Содержание к диссертации
Введение
РАЗДЕЛ I. Состояние вопроса. постановка цели и задач исследования 20
1.1. Поршневые компрессорные и расширительные машины.
Актуальность совершенствования конструкций,
методов расчета и принципов проектирования 20
1.2. Компоновка органов газораспределения в ступенях
поршневых машин 27
1.3. Расчетное и экспериментальное исследование систем газораспределения в составе ступеней МОД 34
1.4. Развитие конструкций, рабочих циклов и методики расчета паро-жидкостных детандеров 38
1.5. Обобщение результатов литературного обзора 48
1.5.1. Формулировка технической и научной проблем 49
1.5.2. Алгоритм комплексного исследования МОД 51
1.6. Структурная схема выполнения работы. Основные задачи 53
РАЗДЕЛ II. Экспериментальные стенды и устройства. методики. газодинамические характеристики. натурный эксперимент 57
2.1. Задачи эксперимента 57
2.2. Стенды статически продувок. Методика эксперимента 58
2.3. Специальные устройства 64
2.3.1. Имитатор ступени детандера 64
2.3.2. Имитатор рабочей полости компрессорной ступени 66
2.3.3. Устройство для определения коэффициента давления в сложных газодинамических каналах компрессорных ступеней 67
2.4. Результаты эксперимента. Обработка экспериментальных данных. Эмпирические зависимости 71
2.4.1. Коэффициент расхода сложной газодинамической системы (цилиндр - канал - полость всасывания или нагнетания) 71
2.4.2. Коэффициент давления сложной газодинамической системы (цилиндр - канал - полости входная и выходная) 77
2.4.3. Коэффициент расхода выхлопных окон детандерной ступени 83
2.4.4. Коэффициент расхода кольцевых нормально-открытых клапанов детандерных ступеней
2.4.5. Коэффициент давления кольцевых
нормальнооткрытых клапанов 86
2.4.6. Анализ герметичности органов газораспределения 88
2.5. Натурные испытания МОД 94
2.5.1. Задачи. Стенды. Методика эксперимента 94
2.5.2. Натурные испытания детандерной ступени всоставеДКА20-8/1СиДКА30-10/1С 101
2.5.3. Погрешности эксперимента 118
2.5.4. Условные зазоры и эмпирические зависимости в составе математической модели и прикладной программы расчета 120
РАЗДЕЛ III. Математическое моделирование рабочих процессов машин объёмного действия 125
3.1. Инженерные методы расчета МОД. Современное состояние 125
3.2. Введение в математическое моделирование рабочих процессов машин объёмного действия 126
3.3. Концепция совершенствования математической модели и прикладной программы расчета ступеней МОД 130
3.4. Требования к объёму выходной информации 131
3.5. Рациональные области практического применения 134
3.6. Объекты исследования 135
3.7. Математическая модель рабочих процессов в ступенях
машин объёмного действия 138
3.7.3. Формализация физических процессов в ступени МОД 140
3.7.4. Расчет свойств реальных рабочих веществ 153
3.7.5. Об адекватности модели при вычисления свойств веществ
в газовой и парожидкостной области. Экспресс-программа 162
3.7.6. Моделирование работы органов газораспределения 175
3.7.7. Моделирование рабочих процессов уплотнительных узлов 181
3.7.8. Определение интегральных параметров ступени МОД 184
3.8. Заключение 187
РАЗДЕЛ ІV. Новая интерпретация отдельных положений теории машин объёмного действия 188
4.1. Коэффициент подачи ступени компрессора и его составляющие 188
4.1.1. Новый подход к понятию объёмного коэффициента 10 189
4.1.2. Удельная теплообменная поверхность ступени компрессора 192
4.1.3. Расширенная интерпретация коэффициента подогрева Хт 194
4.1.4. Динамическая негерметичность клапанов 205
4.2. О корректности гипотезы VBC =f(pw ,ТЖ, R) = const ? 221
4.3. Современный подход при анализе рабочих процессов в ступени ПК на основе расчетных циклов в координатах Ти h-M 231
4.4. VA VB. Парадокс или закономерность ? 243
4.5. Теплообмен в ступенях ПК с переменным объёмом цилиндра. Масштабный фактор 247
4.6. Совместное влияние теплообмена и массопереноса
на рабочий цикл ступени МОД 265
4.7. Особенности работы детандерной ступени
с двухклапанным газораспределением при рн — рк 272
4.8. Заключение 275
РАЗДЕЛ V. Методики. совершенствование рабочих процессов и конструкций ступеней поршневых компрессоров 276
5.1. Упрощенная методика анализа колебаний давления
в полостях всасывания и нагнетания конечного объёма.
