им. М. М. Федорова Министерством угольной промышленности Украины была поставлена задача обосновать выбор оптимальной конструкции воздухораспределительных органов для компрессорных установок шахт Донбасса, которые были оснащены клапанами ПИК и кольцевыми (КТ).
