Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор литературы. постановка задач исследований. 9
1.1. Конструкции поршневых колец 9
1.2. Исследования уплотняющей способности поршневых колец 16
1.3. Исследования износостойкости сопряжения поршневое кольцо-цилиндр 19
1.4. Постановка задач исследований 29
2. Теоретическое исследование по оптимизации поршневого уплотнения бессальникового холодшіьного компрессора . 30
2.1. Теоретический анализ состояния слоя смазки в сопряжении поршневое кольцо-цилиндр холодильного компрессора 31
2.2. Определение параметров пара хладагента в полости между поршневыми кольцами работающего холодильного компрессора 48
2.3. Аналитическое определение толщины масляного слоя между поршневым кольцом и цилиндром и геометрических параметров оптимального профиля рабочей поверхности поршневого кольца 60
2.4. Основные результаты и выводы 73
3. Экспериментальное исследование трения и изнашивания поршневых колец с различным профилем рабочей поверхности 75
3.1. Разработка технологии получения расчетного профиля поршневых колец 76
3.2. Стенд для сравнительного испытания поршневых колец с различным рабочим профилем в составе бессальникового холодильного компрессора 80
3.3. Методика проведения испытаний на износостойкость поршневых колец с различными рабочими профилями 84
3.4. Результаты испытаний на износостойкость поршневых колец с различными рабочими профилями 90
3.5. Испытания по определению мощности трения компрессора 2ФУБС9 при его работе с поршневыми кольцами с различными рабочими профилями и изготовленными из различных материалов 94
3.6. Основные результаты и выводы 97
4. Исследование по оптимизации геометрических параметров поршневого уплотнения бессальникового холодильного компрессора 99
4.1. Аналитический метод определения параметров хлад агента в цилиндре компрессора за один рабочий цикл 100
4.2. Математическая модель поршневого уплотнения компрессора 105
4.3. Результаты оптимизации геометрических параметров поршневого уплотнения холодильного компрессора. 109
4.4. Определение коэффициента подачи компрессора 2ФУБС9 при различном конструктивном исполнении его поршневого уплотнения 116
4.5. Основные результаты и выводы 121
5. Методика расчета износа деталей малых холодильных компрессоров 122
5.1. Общая характеристика процесса трения и износа (по И.В.Крагельскому) 122
5.1.1. Изнашивание при упругом контакте . 128
5.1.2. Изнашивание при пластическом контакте. 130
5.1.3. Изнашивание при микрорезании 131
5.2. Условия смазки и изнашивания деталей холодильных компрессоров 133
5.3. Методика расчета износа деталей подшипниковых сопряжений холодильного компрессора 135
5.4. Методика расчета износа деталей сопряжения поршневое кольцо-цилиндр холодильного компрессора 148
5.5. Основные результаты и выводы 160
Заключение 162
Литература 165
Приложение 178
- Исследования уплотняющей способности поршневых колец
- Определение параметров пара хладагента в полости между поршневыми кольцами работающего холодильного компрессора
- Стенд для сравнительного испытания поршневых колец с различным рабочим профилем в составе бессальникового холодильного компрессора
- Математическая модель поршневого уплотнения компрессора
Введение к работе
ХХУІ съезд КПСС в "Основных направлениях экономического и социального развития СССР на І98І-І985 гг. и на период до 1990 года" определил, что развитие науки и техники должно быть еще в большей мере подчинено решению экономических и социальных задач Советского общества, ускорению перевода экономики на путь интенсивного развития, повышению эффективности общественного производства. Претворение в жизнь этих важнейших задач возможно лишь на базе комплексного решения проблемы повышения качества, надежности, экономичности и производительности машин и оборудования, снижения их материалоемкости и энергопотребления.
