Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Литературный обзор. Постановка задач исследований 13
1.1. Поршневые расширительные машины 13
1.2. Применение самодействующих клапанов в поршневых расширительных машинах 19
1.3. Теоретический рабочий процесс поршневой расширительной машины 23
1.4. Исследования динамики самодействующих клапанов 25
1.5. Расчет коэффициентов давления и расхода 29
1.6. Математические модели рабочих процессов поршневых пнев-модвигателей 39
1.7. Исследование расширительных машин с самодействующими клапанами 43
1.8. Агрегатирование поршневых машин 45
1.9. Цели и задачи исследований 50
Глава 2 . Построение математических моделей поршневых машин и агрегатов. Разработка программного средсств 52
2.1. Состояние газа в рабочих камерах 52
2.2. Динамика кривошипно-шатунного механизма 55
2.3. Реализация расчёта математической модели 66
2.4. Архитектура программного средства построения и расчёта математических моделей рабочих процессов поршневых машин и агрегатов 76
Глава 3. Конструкции экспериментальных стендов, методика экспе римента 88
3.1. Одноцилиндровый стенд 89
3.2. Многоцилиндровый стенд 92
3.3. Проведение эксперимента 97
3.4. Моделирование продувки трехмерных моделей клапанов 109
Глава 4. Применение программного средства для численного исследования поршневых машин и агрегатов 116
4.1. Анализ характеристик одноцилиндрового ПД 116
4.2. Многоцилиндровые пневмодвигатели 142
4.3. Пневмодвигательно-компрессорный агрегат 150
Заключении 171
Литераатур 175
- Теоретический рабочий процесс поршневой расширительной машины
- Динамика кривошипно-шатунного механизма
- Многоцилиндровый стенд
- Многоцилиндровые пневмодвигатели
Теоретический рабочий процесс поршневой расширительной машины
Процесс выхлопа заканчивается при положении поршня в НМТ. В зависимости от начального давления, формы, числа и размеров отверстий выхлопных окон давление газа в цилиндре в конце процесса 3-4 может даже приближаться к конечному (атмосферному) давлению (р4 р ).
Процессы 1-Т-2, 2-3 и 3-4 происходят при перемещении поршня от ВМТ до НМТ под действием газовых сил. Обратный ход поршня в однорядной схеме - за счет инерции маховика.
При обратном ходе на участке 4-5 газ через выхлопные окна выталкивается из цилиндра. В этом случае растет скорость поршня, уменьшается сечение выхлопных окон, перекрываемых поршнем. В результате чего, при одновременным повышением давления, возрастает скорость истечения газа из цилиндра. В момент отсечки рабочей камеры от выхлопных окон объем рабочей камеры V5 = V3 , давление р5 р . В точке 5 при закрытых поршнем выхлопных окнах процесс выталкивания газа из цилиндра заканчивается.
Обратное сжатие газа происходит по линии политропического процесса (адиабате) и заканчивается в момент открытия впускного клапана, при р6 р„. В это время газ притекает из впускной полости в цилиндр при переменном давлении в цилиндре р р р„. Началом процесса наполнения цилиндра газом можно считать равенство р = рц, а условием его окончания рц = р„.
Процесс сжатия газа в цилиндре прекращается в точке 6 в момент выравнивания давлений в цилиндре и впускной полости (р = рн). При перемещении поршня к ВМТ объём цилиндра уменьшается, давление в цилиндре повышается и может принимать большие значения (дожатие), выше, чем на входе (р р„). Происходит нагнетание газа из цилиндра через открытый впускной клапан.
Процесс нагнетания газа весьма кратковременный, имеет место при скоростях поршня близких к нулю, при максимальном проходном сечении клапа на, вследствие чего относительные потери давления на участке 6-6-1 минимальны. Процесс нагнетания заканчивается в точке I, затем цикл повторяется.
Закрытие клапана за счет перепада давления, обусловленного увеличением мгновенной скорости поршня до середины хода поршня, обеспечивает, так называемый, «детандерный» режим работы [31]. С процессом расширения в рабочем цикле происходит большее снижение температуры отработанного газа, чем только в одном процессе выхлопа.
