Содержание к диссертации
Введение
1 Обзор теоретических и экспериментальных методов исследования процессов теплообмена в поршневых компрессорах 12
1.1 Анализ способов охлаждения 12
1.2 Анализ теоретических методов расчёта теплообмена и теплопередачи 19
1.3 Анализ экспериментальных методов исследования теплообмена . 29
2 Математическая модель рабочего процесса бессмазочной ступени ПК с внутренним микрооребрением 34
2.1 Расчётная схема и основные допущения 34
2.2 Основные расчётные уравнения 43
2.3 Методика расчёта теплопередачи и особенность реализации математической модели 48
2.4 Система расчётных уравнений 63
2.5 Особенности реализации модели для несимметричной схемы ПК 65
2.6 Реализация математической модели 68
3 Экспериментальные исследования 76
3.1 Постановка задачи 76
3.2 Тарировка термопар 77
3.3 Тарировка датчика давления 82
3.4 Тарировка датчика измерения температуры газа в рабочей камере . 86
3.5 Расчёт коэффициента теплоотдачи на внешней поверхности 91
3.6 Определение погрешности измерения внутреннего коэффициента теплоотдачи 97
3.7 Определение общей погрешности методики 98
3.8 Описание методики проведения эксперимента 99
3.9 Экспериментальные исследования рабочего процесса одноступенчатого ПК 122
3.10. Практические рекомендации по изготовлению ПК цилиндрическая часть которых имеет оребрённую внутреннюю поверхность 132
4. Анализ влияния внешнего охлаждения на рабочий процесс ступени ПК с внутренним оребрением 137
4.1 Исследование влияния внешнего охлаждения на ступни ПК с различными диаметрами цилиндров с внутренним микрооребрением 139
4.2 Влияние параметра \\і на интенсификацию процесса охлаждения ступени ПК 149
4.3 Влияние частоты вращения коленчатого вала на эффективность внешнего охлаждения 155
4.4 Средняя температура нагнетаемого воздуха и параметр в ступенях поршневого компрессора 157
4.5 Тепловые потоки и температурное поле цилиндрической стенки рабочей камеры ПК 160
4.6 Тепловые потоки и температура стенки цилиндра при оребрении различных частей камеры 172
4.7 Изменение температуры стенки цилиндра при изменении частоты вращения коленчатого вала 175
4.8 Влияние толщины стенки и свойств конструкционных материалов на температуру нагнетания и прочностные характеристики ПК 178
4.9 Изменение температуры стенки цилиндра при несимметричной расчётной схеме 188
4.10 Повышение эффективности работы компрессорного оборудования ДСМ 191
4.11 Перспективы снижения веса и габаритных размеров теплообменного оборудования и уменьшения расхода топлива приводного двигателя компрессорного агрегата 194
Заключение 198
Литература
- Анализ теоретических методов расчёта теплообмена и теплопередачи
- Методика расчёта теплопередачи и особенность реализации математической модели
- Тарировка датчика измерения температуры газа в рабочей камере
- Средняя температура нагнетаемого воздуха и параметр в ступенях поршневого компрессора
Введение к работе
Актуальность темы. Компрессорное оборудование (КО) находит широкое применение в различных типах дорожно-строительных машин (ДСМ) и предназначено главным образом для обеспечения сжатым воздухом энергоустановок, различных пневматических вспомогательных систем и исполнительных механизмов.
При эксплуатации современных компрессорных установок (КУ) ДСМ возникают следующие проблемы:
-
Сложность зимнего запуска КО со смазкой в условиях Сибири и Крайнего Севера.
-
Низкая безопасность работы и связанные с этим неудобства эксплуатации компрессорного оборудования (ограничение по температуре нагнетаемого газа - до 160 С, контакт горячего газа с масляными парами и образование нагара - вызывает пожары и взрывы; необходимы частые остановки КО во время работы для продувки теплообменников от смеси масла и конденсата).
-
Низкий КПД (связанный с неэффективностью системы охлаждения).