Оптимизация объёмов полостей и диаметров
входного и выходного патрубков 277
5.2. Разработка и оптимизация конструкций самодействующих
клапанов повышенной надежности и эффективности 284
5.2.1. Введение.
Самодействующие клапаны поршневых компрессоров 284
5.2.2. Основы оптимизации клапанов поршневых компрессоров 291
5.2.3. О целесообразности применения клапанов грибкового типа
в составе ступеней оппозитных компрессоров 292
5.3. Расчетно-теоретический анализ 297
5.3.1. Многоцелевые компрессоры 297
5.3.2. Анализ работы ступеней детандер-компрессорного агрегата в составе установок вымораживания высокомолекулярных примесей из паро-воздушных смесей (ЛВС) 311
5.3.3. Компрессоры с повторно-кратковременным режимом работы 324
5.4. Заключение 333
РАЗДЕЛ VІ. Анализ и совершенствование рабочих процессов и конструкций поршневых детандеров 334
6.1. Комбинированный рабочий цикл ступени ПД 335
6.2. Работа ступени ПД при переменной продолжительности процесса наполнения 346
6.3. К вопросу об учете реальных свойств рабочих веществ 350
6.4. О точности задания коэффициентов теплоотдачи при моделировании рабочих процессов МОД 355
6.5. Обоснование рациональной системы газораспределения детандеров высокого давления 360
6.6. Расширительные машины в установках
утилизации энергии сжатого природного газа 376
6.7. Поршневые детандеры для малых ТЭЦ 387
6.8. Бесклапанные поршневые детандеры 395
6.9. Поршневые детандеры на аксиальных базах 399
6.10. Особенности рабочих циклов и методика проектирования детандерных ступеней с поршнем двойного действия 408
6.11. Регулирование параметров поршневых детандеров 412
6.11.1. Работа газового детандера с двухклапанным газораспределением при переменном натяге пружин выпускных клапанов 412
6.11.2. Работа ступени парожидкостного детандера
при отжиме внутренней пластины впускного клапана 420
Заключение 427
Список литературы
- Расчетное и экспериментальное исследование систем газораспределения в составе ступеней МОД
- Результаты эксперимента. Обработка экспериментальных данных. Эмпирические зависимости
- Концепция совершенствования математической модели и прикладной программы расчета ступеней МОД
- Удельная теплообменная поверхность ступени компрессора
Расчетное и экспериментальное исследование систем газораспределения в составе ступеней МОД
Производство и использование в народном хозяйстве России сжатых газов и их смесей, различных по составу и техническим параметрам, базируется на применении компрессорного и детандерного оборудования. По данным [43,61] на привод компрессоров затрачивается до 15% всей вырабатываемой электроэнергии. При этом возврат энергии детандерными агрегатами не превышает 5 - 7% в агрегатах высокого давления и достигает 30% в агрегатах низкого давления. Более 50% от общего расхода мощности приходится на привод поршневых компрессоров, что обусловлено большим разнообразием режимных параметров, основных технических характеристик, свойств рабочих веществ, объемом выпуска и условиями эксплуатации.