При ср = 90, в соответствии с законом движения кривошипно-шатунного механизма, скорость поршня достигает максимального значения. Если самодействующий клапан не успел закрыться по «скорости поршня», он закроется (при соответствующей жёсткости пружин) по «разности давлений» только после открытия поршнем выхлопных окон, расположенных в районе НМТ [47-53].
В расчетной практике используется рабочий цикл расширительной ступени, построенный в координатах давление - безразмерный ход поршня.
За безразмерный ход поршня принимается отношение текущего значения хода поршня Si к его максимальной величине S, т.е. С = SJS. Тогда С2 = 82/8 - безразмерный ход поршня, соответствующий моменту окончания процесса (степень отсечки) наполнения; С5 = S6IS - то же в момент окончания процесса (степень отсечки) сжатия; С3 = S3/S = S5/S - то же в момент окончания процессов расширения и выталкивания; а = SMIS =- относительная величина мертвого пространства.
Поскольку самодействующие клапаны применялись в поршневых компрессорах с момента их появления, работы по их расчёту выполнялись ещё до появления вычислительной техники. Дифференциальные уравнения для опреде ления потерь давления в самодействующих клапанах, были впервые получены НА.Доллежалем [54]. В этих уравнениях сила, обусловленная действием газового потока на запорный элемент, связывалась с перепадом давления на клапане при математическом моделировании рабочих процессов поршневых компрессоров. Работы Н.А. Доллежаля, проведенные им в 1936-1944 г.г. по исследованию динамики и газодинамики самодействующих клапанов, а также процессов, протекающих в поршневых компрессорах, являются основополагающими в этой области. Принималось, что давление в цилиндре одинаково по всему объему в любой момент времени, а в нагнетательном патрубке постоянно. Предполагалось также, что истечение газа через клапан подчиняется законам установившегося течения, а изменение состояния газа в цилиндре подчиняется адиабатическому закону. За характерную скорость принималась скорость в седле клапана.
Одной из первых зарубежных теоретических работ по динамике клапанов явилась диссертация М. Costagliola (США) [55], выполненная в MIT (Массачусетсом технологическом институте). Математическая модель базировалась на двух уравнениях: уравнении потерь давления при определенной величине подъема запорного органа клапана и уравнении движения запорного органа под действием силы упругости пружины, демпфирующей силы и силы давления потока газа, проходящего через клапан. Течение через клапан предполагалось адиабатным, а за определяющую скорость принималась скорость в щели клапана.
Полученные Н.А. Доллежалем и М. Costagliola дифференциальные уравнения в общем виде не интегрируются, а решение их численным методом не представлялось возможным из-за отсутствия ЭВМ. Поэтому они использовались при качественном анализе влияния свойств клапанов на характер изменения линий всасывания и нагнетания индикаторной диаграммы компрессора.
Динамика кривошипно-шатунного механизма
Работы, выполненные в ЛенНИИХиммаше по расчету динамики движения пластин клапанов различных типов, определению затрат мощности на преодоление сопротивлений в клапанах, математическому моделированию клапанов, нашли отражение в монографии Т.Ф. Кондратьевой и В.П. Исакова [94].
Следует отметить, что работы по теоретическому исследованию и математическому моделированию динамики самодействующих клапанов, непрерывно совершенствуются и углубляются, находятся новые методы и подходы к построению математических моделей.
Можно выделить следующие недостатки этих математических моделей : бесконечность объема камер нагнетания и всасывания, не учет внешнего теплообмена, а также утечек и перетечек газа в цилиндре. Во многих работах [65, 66, 71-77] клапан рассматривается как самостоятельный узел, непосредственно не влияющий на работу ступени в целом. В некоторых случаях процессы сжатия и расширения схематизируются путем использования постоянных величин политроп. Такой подход к исследованию правомерен при отработке отдельных узлов, но не годится при оптимизации конструкции поршневой машины или агрегата в целом.