-
Несоответствие экологическим нормам (требования на содержание масляных паров в рабочем воздухе по ИСО 8573-2 - 4. . . 10 мг/м3, сброс конденсата с маслом в окружающую среду).
-
Повышенные габаритные размеры теплообменников КО, необходимость в установке дополнительного устройств для отделения масла.
-
Затруднение в увеличении производительности исполнительных механизмов ДСМ за счёт повышения давления в рабочей камере, в связи с ограничениями по температуре.
В условиях Сибири и Крайнего Севера для получения сжатого воздуха на ДСМ наиболее перспективными являются конструкции поршневых компрессоров (ПК) с бессмазочной проточной частью, позволяющие существенно повысить эксплуатационные характеристики КО, так как отсутствие масла в рабочей камере позволяет решить ряд перечисленных выше проблем. Кроме того, отсутствие плёночной жидкости на внутренних, поверхностях рабочей камеры таких компрессоров позволяет рассматривать возможность интенсификации отвода тепла от сжимаемого газа за счёт применения микрооребрения внутренних поверхностей рабочей камеры. Результаты экспериментальных и теоретических исследований рабочих процессов ступени при наличии микрооребрения на внутренних поверхностях стенок, формирующих рабочую камеру, представленных в работах Юши В.Л. и Новикова Д.Г. показали, что такой подход к решению задачи интенсификации охлаждения сжимаемого газа в ряде случаев оказывается чрезвычайно эффективным; снижение температуры нагнетаемого газа в такой ступени по сравнению со ступенью, имеющей гладкие поверхности рабочей камеры, составляет несколько десятков градусов. При этом необходимо решить вопрос о целесообразности
реализации той или иной степени интенсификации внешнего охлаждения ступени в зависимости от конструктивных и режимных параметров.
Интенсификация охлаждения сжимаемого газа непосредственно в рабочей камере ступени ПК оказывает значительное влияние на эффективность рабочего цикла, на условия функционирования и массогабаритные параметры теплообменного оборудования ДСМ и позволяет решить вышеперечисленные проблемы, в том числе и наиболее значимую проблему по увеличению производительности исполнительных механизмов ДСМ за счёт увеличения давления в ступенях компрессорной установки. К тому же увеличение давления в ступенях позволит сократить их количество, что естественно позволит уменьшить стоимость оборудования, повысить его надёжность и улучшить эксплуатацию ДСМ.
Необходимо отметить, что для ступеней ПК с гладкими внутренними поверхностями рабочей камеры не удаётся на сколько-нибудь существенно снизить температуру нагнетаемого воздуха (за исключением метода впрыска жидкости). По этой причине исследователи в настоящее практически не занимаются данной проблемой.
Проблемами совершенствования пневматических устройств и компрессорного оборудования ДСМ и горных машин занимались такие учёные как Матгис А.Р, Абраменков Э.А., Смоляницкий Б.Н., Абраменков Д.Э.идр.
Таким образом, актуальность данной работы состоит в решении проблем, возникающих при эксплуатации КО ДСМ за счёт интенсификации охлаждения сжимаемого газа в ступенях компрессорной установки.
Связь темы диссертационного исследования с общенаучными, государственными программами: работа выполнена соответствии с аналитической целевой ведомственной программой "Развитие научного потенциала высшей школы" (2006-2008 гг.) Федерального агенства по образованию, а также госбюджетной фундаментальной НИР 1.11.07 "Разработка методов экспериментального исследования теплового и газодинамического взаимодействия газового потока с микрооребрёнными и перфорированными объектами" и госбюджетной НИР "Поисковые исследования путей создания комбинированного двигателя нового типа на основе использования роторно-поршневого газогенератора т газотурбинной расширительной машины" (государственный контракт №1551 от 24.03.2008 г. на основании постановления Правительства РФ № 771-35 от 10.11.2007 г.).
Цель и задачи исследования. Целью данной работы является повышение эффективности компрессорного оборудования дорожностроительных машин.
Для достижения поставленной цели были решены следующие задачи:
1. Разработана уточнённая математическая модель рабочих процессов бессмазочной ступени ПК с учётом нестационарных процессов теплопередачи, в том числе и при наличии микрооребрения на внутренних поверхностях рабочей камеры.