В процессе эксплуатации происходит снижение теплоэнергетических характеристик холодильного компрессора, вследствие изнашивания его деталей, в частности цилиндро-поршневой группы. Для уплотнения зазора поршень-цилиндр поршневой машины, в том числе и холодильных компрессоров с диаметром цилиндров более 50 мм, применяются поршневые кольца. Задача повышения надежности работы поршневого уплотнения относится к числу научных и инженерных проблем, не теряющих своей актуальности с течением времени. Поэтому, несмотря на постоянное совершенствование конструкции поршневых холодильных компрессоров и их производства, износостойкость их деталей и тесно связанная с ней проблема сохранения теплоэнергетических характеристик компрессора в допустимых пределах в течение всего периода эксплуатации, является задачей еще не решенной и продолжающей привлекать серьезное внимание конструкторов, технологов, эксплуатационников. В связи с этим в последнее время Э.М.Бежанишвили, В.И.Смысловым, М.П.Кашкиным,
В.С.Ястребовым, Г.Найорком и др. выполнен ряд исследований по определению и повышению изностойкости деталей поршневых холо-лодильных компрессоров, в том числе гильз цилиндров и поршневых колец.
Однако в виду чисто экспериментальных исследований, выполненных указанными авторами, на их основе не представлялось возможным оптимизировать геометрические параметры поршневого уплотнения бессальникового холодильного компрессора, рабочего профиля поршневого кольца, а также разработать методику расчета износа важнейших деталей такого компрессора.
Оптимизацию поршневого уплотнения холодильного поршневого компрессора необходимо проводить на базе комплексного исследования условий трения и изнашивания поршневых колец и влияния износа поршневых колец и конструкции поршневого уплотнения на теплоэнергетические показатели компрессора. Обеспечение высокой износостойкости сопряжения поршневое кольцо-цилиндр позволит сохранять хорошую уплотнительную способность комплекта поршневых колец в течение всего срока их эксплуатации. Повышение износостойкости поршневых колец и гильз цилиндров холодильного компрессора связано с комплексом конструкторских и технологических мероприятий, основанных на результатах исследований в следующих направлениях: применение наиболее износостойких материалов и покрытий; применение деталей с оптимальной геометрией рабочей поверхности; улучшение охлаждения цилиндро-поршневой группы (особенно у низкотемпературных компрессоров; исследование и более полное использование преимуществ гидродинамической смазки в сопряжениях. В связи с этим в диссертации поставлены и решаются следующие задачи:
теоретическое исследование и математическое моделирование на ЭВМ работы сопряжения поршень-поршневое кольцо-цилиндр и
всего поршневого уплотнения холодильного компрессора с диаметром цилиндров от 67,5 до 115 мм;
оптимизация рабочего профиля рабочей поверхности поршневого компрессионного кольца с целью обеспечения гидродинамического режима смазки в сопряжении поршневое кольцо-цилиндр холодильного компрессора;
оптимизация конструктивных параметров поршневого уплотнения, с целью повышения его эффективности;
разработка методики расчета износа деталей малого холодильного компрессора.
В диссертационной работе защищаются следующие научные положения и результаты.
Математическая модель поршневого уплотнения холодильного компрессора, разработанная на основе гидродинамической теории смазки и уравнений газодинамики с учетом специфических условий работы холодильного компрессора, позволяет решить задачу оптимизации геометрических параметров поршневых колец и поршневого уплотнения в целом.
Оптимальные геометрические параметры профиля рабочей по-верхности поршневого кольца ( Gt0/CL = (148,8).10 } L/&=3*4; обеспечивают надежное поддержание жидкостного режима смазки и нормальную работу сопряжения кольцо-цилиндр во всем диапазоне рабочих режимов холодильного компрессора.
3.Поршневые кольца с оптимальным профилем рабочей поверхности позволяют уменьшить мощность трения на 15*20 % и повысить долговечность сопряжения кольцо-цилиндр в 242,5 раза в сравнении с кольцами с цилиндрическим профилем.
4. Оптимизация поршневого уплотнения позволяет снизить величину протечек пара через зазор поршень-цилиндр в холодильном компрессоре на 25*30 % и повысить его коэффициент подачи на 3*5 %.
