Содержание к диссертации
Введение
1. Клапаны поршневых компрессоров 10
1.1. Компрессоры в промышленности 10
1.2. Применение поршневых компрессоров в горной промышленности 12
1.3. Показатели работы клапанов поршневых компрессоров... 13
1.4. Конструкции клапанов поршневых компрессоров 17
1.5. Пути улучшения работы клапанов поршневых компрессоров 33
2. Методика эксперимента 37
2.1. Предмет исследования 37
2.2. Устройства для гибки ленты 38
2.3. Определение натяга ленты клапана 44
2.4. Определение скорости движения замыкающего органа клапана 48
3. Исследование основных технических характеристик запорных органов клапанов 54
3.1. Определение напряжений в запорном органе прямоточного клапана поршневого компрессора 54
3.2. Исследование натяга запорных органов клапанов 64
3.3. Обоснование толщины запорного органа клапана 78
3.4. Определение скорости движения запорного органа 84
4. Методика определения конструктивных параметров клапана 87
4.1. Разработка классификации прямоточных клапанов 87
4.2. Методика определения конструктивных параметров седла клапана 90
4.3. Методика определения конструктивных параметров запорного органа клапана 95
4.4. Получение ленты заданного радиуса кривизны 103
4.5. Обоснование повышения эффективности работы клапана поршневого компрессора 108
4.6. Имитационные модели надежности клапанов 112
4.7. Экспериментальное определение показателей надежности клапанов 121
Заключение 124
Библиографический список 126
Приложение 139
- Применение поршневых компрессоров в горной промышленности
- Устройства для гибки ленты
- Исследование натяга запорных органов клапанов
- Методика определения конструктивных параметров седла клапана
Введение к работе
Актуальность темы. Энергия сжатого воздуха применяется при бурении, погрузке и транспортировании полезного ископаемого, а также при проветривании выработок и т. п. Машины, работающие на этой энергии, надежны в работе, конструктивно просты, сравнительно недорогие и обеспечивают высокую безопасность труда. Удельный вес их в энергопотреблении горных предприятий с подземным способом добычи полезного ископаемого доходит до 20 – 30 %. Потери производительности компрессора, обусловленные его конструктивными особенностями и износом, а также затраты на производство сжатого воздуха имеют тенденцию к увеличению, особенно характерную для последних десяти лет. Низкие технико-экономические показатели функционирования шахтных компрессоров позволяют сделать вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.
Следовательно, работы, направленные на решение научной проблемы энергосбережения при производстве и транспортировке сжатого воздуха в горнодобывающей промышленности, имеют важное хозяйственное значение.
Одним из основных узлов, связанным с существенным потреблением подводимой к коленчатому валу компрессора энергии, является клапан. Проблема совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров представляет собой важную научно-практическую задачу, актуальность которой не уменьшается, поскольку энергоэффективный путь хозяйствования в условиях рыночных отношений не имеет альтернативы
Существующие клапаны поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним горной промышленностью. Следовательно, разработка конструкций энергосберегающих клапанов, повышающих эффективность и надежность поршневых компрессоров (ПК), является актуальной задачей.
Связь темы диссертации с государственными программами. Работа выполнялась в соответствии программой Федерального агентства по образованию при Министерстве образования и науки России «Развитие теории мониторинга и эффективности сложных электромеханических систем горного производства» (№ гос. Рег. 0120023922).
Объект исследования. Поршневые компрессоры для горной и других отраслей промышленности.
Предмет исследования – запорные органы прямоточных клапанов поршневых компрессоров.
Целью работы является обоснование и расчет конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов для снижения энергопотребления поршневыми компрессорами.
Идея работы заключается в применении новой конструкции прямоточного клапана поршневого компрессора.
Методы исследований, включающие в себя обобщение и анализ литературных источников, теоретические и экспериментальные (промышленные и лабораторные) методы исследования, базирующиеся на классических законах математики и физики, а также физическое моделирование.