Опыт эксплуатации поршневых машин показывает, что эффективность и надежность установок, укомплектованных компрессорами и детандерами, в значительной мере определяется правильностью выбора на стадии проектирования технических решений, базирующихся на современных апробированных методиках расчета и оптимального проектирования.
В свете сказанного, работы направленные на совершенствование рабочих процессов и конструкций машин объёмного действия в их взаимосвязи и повышение эффективности и надежности объекта исследования в целом следует отнести к одному из приоритетных направлений современной науки и техники. Совершенствование конструкций машин объёмного действия, методов их расчета и оптимального проектирования с доведением полученных результатов до практического использования отечественными фирмами связанными с созданием и эксплуатацией компрессоров и детандеров и составляет основу настоящей диссертационной работы. Выполнение данной работы обусловлено тенденцией создания компрессорных и расширительных машин с пониженной удельной металлоемкостью за счет их форсирования по частоте вращения вала и средней скорости поршня и неразрывно связано с рядом факторов, среди которых отметим следующие:
1. В связи с образованием ряда новых государств на территории бывшего СССР Россия лишилась специализированного предприятия по производству самодействующих клапанов для компрессоров различного назначения, при создании которого использован опыт ряда отечественных проектных и технологических фирм, научно-исследовательских организаций и учебных ВУЗов. Поэтому внедрение результатов научных исследований должно быть ориентировано на отечественные фирмы и предприятия.
2. Создание компрессоров и детандеров с минимальными удельными массогабаритными показателями в сочетании с повышенной эффективностью возможно лишь в том случае, если будут созданы эффективные и надежные органы газораспределения, способные работать в широком диапазоне параметров (изменение свойств рабочего вещества во времени, давления и температуры на входе и выходе ступени, частоты вращения коленчатого вала и др.) в реальных условиях эксплуатации.
3. Расширение области применения детандеров в технологических установках сжижения природного газа, к характерным особенностям которых следует отнести многокомпонентный и переменный во времени состав газовых смесей в сочетании с отрицательными температурами рабочего вещества на входе в ступень, что предопределяет возможность фазовых переходов в течение рабочего цикла детандера.
Рассмотренные типы машин объёмного действия широко применяются в машиностроении, строительстве, транспорте, на предприятиях газовой, химической и нефтеперерабатывающей промышленности, в холодильной и криогенной технике. Рассмотрим некоторые из указанных направлений. Несмотря на недостатки, обусловленные сравнительно высокими удельными массогабаритными показателями, поршневые компрессоры получили широкое распространение в криогенных гелиевых установках (КГУ), что объясняется более высокой их эффективностью по сравнению с компрессорами других типов. КГУ применяют для ожижения гелия его использования в крупных энергетических установках типа "ТОКАМАК" и МГД - генераторах, в линиях электропередач, в сверхмощных магнитных системах синхрофазотронов и крупных электрогенераторов, обеспечивая температурный уровень ниже 20 К (см. табл.1.1).
Гелиевые поршневые компрессоры применяют в низкотемпературных холодильных установках, для сбора и закачки гелия в баллоны. При этом эффективность установки в целом в значительной мере зависит от совершенства динамики и герметичности органов газораспределения и уплотнительных узлов ступеней компрессора. Эти же узлы в основном предопределяют надежность и долговечность КГУ, поскольку в настоящее время требуемая продолжительность непрерывной безотказной работы подобных компрессоров должна составлять не менее 4000 часов при полном ресурсе на момент списания до 60-80 тысяч часов. Основные характеристики современных поршневых гелиевых компрессоров [111] приведены на рис. 1.1.
В составе криогенных гелиевых установок за последнее время широко применяются поршневые детандеры, обеспечивающие выход газообразного гелия или его парожидкостной фракции на температурном уровне ниже 20 К. По данным [44] использование поршневых парожидкостных детандеров позволяет увеличить холодопроизводительность установок на 30-50%. Однако до настоящего времени практически отсутствовали апробированные методики расчета парожидкостных поршневых детандеров, что сдерживало прогнозирование особенностей их работы в случаях возникновения прямых и обратных фазовых переходов в замкнутом периодически повторяющемся рабочем цикле характерном для машин объёмного действия.