Исследования уплотняющей способности поршневых колец
Поршневое уплотнение не может обеспечить полное разделение полостей сжатия и картера в холодильном компрессоре вследствие своей конструкции. Уплотнения, образуемые поршневыми кольцами, являются уплотнениями с пружинящими промежуточными звеньями /101/. В таком уплотнении всегда имеет место утечка рабочего тела, которая зависит от многих факторов. Определяющим для условий течения рабочего тела через уплотнение является процесс изменения давле... ния перед поршневыми кольцами, т.е. в цилиндре. Если давление в цилиндре постоянно, то процесс течения рабочего тела через уплотнение является установившимся, а если давление в цилиндре периодически изменяется, то этот процесс неустановившийся. В первом случае утечка рабочего тела зависит от количества ступеней угагат нения (мест дросселирования) и от площади проходного сечения каналов, соединяющих ступени уплотнения. При неустановившемся течении рабочего тела через уплотнение на утечку также оказывают влияние величины объемов пространств между поршневыми кольцами /2, 22/.
Исследованию уплотняющей способности поршневых колец различной конструкции, работающих в различных машинах и условиях работы, посвящено большое количество исследований /42, 45, 46, 62, 64/. Большинство этих работ посвящено исследованиям работы поршневых колец в двигателях внутреннего сгорания (ДВС). В рабо те /101/ подробно освещены вопросы расчета поршневых колец, их работы в различных эксплуатационных условиях, влияния различных факторов на долговечность сопряжения цилиндр-поршневое кольцо. Теоретическому исследованию распределения давлений в полостях между поршневыми кольцами, которое оказывает существенное влияние на количество утечек рабочего тела, посвящены работы /62,64/. Исходными уравнениями для теоретического анализа данной проблемы служат уравнения баланса масс и энергий в каждой ступени уплотнения.
Исследованию истечения газа через поршневое уплотнение ДВС посвящены работы /45, 46/. Автором определено практическое отношение давлений для всего уплотнения. Получена зависимость, позволяющая определить утечку газов расчетным путем в зависимости от режимов работы двигателя. Выявлено, что наиболее ощутимое влияние на величину утечки и характер течения газа оказывают параметры рабочего процесса. В работе /91/ обобщены результаты исследований по определению коэффициента расхода через неплотности поршневых колец ДВС. Разработана методика расчета утечек при изношенных цилиндрах и новых поршневых кольцах. Определено, что в этом случае зазор в замке не является единственным проходом для газов, а составляет 10-20 % по площади от общего зазора. Влияние на утечку через поршневое уплотнение ДВС поршневых колец и конструкции их замка было проведено М.Эвейсом /101/. При этом было установлено, что увеличение числа колец более трех при повышении оборотов двигателя не вызывает значительного уменьшения утечки. Поршневое кольцо с герметичным замком препятствует утечкам также, как и три поршневых кольца с прямыми замками. В то же время давление газов за герметичным кольцом не уменьшается до нуля, что свидетельствует об утечках и через такое кольцо.
При исследованиях утечек газа через поршневое уплотнение ДВС /101/ было установлено, что снижение расхода масла на 50 % путем установки высокоэффективных маслосъемных поршневых колец вызывает увеличение утечек в 2 раза. Таким образом,обеспечение хороших условий смазки сопряжения поршневое кольцо-цилиндр позволяет уменьшить утечки рабочего тела через поршневое уплотнение.
Наряду с широкими теоретическими и экспериментальными исследованиями условий работы поршневого уплотнения в ДВС по холодильным компрессорам, такие работы проводились в значительно меньшем объеме. Известны исследования по определению утечек через зазор поршень-цилиндр неуплотненный поршневыми кольцами в герметичных холодильных компрессорах /49/. В работе /49/ аналитически получена формула, с помощью которой рассчитывается масса утечек хладагента через зазор поршень-цилиндр, работающего герметичного поршневого компрессора без поршневых колец. С учетом специфики работы поршневого холодильного компрессора разработаны выражения для расчета его коэффициента плотности и холо-допроизводительности при различных зазорах в сопряжении поршень-цилиндр. Проведенные экспериментальные исследования холодильных компрессоров /49/, работающих на различных агентах, в широком диапазоне режимов подтвердили практическую применимость аналитических выражений.
В работе /104/ освещены исследования по определению потерь от утечек в холодильном прямоточном компрессоре. В результате исследований определили потери от утечек через неплотности в клапанах и зазор поршень-цилиндр, уплотненный поршневыми кольцами. Получена зависимость, позволяющая определить величину этих утечек, но эта зависимость имеет ограниченное применение, так-как она получена при условии постоянного перепада давлений в цилиндре и картере, что не соответствует рабочему процессу холодильного компрессора.