2. Разработаны экспериментальные стенды и проведены
экспериментальные исследования с целью проверки на адекватность
разработанной математической модели.
-
Проведён параметрический анализ рабочих процессов ступени ПК без смазки проточной части с использованием уточнённой математической модели.
-
Разработаны рекомендации по повышению эффективности работы КО и исполнительных механизмов ДСМ с бессмазочными ступенями ПК, имеющими микрооребрённые внутренние поверхности рабочей камеры.
Объект исследования: бессмазочная ступень поршневого компрессора ДСМ.
Предмет исследования: взаимосвязь интенсивности охлаждения сжимаемого газа в ступени ПК ДСМ с энергозатратами и энергетическими характеристиками всей установки в целом.
Методика исследования носит комплексный характер, то есть включает теоретические и экспериментальные исследования. Задачей теоретических исследований являлась разработка уточнённой математической модели рабочих процессов бессмазочной ступени ПК и проведение параметрического анализа с целью определения параметров системы охлаждения компрессорной установки для повышения эффективности работы ДСМ. Задачей экспериментальных исследований являлось проведение проверки на адекватность разработанной математической модели.
Научная новизна заключается в следующем:
разработана уточнённая математическая модель рабочих процессов бессмазочной ступени ПК с учётом нестационарных процессов теплопередачи через стенки её рабочей камеры, в том числе и при наличии микрооребрения на её поверхностях;
впервые получены результаты параметрического анализа режимов работы бессмазочной ступени ПК с внутренним микрооребрением при различной интенсивности внешнего охлаждения ступени, в результате которого проведена оценка влияния интенсивности внешнего охлаждения, конструктивных и режимных параметров ступени на её рабочий процесс и температуру нагнетаемого газа при симметричном и несимметричном температурном поле, а также при наличии микрооребрения и без него;
впервые определён характер распределения температур в стенках рабочей камеры и её циклического изменения при различных конструктивных и режимных факторах, а также для различных конструкционных материалов при наличии микрооребрения на внутренних поверхностях рабочей камеры;
впервые проведена оценка рекомендуемого диапазона изменения условного коэффициента теплоотдачи на внешних поверхностях стенок бессмазочной ступени ПК с микрооребрением внутренних поверхностей рабочей камеры для рассматриваемых режимов работы ступени.
Практическая ценность состоит в следующем:
- на основе уточнённой математической модели разработана
программа, реализованная на языке программирования в среде Turbo Pascal,
позволяющая производить расчёты рабочих процессов ПК без смазки с
учетом нестационарных процессов теплопередачи через стенки рабочей
камеры при наличии микрооребрения и без него, позволяющая проводить
анализ эффективности применения внешнего охлаждения ступени;
- разработаны рекомендации по организации внешнего охлаждения
бессмазочной ступени ПК, в том числе при наличии внутреннего
микрооребрения;
- проведена оценка возможного снижения массогабаритных
параметров теплообменного оборудования компрессоров и снижения
энергозатрат приводного двигателя компрессорной установки ДСМ;
- предложена и запатентована новая конструкция поршневого
компрессора для ДСМ с оребрением цилиндрической части рабочей камеры;
- полученные результаты приняты к практическому применению в
Москаленском ДЭУ, ФГУП ПО "Полёт", ОАО "Сатурн".
Достоверность полученных в работе результатов подтверждается:
- использованием в математической модели фундаментальных
законов физики, обоснованным выбором расчётной схемы;
применением современных измерительных приборов и оборудования, компьютерной техники при проведении экспериментальных исследований;
удовлетворительным совпадением результатов расчёта с экспериментальными данными. Погрешность экспериментальных данных не более 5 %.
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на семинарах кафедры "Компрессорные и холодильные машины и установки" ГОУ ВПО Омский государственный технический университет, на XVI международной научно-технической конференции по компрессорной технике (Казань 2007), на VIII Международной научно-технической конференции "Динамика систем, механизмов и машин" (Омск 2007), на научно-технических семинарах факультета «Транспортные и технологические машины» СибАДИ.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ, в том числе 4 статьи в рецензируемых журналах, входящих в рекомендуемый список ВАК.