Результаты эксперимента. Обработка экспериментальных данных. Эмпирические зависимости
При расчетах следует помнить, что величина Км по физическому смыслу и при введенных понятиях Ккр и Кп не может быть больше единицы, т.е. Км - 1 С использованием полученного уравнения на рис. 2.10 и 2.11 нанесены расчетные зависимости Км = f{KKp,Kn). Их сравнение с экспериментальными кривыми показывает, что полученная эмпирическая зависимость с высокой точностью воспроизводит экспериментальные данные и может быть использована при моделировании процессов течения газа в каналах сложной формы органов газораспределения компрессорных ступеней.
На рис. 2.12 и 2.13 приведены расчетные данные по изменению коэффициента К, в функции от относительного ада поршня С9 для одного из возможных вариантов соотношения хода поршня S„ и посадочного диаметра клапанов d\ (Sn/d1 1) приведенного следует:
1. Закон изменения KM=f(Cg ) одинаков для всасывающих и нагнетательных клапанов и вводится в модель компрессора как функция независимой переменной - ср.
2. Различие состоит лишь в том, что начальное значение величины К , в процессах всасывания и нагнетания не равны другу и определяются углом поворота вала в начале процессов всасывания (р = (рвс и нагнетания р = (риг.
3. Для рассмотренных компоновочных схем перекрытие клапанов поршнем и крышкой в большей мере влияет на снижение эквивалентной площади нагнетательных клапанов и прогрессирует от начала к концу процесса нагнетания. вмт dx SP Г у////////.\НМТ
В реальных конструкциях между клапаном и поверхностью цилиндра обычно предусматривают определенный зазор 8 (см. рис. 2.14), влияние которого на коэффициент расхода каналов сложной формы в настоящее время не изучено. Поэтому были выполнены продувки клапанов с различными фиксированными величинами Ккр и К„ при переменном зазоре 3 = 2, 10 и 20 мм. Результаты эксперимента представлены на рис. 2.14, где по оси ординат отложена экспериментально определенная эквивалентная площадь реального канала сложной формы, а по оси абсцисс - коэффициент К = fjfc; здесьf - текущее суммарное сечение на входе (выходе) в клапан из рабочей камеры, а fc - сечение на входе в седло клапана.
Полученные данные показывают, что конструктивный размер 5 практически не влияет на фактическую эквивалентную площадь системы клапан - цилиндр и может не учитываться в предложенной эмпирической зависимости 2.15.
Результаты данного раздела работы позволяют уточнить ранее созданные методики расчета и обеспечить более объективную информацию, получаемую исполнителем на стадии проектирования при использовании прикладных программ расчета.
. Коэффициент давления сложной газодинамической системы (цилиндр - канал - полость всасывания или нагнетания). При проведении продувок ставилась задача проанализировать реально существующие эпюры распределения давлений и определить коэффициент давления потока газа для кольцевых и ленточных клапанов при двух возможных способах их компоновки в ступени компрессора:
1. Сечение каналов в седле (ограничителе) клапана полностью и в течение всего цикла открыто на рабочую полость цилиндра.
2. Между клапаном и полостью существует промежуточный элемент с сечением fо произвольной формы, величина которого постоянна или переменна во времени в зависимости от перемещения поршня. В процессе эксперимента сечение каналов в седле исследованных клапанов fc сохранялось постоянным, а в качестве независимых переменных дискретно задавалась величина 0,25f fo 1,5/2, перемещение пластины в клапане 0 h 2,2 мм и расстояние от торца клапана до образующей цилиндра 2 а 20 мм. Диапазон независимых переменных был получен на основе анализа конструкций ступеней существующих в настоящее время воздушных и газовых компрессоров.