Однако в рассмотренных исследованиях не изучалось влияние конструктивных параметров поршневого уплотнения на теплоэнергетические характеристики холодильного компрессора и не рассматривались вопросы совершенствования и оптимизации геометрических параметров уплотнения.
Определение параметров пара хладагента в полости между поршневыми кольцами работающего холодильного компрессора
Поршневое уплотнение холодильного компрессора состоит обыч но из двух и более поршневых колец. Такое поршневое уплотнение представляет собой лабиринтное уплотнение, работающее в специфических условиях. В обычном лабиринтном уплотнении, например, сальнике вала компрессора течение газа стационарно, так как перед уплотнением и после него поддерживаются постоянные, различные по величине давления. Поэтому, если при одинаковых проход ных сечениях каналов, соединяющих ступени лабиринтного уплотнения, истечение газа в любой его ступени становится.критическим, то и в последнем сужении течение газа также будет критическим. В поршневом уплотнении холодильного компрессора течение прорывающихся в картер паров хладагента нестационарно вследствие периодических изменений давления перед кольцами. Поэтому в поршневом уплотнении холодильного компрессора критическое истечение пара через зазор в замке какого-либо поршневого кольца, кроме последнего, не определяет однозначно критического истечения через зазор в замке последнего кольца уплотнения. Однако расход пара через поршневое уплотнение будет определяться полностью его расходом через зазор в замке последнего кольца уплотнения. В цилиндре холодильного компрессора хладагент находится в перегретом состоянии, вследствие чего его можно, с некоторым приближением, считать идеальным газом. Кратковременность процесса истечения газа через кольцевое уплотнение в современном быстроходном компрессоре дает возможность считать его адиабатным. В поршневом уплотнении холодильного компрессора имеется одна или несколько полостей между поршневыми кольцами, которые соединяются с цилиндром, картером и между собой зазорами в замках поршневых колец. Из-за неточностей формы цилиндра и кольца между поршневым кольцом и цилиндром возникают серповидные зазоры, которые составляют до 10 % от площади зазора в замке поршневого кольца /91/ и не оказывают существенного влияния на количество хладагента, протекающего через поршневое уплотнение нового компрессора. Поэтому этими зазорами можно пренебречь. Образующийся при движении поршневого кольца по гильзе цилиндра гидродинамический масляный клин улучшает уплотнение зазора поршневое кольцо-гильза цилиндра. При нормальной работе цилиндро-поршневой группы поршневое кольцо постоянно контактирует своим нижним торцом с поршневой канавкой /101/. Поэтому можно считать, что протечки паров хладагента через сопряжение поршневое кольцо-поршень холодильного компрессора практически отсутствуют.
Таким образом, считаем, что прорывающиеся из полости цилиндра в картер холодильного компрессора пары хладагента образуют собой неустановившийся адиабатный поток идеального газа через зазоры в замках поршневых колец поршневого уплотнения.
За основу теоретического исследования были приняты уравнения баланса масс и энергий газа, протекающего через сопряжение поршень-цилиндр, уплотненное поршневыми кольцами, а также уравнения состояния газа в полости между поршневыми кольцами /83/. При составлении исходных уравнений рассматриваем один элемент уплотнения - полость между двумя соседними поршневыми кольцами. При составлении уравнений, отражающих процесс течения газа через элементарную межкольцевую полость, ввели следующие обозначения: термодинамическим параметрам газа перед верхним поршневым кольцом присвоили индекс "Iм, межкольцевой полости - индекс "2", после нижнего поршневого кольца - индекс и3".
Ввиду циклического характера рабочего процесса поршневого холодильного компрессора могут наблюдаться четыре различных случая сочетания направлений течения газа через замки поршневых колец, ограничивающих элементарную межкольцевую полость (рис.2.5), а именно; где р - давление газа.