Научные положения, выносимые на защиту:
взаимосвязь напряженно-деформированного состояния, возникающего в запорном органе при установке в клапан и работе компрессора, с конструктивно-технологическими параметрами клапана ПК;
обоснование граничных значений толщины запорного органа при заданных конструктивно-технологических параметрах клапана и материала для его изготовления;
распределение натяга запорного органа по периметру паза седла клапана и его взаимосвязь с конструктивно-технологическими параметрами клапана;
классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.
Научная новизна работы
Получено аналитическое выражение, описывающее взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе при установке его в клапан и работе компрессора, материала запорного органа с его конструктивно-технологическими параметрами, на основании которого разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров.
Обоснованы конструктивно-технологические параметры запорного органа клапана с концентрично расположенными пазами.
Установлены граничные значения толщины запорного органа клапана и предложено условие выбора материала для его изготовления при заданных конструктивных параметрах новой конструкции клапана.
Разработаны имитационные модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие адекватно описать весь период эксплуатации клапанов, включая периоды приработки и старения.
Практическая ценность работы
Разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров, защищенные авторскими свидетельствами и являющиеся взаимозаменяемыми с существующими клапанами, что позволяет устанавливать их на серийно выпускаемые поршневые компрессоры.
Предложена методика расчета конструктивно-технологических параметров клапана ПК.
Разработаны рекомендации по технологии получения запорного органа клапана ПК с заданными параметрами.
Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования запорных органов клапанов поршневых компрессоров, 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 результатов работы. Основные научные положения работы внедрены в производство Уральским заводом новых технологий. Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1990 руб. на один клапан.
Апробация работы. Результаты работы докладывались на международной научно-технической конференции «Новые материалы и технологии в машиностроении» (г. Брянск, 2007 г.), Молодежной научно-практической конференции, проводимой в рамках Уральской горнопромышленной декады (г. Екатеринбург, 2007 г.), VI Международной научно-технической конференции «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2008 г.),
Личный вклад автора заключается в
выведении уравнения, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан и работе компрессора, материал запорного органа и его конструктивно-технологические параметры;
разработке методик исследования запорного органа клапана и расчета конструктивно-технологических параметров клапана и его запорного органа;
предложенной классификации прямоточных клапанов, основанной на форме запорного органа – ленты;
разработке новых конструкций газораспределительных органов поршневых компрессоров;
установлении граничных значений величины толщины запорного органа клапана и условия выбора материала при заданных конструктивных параметрах клапана и параметрах его эксплуатации.
Публикации. По теме работы автором опубликовано восемь работ, в том числе две в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях.
Структура и объем. Работа состоит из введения, четырех глав, заключения и двух приложений. Содержание работы изложено на 108 страницах машинописного текста, включает 55 рисунков и 16 таблиц. Библиографический список содержит 112 наименований.
Применение поршневых компрессоров в горной промышленности
Типичным представителем компрессоров является поршневой [3, 4]. Он отличаются от компрессоров других типов высокой экономичностью, простотой конструкции, обслуживания и ремонта, большей надежностью. По численности поршневые компрессоры составляют около 80 % всего компрессорного парка страны [3, 4, 8].
В настоящее время, например, в ОАО «Севуралбокситруда» находится в эксплуатации 44 поршневых компрессорных маши-ны производительностью 4150 м /мин., установленных на 7 компрессорных станциях шахт и бетонном заводе. Кроме того, будет происходить дальнейшее увеличение мощности пневмохозяиства за счет установки дополнительных компрессоров, что связано с вводом в эксплуатацию новой шахты. На компрессорной станции шахты «Естюнинской» работает 5 поршневых компрессорных установок (4 типа 4ВМ10-100/8 производства России и 1 компрессор ЗНВ4К-315/520 производства Германии) производи-тельностью около 100 м /мин каждый. Одновременно работает 3 - 4 компрессорные машины. На привод каждой расходуется свыше 430 кВт-ч электроэнергии.