Прилуцким И.К. [31] впервые приведена полная математическая модель рабочего процесса прямоточного детандера высокого давления с самодействующими нормально - открытыми клапанами, которая включала в себя, все перечисленные фундаментальные уравнения и более того в ней использовалось уравнение состояния для реального газа. В качестве допущений было принято: квазистационарность и равновесность процессов в рабочих камерах, постоянство угловой частоты вращения вала, адиабатность процессов истечения газа через клапаны, неплотности и т.п., как через круглые отверстия, отсутствие прилипания запорных элементов к седлу, ограничителю подъема, и отскока от них. в математической модели учитывался внешний теплообмен по уравнению Ньютона. Но предлагаемые уравнения для расчета средних коэффициентов теплоотдачи, по поверхностям, ограничивающих рабочие камеры, были получены на основе экспериментальных исследований поршневых компрессоров и для детандеров высокого давления не прошли экспериментальной проверки. Рассчитывать с помощью предложенной математической модели внешний теплообмен не было невозможности из-за отсутствия эмпирических зависимостей по температурному состоянию стенок, ограничивающих рабочие полости.
В уравнении динамики нормально - открытого клапана газовая сила предлагалось рассчитывать с использованием коэффициента давления (рд) по формуле: Для высоких давлений (до 20МПа) эта зависимость не имела экспериментального подтверждения, также не были подтверждены предлагаемые эмпирические зависимости для расчета коэффициентов расхода.
В таком виде математическая модель не была реализована и апробирована на вычислительной машине, взамен этого расчет быстроменяющихся и (Р, Г, hKJl) и интегральных параметров для экспериментального образца детандера, производился с помощью упрощенной модели, в которой были выделены в отдельные термодинамические процессы (расширения, сжатия, выхлопа) с постоянными показателями политроп или адиабат. За счет варьирования определенного числа параметров, влияющих на процесс (условные зазоры в клапанах, поршневых уплотнениях, коэффициентов расходов и т.п.) было получено достаточно удовлетворительное совпадение расчета с экспериментом по внешним параметрам.
Задачи, решаемые с помощью математической модели, определяются степенью соответствия полученных результатов реальному прообразу, её адекват ностью. Степень приближения связана с точностью математического моделирования. Не обязательно увеличивать точность моделирования, если её повышение не удовлетворяет цели моделирования [104]. Об адекватности математической модели можно было бы утверждать, если автором [31], были бы экспериментально сняты быстроменяющиеся параметры (Р, Г, h ). В этом случае математическая модель могла бы быть использована для выдачи определенных рекомендаций по установлению рациональных характеристик нормально - открытых кольцевых клапанов детандера высокого давления исследуемого типа или других детандеров с близкими конструктивными параметрами.
Экспериментальные быстроменяющиеся параметры впервые были получены Калекиным В.С. и Ваняшовым А.Д. на физической модели детандер -компрессорного агрегата, созданного на базе двухступенчатого вертикального компрессора с дифференциальными поршнями, типа 20 К-1 [2,10]. В результате экспериментальных исследований было установлено, что диапазон устойчивой работы детандера низкого давления для заданного режима работы (п, Рнт = const) определяется конструктивными параметрами нормально-открытого кольцевого клапана (Dcp, Ьпл, Спр), диаметром и числом отверстий в седле (/ ).
Этот диапазон для детандера достаточно узок и определяется частью хода поршня, соответствовавшего процессу расширения. Если необходимый набор параметров клапана и, особенно hmax и Спр, подобраны неправильно, то закрытие клапана происходит при подходе поршня к НМТ после открытия верхним поршневым кольцом выхлопных окон. При таком режиме работа детандера становится не эффективной.
Многоцилиндровый стенд
Для моделирования рабочих процессов пневматических поршневых машин различных конфигураций было создано программное средство с развитыми возможностями, используется схема «представление системы - модель системы». Сперва производится построение графа-представления пневматической поршневой машины с помощью программы-визуального конструктора: из разработанной библиотеки компонентов («Объем», «Атмосфера», «Цилиндр», «Поршень», «Кривошипно-шатунный механизм», «Вал», «Маховик», «Нагрузка», «Привод», «Выхлопные окна», «Клапан» и др.). На рис. 3 показано представление одноцилиндрового ПД. Для удобства проектирования компоненты системы (вершины графа) отображаются большими прямоугольниками, соединенные связями разных типов (ребрами графа).