Стенд для сравнительного испытания поршневых колец с различным рабочим профилем в составе бессальникового холодильного компрессора
Сравнительные испытания поршневых колец с различным рабочим профилем проводились в составе компрессора 2ФУБС9, испыты- вавшемся на стенде Тазовое кольцо", который позволяет испытывать компрессор в условиях, аналогичных рабочим, легко воспроизводя любой режим его работы. Работа компрессора в цикле газового кольца позволяет значительно уменьшить энергетические затраты на конденсацию и испарение хладагента, неизбежные при полном воспроизведении цикла работы холодильной машины.
На рис.3.3 изображен цикл газового кольца и полный цикл холодильной машины в тепловой диаграмме свойств хладагента T-S . Как видно из цикла газового кольца, газ, сжимаемый компрессором, только несколько охлаждается в конденсаторе. При этом расходуется небольшое количество охлаждающей воды. После охлаждения газ дросселируется до давления всасывания и поступает в компрес сор. Поэтому в схеме отсутствует испаритель.
В целом, условия работы компрессора в цикле газового кольца почти ничем не отличаются от нормальных условий его работы в цикле холодильной машины. Некоторые различия в его работе связаны с условиями возврата уносимого хладагентом масла. В цикле холодильной машины часть уносимого масла задерживается в испарителе, что не наблюдается в цикле газового кольца.
Простота и малые энергетические затраты делают стенды "Газовое кольцо" пригодными для длительных испытаний компрессора. Испытательный стенд Тазовое кольцо" соответствовал требова ниям ГОСТ 13019-77. В то же время стенд был усовершенствован для автоматического поддержания заданного режима работы компрессора. Схема стенда приведена на рис.3.4./ 34, /.
Компрессор I нагнетает пары хладагента в конденсатор 2, где происходит их охлаждение. В конденсаторе, в нижней его части, некоторое количество паров хладагента конденсируется. С верхней точки конденсатора охлажденные пары поступают к ручному регулирующему вентилю 7, где дросселируются. После дросселирования пары хладагента поступают на всасывание в компрессор. Для охлаждения паров в конденсатор 2 подается вода из водопровода. Колебания напора воды в магистрали водопровода в течение суток могут вызывать изменение расхода воды через конденсатор и, как следствие, колебание давления нагнетания компрессора. Для устра нения этого недостатка стенд снабжен водорегулирующим вентилем 5 типа BP-I5, установленным на входе воды в конденсатор. Являясь прибором пропорционального регулирования, он поддерживает постоянное давление конденсации, регулируя расход воды, ох лаждающей конденсатор.
Заданные параметры паров хладагента на всасывании автоматически поддерживаются при помощи терморегулирующего вентиля б типа 22ТРВВЕ с внутренним уравниванием. При повышении температуры всасывания терморегулирующий вентиль б открывает проход жидкому хладагенту из нижней части конденсатора 2 во всасывающий трубопровод компрессора І. В всасывающем трубопроводе жидкий хладагент кипит, понижая температуру хладагента на всасыва ний в компрессор.
Для защиты компрессора от аварийного повышения давления нагнетания и чрезмерного понижения давления всасывания использовано двухблочное реле давления 10 типа РД-ЗМ-04. Температуры всасывания и нагнетания измерялись медь-константановыми термопарами II. Давления всасывания и нагнетания контролировались с помощью образцовых манометров. Пределы измерений манометров на всасывании 0 0,588 МПа, на нагнетании 041,568 МПа.
Математическая модель поршневого уплотнения компрессора
В последнее время разработано большое число математических моделей поршневых компрессоров в Советском Союзе и за рубежом. Наиболее полный обзор современного состояния и основных тенденций развития математического моделирования поршневых компрессоров в СССР и за рубежом дан П.И.Пластининым /66/.
Математическое моделирование поршневых компрессоров или их элементов предполагает описание языком математики рабочих процес сов, происходящих в них.
Таким образом, все стадии работы поршневого уплотнения, рассматриваемого типа, описываются замкнутой системой дифференциальных уравнений (разд.2.2), реакция которой на изменение внешних условий адекватна поведению моделируемого объекта - поршневого уплотнения компрессора.