Вследствие широкого применения поршневых компрессорных машин во многих 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, воздухо-распределения, расчета бурильных молотков и пневматических сетей.
Труды докторов техн. наук Фролова П. П., 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., Бру-силовского И. В., Миняева Ю. Н. и др. способствовали повышению эффективности работы не только компрессорных установок, но и всего рудничного компрессорного хозяйства вцелом.
В течение последних 50 лет сотрудники Уральского горного университета проводили исследования состояния шахтных и заводских компрессорных установок и их пневматических сетей [].
Исследования проводились с целью выявления причин, снижающих эффективность работы компрессорных установок и разработки мероприятий, направленных на их устранение.
Кроме определения основных параметров работы компрессорных машин (производительности и удельного расхода электроэнергии) в процессе экспериментов снимались в каждой рабочей полости цилиндра индикаторные диаграммы сжатия газа.
Анализ индикаторных диаграмм подтвердил неудовлетворительное состояние воздухораспределительных органов компрессорных машин. Большинство диаграмм имеют более пологие линии сжатия и более крутые линии расширения по сравнению с нормальными диаграммами, что указывает на утечки в клапанах [7].
Для анализа технического состояния исследованных компрессорных машин была составлена табл. 1.1 [16], которая позволила проанализировать технико-экономические показатели работы установок. Из табл. 1.1 видно, что при снижении производительности компрессоров в среднем на 15 - 20 %, увеличивается удельный расход электроэнергии на 10 - 20 %.
Устройства для гибки ленты
В конструкциях различных изделий машиностроения широко применяются тонкостенные детали, изготовляемые методами пластического формообразования из листового и профильного металла [55 - 60]. Эти детали характеризуются различными геометрическими параметрами и изготовлены из различных материалов.
В качестве материала запорного органа клапана (рис. 2.1) применяется стальная холоднокатаная лента, геометрические параметры которой находятся в пределах от 0,1 до 0,6 мм по толщине и от 10 до 30 мм по ширине [4-7]. Механические свойства некоторых холоднокатаных лент, выполненных из различных марок сталей представлены в табл. 2.1.
Для прямоточных клапанов [25 - 28], разработанных научным коллективом Уральского государственного горного университета (УГГУ), при участии автора, было разработано и изготовлено полупромышленное двухвалковое приспособление (рис. 2.2) для гибки ленты, применяемой в клапанах СГИ с прямыми пазами.
Приспособление представляет собой конструкцию, состоящую из двух вращающихся от зубчатой передачи жестких (цельнометаллических) валков (2), и отклоняющего (изгибающего ленту) вали-ка (3), установленных в корпусе (не показан). Сам корпус приспособления устанавливался в слесарные тиски.
Ленту (7) пропускают в пространство (зону контакта) между валками (2), которые направляют её к отклоняющему валику (3). На выходе из зоны контакта, с учетом упругости материала, лента получает остаточную кривизну, зависящую по величине от параметра настройки приспособления (положение отклоняющего валика (3)). При изменении положения отклоняющего - изгибающего ленту валика (3) до определенного значения, кривизна заготовки стремится к кривизне жесткого верхнего валка, и дальнейшее его изменение не приводит к нарастанию кривизны. Кривизна получаемой детали зависит только от соответствующей настройки положения отклоняющего (изгибающего) ленту валика (3).
Также невозможно получить заданную кривизну на участках ( 1/4 длины) по концам ленты. Контроль кривизны осуществляется только после завершения процесса прокатки. Поэтому возникает необходимость прокатывать ленту несколько раз для получения заданной формы.
Вместе с тем процессы формообразования тонкостенных листовых деталей в промышленности, вследствие их новизны, еще не имеют должного освещения в технической литературе [64].
Данное приспособление для гибки ленты прямоточных клапанов СГИ (с прямым пазом), не позволяет получать ленту за данной кривизны из-за применяемой схемы гибки - на жестких валках с контролем результата после завершения процесса.
В совокупности эти недостатки выражаются в повышении трудоемкости изготовления запорного органа (ленты) и малой производительности труда.