Особое внимание при эксперименте было уделено сравнительному анализу величины коэффициента давления для отдельных пластин многокольцевых клапанов с одно- или двухсторонним истечением газа через щель клапана, поскольку эти данные в литературе отсутствуют.
На рис. 2.15 приведены экспериментальные данные, полученные при истечении газа через отдельную пластину многокольцевого клапана при отсутствии промежуточных местных сопротивлений. Выполненный анализ позволяет утверждать, что при двухстороннем подводе газа к щели величина коэффициента давления потока газа отнесенного к произвольно выбранной пластине р"т не зависит от её среднего диаметра (кривые 1 и 2). Следовательно, в случае выполнения всех пластин клапана с двухсторонним истечением газа через щель коэффициенты давления потока газа для пластин рт и для клапана в целом рт будут идентичны, т.е. рт=ркл.
В случае одностороннего течения газа через щель (кривая 3) коэффициент давления потока р т снижается по мере увеличения высоты перемещения пластины h, а следовательно и проходного сечения в щели /щ = f(h).
Физически это легко объяснимо, поскольку по мере раскрытия щели вектор набегающего на пластину потока газа будет действовать только на часть лобовой поверхности пластины и под углом, отличным от 90. Снижение р „л в этом случае согласуется с малой величиной р у прямоточных клапанов.
Концепция совершенствования математической модели и прикладной программы расчета ступеней МОД
При отклонении начального давления рн в большую сторону (или конечного давления рк в меньшую сторону), а также при фактическом мертвом пространстве ступени больше расчетного процесс сжатия может заканчиваться при давлении р6 « рн, вследствие чего открытие впускного клапана возможно только принудительным путём за счет контакта движущегося поршня с толкателями, смонтированными внутри пружин впускного клапана в момент прихода поршня в ВМТ. На рис. 3.5 такой цикл назван модернизированным и обозначен штрих пунктирной линией.
В ходе работы над диссертацией в зависимости от поставленных задач рассматривалась работа ступеней МОД при всех рассмотренных циклах.
Выше было показано, что моделирование - это изучение на моделях явлений и конструкций по своей сложности или величине плохо поддающихся исследованию в натурных условиях. На основании этого был сделан вывод, что математическое моделирование рабочих процессов наиболее рациональный метод при анализе работы машин объёмного действия на стадии проектирования. Структура процесса моделирования включает в себя [60, 97]: 1. Выбор объекта моделирования. 2. Схематизацию объекта и обоснование его физической модели. 3. Составление математической модели. 4. Установление адекватности модели реальному объекту. Физическая модель - упрощенное представление реального объекта на основе принятых базовых допущений при сохранении его основных характеристик с достаточной качественной и количественной точностью в рамках задачи, решаемой при исследовании реального объекта.
Математическая модель - математическое описание выбранной физической модели реального объекта, предусматривающее возможность принятия частных допущений при описании отдельных физических процессов и конструктивных особенностей элементов объекта и представляющее собой совокупность формул, уравнений, неравенств, логических условии и др., которые адекватно связывают искомую информацию с промежуточной и исходной.
Математическая модель реализуется в виде управляющей программы и ряда подпрограмм расчета, формализующих отдельные физические закономерности или работу различных узлов (элементов) объекта. На ее основе выполняется серия расчетов с варьированием исследуемых параметров, вводимых в программу в виде исходной информации. Анализ выходной информации осуществляется при диалоге «конструктор - ЭВМ». Оптимальный вариант объекта исследования определяется на основе комплексного критерия, учитывающего эффективность работы МОД при удовлетворении требований Заказчика по удельным массо-габаритным показателям и надежности работы основных узлов.