Применение ЭВМ для исследования математической модели поршневого уплотнения позволяет максимально раскрыть физическую картину его работы в широком диапазоне рабочих условий холодильного компрессора. Моделирование на ЭВМ процессов, протекающих в поршневом уплотнении, позволяет аналитически выявить и изучить влияние факторов, экспериментальное исследование которых затруднено либо практически невозможно.
Блок-схема математической модели работы поршневого уплотнения холодильного компрессора приведена на рис.4.2. Математическая модель состоит из следующих взаимосвязанных между собой подпрограмм: а) подпрограмма ввода исходных данных; б) подпрограмма образования массивов коэффициентов в диф ференциальных уравнениях системы и записи граничных условий; в) подпрограмма численного решения системы дифференциаль ных уравнений; г) подпрограмма расчета давленій паров хладагента в цилинд ре компрессора; д) подпрограмма расчета температуры паров хладагента в цилиндре компрессора; е) подпрограмма проверки сходимости итерации; ж) подпрограмма вывода на печать значений термодинамических параметров в межкольцевом пространстве и величины протечек через поршневое уплотнение.
Подпрограмма ввода исходных данных предназначена для введения в память ЭВМ исходной информации, необходимой для функционирования математической модели. Исходными данными являются: режим работы компрессора - давление и температура нагнетания ри ,ТН и давление и температура всасывания pgc , Tg «физические свойства хладагента - газовая постоянная R и показатель адиабаты к , угловая скорость вала - СО , площадь проход ных сечений в замках поршневых колец f .которая определялась, как произведение величины радиального зазора между поршнем и цилиндром на ширину зазора в замке поршневого кольца, геометрические параметры поршневого уплотнения, необходимые для вычисления объема межкольцевой полости Vz . Подпрограмма образования массивов коэффициентов в уравнениях систем и записи граничных условий предназначена для определения и хранения в памяти ЭВМ указанных коэффициентов и описания граничных и начальных условий. Считаем, что в начальный момент времени поршень находится в НМГ, когда термодинамические параметры паров хладагента в цилиндре и уплотнительном элементе соответствуют условиям всасывания и протечки через поршневое уплотнение равны нулю. Подпрограмма численного решения системы дифференциальных уравнений (ЧРСДУ) является основной подпрограммой математической модели. Нахождение решения систем дифференциальных уравнений (2.58) - (2.61) через элементарные или специальные функции невозможно, так как коэффициенты и функции в них содержат существенные нелинейности. Поэтому для решения системы дифференциальных уравнений (2.58) - (2.61) необходимо применять метод численного решения системы дифференциальных уравнений первого порядка. Одним из широко применяемых и достаточно точных методов численного решения систем дифференциальных уравнений первого порядка является метод Рунге-Кутта четвертого порядка/36,47/, который и был использован для решения систем дифференциальных уравнений. Данная программа включает в себя две подпрограммы-функции, одна из которых служит для записи исходных систем дифференциальных уравнений, а другая - для организации массивов, в которых хранятся результаты численного решения системы уравнений. Вспомогательными к этой подпрограмме являются подпрограммы расчета давления и температуры пара в цилиндре. Подпрограмма расчета давления пара в цилиндре обеспечивает определение величины указанного давления в зависимости от угла поворота коленчатого вала компрессора согласно выражению (4.3) и передачу результатов вычислений в подпрограмму ЧРСДУ. Подпрограмма расчета температуры пара в цилиндре компрессора обеспечивает определение данной температуры при работе компрессора согласно выражению (4.13) и передачу результатов вычислений в подпрограмму ЧРСДУ. Подпрограмма проверки сходимости итерации предназначена для реализации итерационного процесса вычислений. Вычисления проводили до тех пор, пока абсолютные значения разностей величины М, М2 , М3 , рг , Тг , при оС = 0 и d = 360 не достигали или были меньше некоторых наперед заданных величин коэффициентов сходимости. Таким образом обеспечивалась замкнутость циклического процесса изменения параметров пара в межкольцевой полости. Подпрограмма вывода на печать значений термодинамических параметров пара в межкольцевой полости и величины протечек через поршневое уплотнение обеспечивает печать этих величин на алфавитно-цифровом печатающем устройстве (АЦПУ).