В конструкциях прямоточных клапанов с запорным органом в виде разрезанного кольца должна применяться лента с переменным радиусом кривизны [23, 25 - 28]. Вышеописанное приспособление не позволяет получать такую ленту. В связи с этим появилась необходимость в создании соответствующей установки.
Для устранения указанных выше недостатков известного приспособления, автором была разработана и изготовлена лабораторная установка для гибки ленты с переменной кривизной, схема которой приведена на рис. 2.3.
Гибка ленты, в разработанной установке, осуществляется по одновалковой схеме с применением эластичного элемента, выполненного в виде покрытия плоского основания [66 - 69]. Установка монтируется в пазах хобота горизонтально-фрезерного станка марки 6Н81Г (рис. 2.4) и закрепляется.
Исследование натяга запорных органов клапанов
Следующим важным параметром запорного органа является натяг. От величины натяга запорного органа (радиального давления ленты на седло клапана), обеспечивающего своевременность открытия и закрытия пластин воздухораспределительных органов, зависит аэродинамическое сопротивление клапана. Отклонение величины натяга от оптимальной, в значительной степени ухудшает как термодинамические, так и технико-экономические показатели компрессора [33, 34].
Слабый натяг запорного органа уменьшает потери давления газового потока, проходящего через клапан, но за счет несвоевременного перекрытия проходных щелей пластинами, снижает производительность компрессорной машины (за счет перетечек газа).
При завышенной величине натяга полного открытия клапана не происходит, вследствие чего наблюдается дросселирование газового потока, которое увеличивает потери давления газа в клапане.
Поэтому, независимо от конструктивного исполнения воздухораспределительных органов, при их изготовлении необходимо строго выдерживать оптимальный натяг запорного органа с целью синхронизации (одновременного открытия) их работы.
Различными авторами [8, 16, 19, 63] рекомендуется следующий натяг пружин (запорных органов) открытого клапана (табл. 3.3). Значительное расхождение величин натягов пружин открытого клапана вызывает необходимость проведения дополнительных исследований.
Для прямоточных клапанов расчет усилия пружин М. И. Френкель [19] рекомендует вести на момент полного открытия клапана. Известно [16], что натяг ленточных пружин клапанов СГИД и СГИЦ зависит от материала ленты, технологии изготовления, а также от конструктивных параметров клапана, определяющих геометрические параметры ленты (ширины, длины, толщины и радиуса изгиба).
Методика определения конструктивных параметров седла клапана
Многолетняя практика конструирования и эксплуатации воздухораспределительных органов поршневых компрессоров показывает, что геометрические параметры седла клапана, которые, в значительной степени, определяют величину вредного пространства, аэродинамические потери и работоспособность его в целом, имеют большое значение [37, 51, 52].Объем седла любого клапана конструктивно включает в себя вредное пространство, уменьшающее эффективность работы компрессора, являющееся функцией двух параметров: проходного сечения клапана и высоты клапана [33, 34].
Расчет седла клапана СГИк (дискового) сводится к определению количества пазов и живого сечения. При расчете возникает необходимость решить задачу оптимизации числа пазов и каналов для прохода газа при заданном конструкцией компрессора посадочном диаметре и перепаде давления.
С целью сохранения постоянной величины скорости протекания газа в канале седла и на его выходе (под пластиной) расчет числа отверстий следует проводить для торца седла, обращенного к ограничителю (3) (рис. 1.8). Пазы нумеровали от периферии к центру. где Dc - диаметр посадочного гнезда клапана, мм, Нк - высота седла клапана, мм, a - угол отклонения газового потока в седле от оси рабочего паза, град, с - расстояние от канала для прохода газа до периферии клапана, мм, а - ширина уплотнительной кромки, мм. По рекомендации авторов [8, 19], для различных типов клапанов, а= 1,5 + 3 мм. Ширину уплотнительной кромки в зависимости от перепада давления до и после клапана, можно определить из рис. 4.6 [16].