Объём работы. Работа состоит из введения, 4-х глав, заключения, и списка литературы. Диссертация содержит 123 страницы текста, 115 рисунков, 7 таблиц. Список литературы включает 137 наименований.
Анализ теоретических методов расчёта теплообмена и теплопередачи
В настоящее время, когда развитие вычислительной техники находится на сравнительно высоком уровне, важную роль в изучении многих термодинамических процессов ПК наряду с экспериментальными методами играет математическое моделирование - описание процессов происходящих в компрессоре, с помощью математических уравнений [84]. Математическое моделирование позволяет ответить на многие вопросы, возникающие на ранних этапах создания и предварительного проектирования поршневых машин, сократить время и стоимость исследования, исключая дорогостоящие эксперименты и опыты, прогнозировать результаты поведения изучаемого объекта в условиях, где проведение практического эксперимента невозможно или затруднено, дает возможность получить информацию, в которой исключено влияние некоторых побочных явлений, которые невозможно исключить в реальном эксперименте.
Следует выделить несколько способов описания рабочих процессов, протекающих в рабочей камере компрессора объемного действия, различающихся своей математической структурой.
Первый способ. Этот способ основан на описании процессов сжатия и расширения с помощью политропической зависимости PJ -const. Показатель политроп сжатия и обратного расширения сочетает в себе наряду с термодинамическими свойствами рабочего тела - реального или идеального газа и влияние процесса теплообмена [21, 63, 87, 136].
Известно, что для системы с переменной массой рабочего тела, т. е. для процесса с учётом утечек и перетечек газа, применение показателей политроп, связывающих изменение давления, температуры и объема при постоянной массе рабочего газа не всегда верно. Поэтому иногда приходится учитывать влияние и этих факторов. В работах [18, 47, 75, 94] определение показателя политроп с учетом неплотностей рабочей камеры производится по формуле [75]: где Тн - температура нагнетания, К; Твс - температура всасывания, К; X - отношение массы газа в конце процесса к массе в начале процесса; Рп и Рвс -давление в конце и начале процесса сжатия соответственно, Па. Данная формула является простой, поскольку она содержит только начальные и конечные параметры рабочего тела, которые естественно известны из условий работы компрессора. Применение эта формула нашла лишь при проектировочных расчётах, позволяющих приблизительно определить индикаторную мощность. Применить данную формулу для точного расчёта нельзя, поскольку даже начальные и конечные параметры газа в этом случае являются величинами, задаваемыми с некоторой погрешностью. Величина утечек, которая зависит не только от типоразмера компрессора, рабочего тела и его условий работы, а еще и от конструктивных особенностей, технологического исполнения и степени износа системы уплотнения цилиндра также не может быть задана точно.
Для вариатропного процесса с рабочим телом переменной массы и переменной теплоемкостью можно записать формулы [75, 94]: MLH„-_l)(dV_dM (1.2) Т V м dT . . Л.АТ dP. _ „ ,_. — + (п-\)(—-—) = 0, (1.3) где п показатель вариатропы, переменный в процессе сжатия. Из этих уравнений находим средний показатель вариатропы [75]: п = — (1.4) lg—--\s,— Эта формула, так же как и предыдущая имеет те же достоинства и те же недостатки.
На данный момент имеется достаточно большое количество рекомендаций по расчёту осредненных показателей политроп. Так, например, во ВНИИкомпрессормаш [15] была использована формула для показателя политропы, изменяющегося во время процессов сжатия и обратного расширения [75]: р р , \ ср вС J где щ и bj - коэффициенты, зависящие от типоразмера компрессора и его условий работы; Рвс -давление всасывания, Па; Р -текущее давление в цилиндре, Па; Р + Р =-"у а.б) где Рн - давление нагнетания, Па. Модели основанные на данном методе просты и не требуют больших затрат машинного времени для реализации их на ЭВМ.