В компоненты системы возможно встраивать «виртуальные датчики» для сохранения и просмотра значения выбранного параметра во времени (рис. 2, 6) после произведения расчета, также вычисляются значения интегральных показателей пневматической машины.
Только после задания для компонентов машины входных параметров и верификации соединений компонентов производится построение математической модели. Далее производится численный расчет рабочего процесса пневматической машины с динамикой. Компоненты описаны в математической модели уравнениями, выражающими их состояния; связи же - это передающиеся во времени (за шаг расчета) малые единицы массы, теплоты и кинематические связи для механических компонентов.
Подход к моделированию на основе компонентов (для компрессоров) рассматривается в работе [100], важным отличием является возможность создания машин произвольных конфигураций. В компоненты системы возможно встраивать «виртуальные датчики» для сохранения и просмотра значения выбранного параметра во времени (рис. 3, 6) после произведения расчета, также вычисляются значения интегральных показателей пневматической машины.
При поиске новых конфигураций машин и для анализа точности модели возможно пользоваться первым уровнем представления, используя наиболее общие формулы. При доводке экспериментального агрегата, целесообразно в модель вводить выведенные эмпирические коэффициенты (например, результаты статических продувок) из экспериментально определенных параметров. Это обеспечит большую точность оптимизации (и целесообразно, поскольку исследуется конкретный образец).
При проектировании новых машин или элементов машин необходимо использовать объёмное представление геометрии и вычислять значения массового расхода и силу давления газа на запорный элемент клапана, так как существующие общепринятые расчетные эмпирические зависимости могут быть неприменимы по ряду причин (остутствие подобия, геометрические особенности проточной части клапанов и др.). 3. Конструкции экспериментальных стендов, методика эксперимента
Модели и расчетные методики отдельных компонентов должны обладать достаточной универсальностью, а также быть подтвержденными экспериментально. Поэтому были проведены серии различных экспериментов.
Для проведения экспериментальных исследований поршневых пневматических двигателей и пневмодвигательно-компрессорных агрегатов с самодействующими клапанами были разработаны и созданы два экспериментальных стенда на базе вертикального поршневого однорядного автомобильного компрессора и 3-х рядного Ш-образного компрессора производства немецкой фирмы ALMIG.
Поршневые компрессоры за счёт конструктивных изменений крышек цилиндров были переделаны в прямоточные однорядный пневмодвигатель, Ш-об-разный трёхрядный пневмодвигатель и двигательно-компрессорный агрегат с двумя пневмодвигательными и одним компрессорным цилиндром посередине.
В однорядном пневмодвигателе в клапанной крышке цилиндра размещали самодействующие однокольцевые впускные клапаны (с пружиной сжатия) [65] и лепестковым запорным упругим элементом [66].
В Ш-образном трёхрядном пневмодвигателе и двигательно-компрессор-ном агрегате пневмодвигательные цилиндры были снабжены двухкольцевыми впускными клапанами с пружинами сжатия. В нижних частях пневмодвига-тельных цилиндров в конце хода поршней для выпуска отработанного воздуха были выполнены круглые выхлопные окна.
Многоцилиндровые пневмодвигатели
«Запирание» цилиндра происходит следующим образом. После запуска, масса газа в цилиндре начинает расти, растет и среднее давление. В результате этого выпускной клапан закрывается и давление в цилиндре становится равным начальному давлению. Поршень останавливается в районе НМТ.
Если после запуска, происходит постепенная потеря массы (и соответственно, падение среднего давления) в цилиндре, то это приводит к все большему открытию выпускного клапана - и возникновению ситуации, когда давление в цилиндре атмосферное, впускной клапан закрывается, а выпускной клапан открыт.
Таким образом, массовый расход газа в непрямоточной схеме за цикл через впускной и выпускной клапаны должен находиться в соответствии.