В качестве объектов исследования в настоящей работе, в отличие от ранее выполненных, выбраны ступени МОД с полостями всасывания и нагнетания конечного объёма и подключенными к ним элементами коммуникаций. В подобных объектах реальные рабочие процессы весьма сложны и при их описании целесообразно принимать ряд допущений с целью предельного упрощения модели при условии сохранения адекватности результатов расчета действительной физической картине. Отметим основные, принятые в настоящей работе, допущения: 1. Рабочий газ однороден в пределах рассматриваемого объема. 2. Процессы, протекающие в цилиндре и примыкающих к нему полостях 140 квазистатичны. Диаметры патрубков и объёмы полостей, примыкающих к рабочей камере, имеют конечную величину при длине трубопроводов на входе и выходе рассматриваемой ступени стремящейся к нулю. При таком допущении амплитуда и частота колебаний давления и температуры газа в полостях, связанных с рабочим цилиндром через органы газораспределения, определяются только количеством вещества, перетекающим из одной полости в другую через известные местные сопротивления . 3. Течение газа по элементам ступени одномерное. 4. Теплообмен между газом и стенками рабочих полостей конвективный и описывается формулой Ньютона при идентичности коэффициентов теплоотдачи по всей поверхностях рассматриваемой полости. 5. Вращение кривошипа принимается равномерным.
Некоторые из допущений (1-2, 5) являются общепринятыми для машин объемного действия; другие (3-4) достаточно подробно рассмотрены и обоснованы в работах [60, 97]. Дополнительный анализ принятых допущений осуществлялся в период создания и отладки программ расчета при решении отдельных частных задач и подтвердил их правомочность. В процессе описания математической модели ниже будут рассмотрены и обоснованы принятые частные допущения.
Модель ступени формально описывается замкнутой системой уравнений с одной независимой переменной, в качестве которой принято изменение угла поворота коленчатого вала dcp или соответствующее ему время dz. Описание изменений параметров газа в рабочих камерах ступени базируется на фундаментальных законах термо- и газодинамики. Центральным в системе уравнений модели ступени является уравнение сохранения энергии тела переменной массы.
Удельная теплообменная поверхность ступени компрессора
Более подробная информация об особенностях процессов расширения и сжатия в ступенях воздушных и газовых компрессоров приведена на рис. 4.4 и 4.5. Её анализ показывает, что известные рекомендации [60, 62, 119] по выбору величины показателя политропы расширения при предварительном т/д расчете пр « к недостаточно корректны, что связано с допущениями авторов о герметичности рассматриваемой ступени компрессора и закрытии нагнетательных клапанов непосредственно в ВМТ.
Полученные данные говорят о том, что эмпирическая зависимость 4.13 не пригодна для расчета коэффициента подогрева в ступенях газовых компрессоров, поскольку при разности величин Хт - Ат = 0.975 - 0.926 = 0.049 (табл. 4.3, П = 3.5, водород) ошибка в определении температуры газа в цилиндре в начале процесса сжатия Т\ = Тж / Хт достигает 16 К, что резко снижает достоверность вычисления температуры нагнетаемого газа и сопутствующих ей интегральных параметров ступени компрессора.
По результатам выполненного численного эксперимента, используя метод «идентификации», автор рекомендует новую эмпирическую зависимость для определения коэффициента подогрева Хт на стадии проектирования, корректность которой применительно к воздушным и газовым компрессорам была проверена в широком спектре рабочих веществ, режимов работы ступеней и условий их охлаждения. Она записывается в виде
Динамическая негерметичность клапанов Под динамической негерметичностью следует понимать снижение производительности (коэффициента подачи Х) ступени компрессора в результате запаздывания закрытия всасывающих и нагнетательных клапанов, характеризуемое величиной Xvnep (см. ур-е 4.3).