Помимо указанных причин неэффективности этой схемы, следует также указать на конструктивные сложности реализации выпускного клапана. Размещение выпускного клапана в верхней части цилиндра (вместе с впускным клапаном) приведет к возникновению сложных турбулентных потоков газа, что может повлиять на работу клапанов и эффективность схемы, (это влияние, на низких оборотах около 300 об/сек незначительно, однако при увеличении чис-ла оборотов растёт).
Общий вывод по непрямоточной схеме воздухораспределения можно сделать такой: возможно на модели получить достаточно эффективные режимы работы схемы, однако на практике диапазон давлений на впуске, моментов нагрузки на валу меняется в достаточно широких диапазонах, что вследствие неустойчивости схемы может привести к остановке работы ПД.
Комбинированная схема воздухораспределения реализуется путем добавления к прямоточной схеме выпускного нормально открытого клапана.
Во избежания возникновения недостатков непрямоточной схемы (падение давления в цилиндре), пропускная способность выпускного клапана должна быть меньше, чем у впускного. Запирание выпускного клапана через повышение давления в цилиндре не произойдет, т.к. присутствуют выхлопные окна.
Комбинированная схема газораспределения при моделировании показала еебя идентичной прямоточной в случае «форсированного режима» работы, выпускной клапан остаётся закрытым. При «экономичнном» режиме работы выпускной клапан начинает работать и открывается около 100 (при повышении давления угол открытия увеличивается до 120) градусов (ещё до окон), а закрываетея около 270 и выше при повышении давления. Это обеспечивает меньшее пережатие газа при обратном ходе поршня, что в экономичном режиме «выравнивает» показатели мощности и кпд.
При меньшем мертвом пространстве положительное влияние выпускного клапана на уменьшение маесы газа при обратном ходе поршня возраетает.
Установлено, что данные оптимизации прямоточной сиетемы газораспределения неприменимы к комбинированной еистеме газораспределения. Добавление выпускного клапана к модели ПД с оптимальными значениями конструктивных параметров для прямоточной сиетемы и последующая оптимизация параметров выпускного клапана не дает более высоких показателей мощности или меньшего удельного расхода. Выпускной клапан в комбинированной системе выполняет функцию, аналогичную выхлопным окнам. За счет него, главное преимущество комбинированной схемы заключается в большей устойчивости к режимным параметрам такой конетрукции, так как момент его закрытия и открытия изменяется, например, при изменении начального давления.
Суммарная площадь щели выпускного нормально открытого клапана в сумме с площадью выхлопных окон должна примерно соотвествовать оптимальной площади выпхлопных окон в ПД с прямоточной схемой газораспределения.
Однако комбинированная схема, являясь более устойчивой к отколнениям значений нагрузки и начального давления от номинальных, не является более экономичной или мощной по отношению к прямоточной схеме. Это объясняется тем, что введение выпускного клапана уменьшает время расширения части газа (который выходит через выпускной клапан). Диапазон работоспособности комбинированной схемы в 1,5 раза выше, чем прямоточной схемы, однако является при номинальных значениях менее мощным на 5-9% и удельный расход выше на 4-10%.
В комбинированной схеме также возможно добавление нормально закрытого выпускного клапана с жесткой пружиной (который практически весь рабочий цикл будет оставаться закрытым), единственной задачей которого является выпуск избыточного давления при малом мертвом пространстве в конце обратного хода поршня, что повысит энергетическую эффективность ПД, хотя и усложнит конструкцию.
Влияние конструктивных параметров (Срп hmax, dOK0H и других) на рабочий процесс нелинейно, оптимизация отдельных параметров при фиксированных значениях других не обеспечивает оптимальные показатели рабочего процесса; Вместо ранжирования конструктивных параметров по степени их влияния (для вычисления их оптимальных значений последовательно) рационально проводить многофакторную оптимизацию;
Похожие диссертации на Разработка и совершенствование методов расчёта рабочих процессов поршневых расширительных машин и агрегатов с самодействующими клапанами