В общем случае к самодействующим клапанам поршневых компрессоров предъявляется ряд требований, в том числе: 1. Высокая надежность, обеспечение которой достигается путем снижения скоростей соударения пластин с седлом и ограничителем клапана за счет малых перемещений пластин hra в процессах всасывания и нагнетания. 2. Эффективность работы клапанов, обеспечение которой связано с выполнением ряда условий, предусматривающих: - минимизацию мертвого пространства ступеней, в частности, за счет уменьшения числа пластин Zra в клапане; - снижение газодинамического сопротивления в каналах клапанов путем увеличения сечения в щели /щ при большем числе пластин Z ; - повышение герметичности клапанов в закрытом состоянии, что достигается не только за счет применения современных технологий изготовления и материалов, но и путем уменьшения уплотнительного периметра клапанов Ц при малом числе пластин Zra; - снижение углов запаздывания закрытия, величина которых при заданных режимных параметрах компрессора и свойствах рабочего вещества зависит от массы, числа Zra и перемещения hra пластин, а также от жесткости и предварительного натяга клапанных пружин. Таким образом, на стадии проектирования возникает необходимость решения задачи связанной с поиском и обоснованием оптимального сочетания противоречащих друг другу и взаимосвязанных требований к клапанам, выполнение которых обеспечивает надежность и эффективность работы ступени компрессора в целом.
В настоящей разделе акцентируется внимание на особенностях работы ступеней высокооборотных компрессоров, связанных с динамической негерметичностью клапанов. В качестве объекта исследования принята ступень компрессора, геометрические и режимные параметры, тип самодействующих клапанов, свойства рабочего вещества и ряд производных параметров которой указаны в табл. 4.5.
В качестве «базового» был принят вариант исполнения компрессора, работающего при частоте вращения вала n = 750 об/мин. Геометрические параметры клапанов «базового» компрессора, обеспечивали минимальные углы запаздывания закрытия Аф и низкие относительные газодинамические потери х= AL/LHOM - на уровне 0.8-1.0 %. Анализ динамической негерметичности выполнен при допущениях: Давление и температура газа в полостях всасывания и нагнетания постоянны во времени и равны: рж = 0.1 МПа, рш = 0.4 МПа и Тж = 293 К; Ступень герметичная, т.е. отсутствуют протечки газа через закрытые клапаны (Vnp = 0) и внешние утечки через уплотнение поршня (vBy = 0); Газ сухой (vra = 0). На стадии предварительного термодинамического расчета при отсутствии сведений о типе и параметрах клапанов обычно задаются критерием скорости 208 потока газа в каналах клапанов 0.1 Мвс 0.2, при котором, предполагая идентичность конструкции всасывающих и нагнетательных клапанов и достаточность сечений в щели клапанов, величину Xvnep задают в диапазоне 0.01 Xvnep 0.03. Располагая сведениями о динамике движения пластин клапанов, величину XvneP в первом приближении можно определить на основе уравнения Zvnep = АА[(1 - Сг) + С3 p3/pi)], (4.15) где С,- = 8фг / Sn = 0.5(1 - coscp,- + 0.5Аш8Іп2фг) - относительный ход поршня при угле поворота вала фг: - для всасывающих клапанов фi = (180 фг 200); - для нагнетательных клапанов фi = (0 ф3 10). Фактические значения составляющих коэффициента Zvnep могут быть найдены только в ходе поверочного расчета ступени укомплектованной клапанами конкретного конструктивного исполнения с использованием прикладных программ и ПЭВМ на основе соотношений пер.нг = АМ3-3 / Мт = (М3 - М3) / Мт Упер.вс = АМы / Мт = (Мi - Мr) / Мт (4.16) Vnеp = [(Mi - Мз) + (Мз- - Мr)] / Мт , где АМ3-3 и АМы - массы газа, перетекающие через частично открытые клапаны на участках 3-3 и 1-Г рабочего цикла, величины которых выводятся на печать по окончании расчета исследуемого варианта ступени компрессора.
Имеющийся опыт показывает, что независимо от конструкции ступени и режима её работы при нормальном функционировании клапанов величина Мз- Мз, а следовательно, vnep.Hr = [(М3 - М3) / Мт] 0. Это связано с тем, что интенсивность приращения объёма цилиндра на участке 3-3 существенно выше интенсивности снижения плотности газа из-за притечек газа в цилиндр из полости нагнетания и малой величины начального объёма Уз = а\ъ.