Недостатком является неопределённость коэффициентов at и Ь,- при проектировочном расчёте. Поэтому метод этот весьма неточен и не позволяет углублённо рассматривать процессы тепло- и массообмена. Однако применение этого способа возможно, когда исследователя детально не интересуют процессы, происходящие в рабочей камере, а больше интересует динамика клапанов, колебательные процессы в трубопроводах и т.п.
Второй способ. Данный метод основан на использовании первого закона термодинамики для тела переменной массы. В решаемую систему уравнений также входят уравнение сохранения массы и уравнение состояния газа.
Методика расчёта теплопередачи и особенность реализации математической модели
Аналитическое решение данной задачи затруднительно без принятия допущений, существенно влияющих на результаты расчётов. В связи с этим для решения подобных задач широко применяются такие численные методы, как метод конечных разностей (или метод сеток), метод конечных объёмов и метод конечных элементов [34, 53, 135].
В связи с этим решение рассматриваемой задачи было осуществлено методом конечных разностей, который чаще всего применяется при решении данных задач, иначе этот метод называют методом элементарного баланса [2, 7, 17, 49, 53, 56, 60, 65, 71, 78, 80, 83, 86, 87, 89, 103, 111, 113]. Достоинством этого метода является, то, что он позволяет за счёт введения нерегулярности ортогональной сетки учитывать сложную геометрию исследуемого объекта; при этом по точности он приближается к методу конечных элементов [49]. Сущность метода заключается в следующем: решение дифференциальных уравнений заменяются их приближенными значениями, выраженными через значения функций в отдельных дискретных точках. То есть происходит переход от исходной дифференциальной задачи к разностной. Для этого исследуемое тело разбивается на ряд простых геометрических фигур (тел) в пределах которых закон распределения температуры можно с достаточной точностью принять линейным, это, разумеется, является одним из источников погрешности данного метода, как и погрешность округлений при расчёте в данной задаче. Однако размеры элементарных тел выбирают таким образом, что погрешность будет незначительна, это будет показано ниже. Расчётными точками при этом могут являться геометрические центры элементов. Расчётную точку принято называть узлом. Множество точек дискретной сетки расположенных на непрерывной области определения называется разностной сеткой. Функция, определённая на таком дискретном множестве, уже называется сеточной. Расположение узлов сетки в дискретной области определения вообще-то, может быть, произвольным и определяться спецификой решаемой задачи.
Учитывая выше сказанное, для общей оценки влияния условий и параметров внешнего теплоотвода на рабочий процесс ступени бессмазочного ПК с упрощенной геометрией расчётной схемы метод конечных разностей в силу своей простоты и надёжности представляется наиболее предпочтительным.
Обозначим температуру элемента (в узловой точке) — Ту п, где п порядковый номер расчётного шага, или его ещё называют номером временного слоя; i, j, к - номера элементов для пространственных многомерных задач, определённых в декартовой системе координат. Пусть, например, элементы представляют собой куб со стороной L, то есть сетка расположена в пространстве с шагом L (рисунок 2.3). Составим для такого элемента уравнение теплового баланса [49]: dQx + dQ2 - d03 - dQ4 - dQ5 - dQ6 = dQ,, (2.31) где dQ! - тепловой поток от соседнего элемента по оси і, Дж; dQ2 - тепловой поток к соседнему элемента по оси і, Дж; dQ3 - тепловой поток, идущий к соседнему элементу по оси j, вверх, Дж; dQ4 - тепловой поток, идущий к соседнему элементу по оси j снизу, Дж; dQ5 - тепловой поток, идущий к соседнему элементу по оси к слева, Дж; dQ6 - тепловой поток, идущий к соседнему элементу по оси к справа, Дж; dQ7 - тепло, идущее на изменение внутренней энергии элемента ij,k,n, Дж; Величина тепловых потоков dQi - dQ6 определяется по закону Фурье [49]: dQ, =2 T,_UjXn ljXn).F-dr, (2.32) где X — коэффициент теплопроводности материала, Вт/м-К; F — площадь поверхности теплообмена, м , в данном случае это площадь грани куба; L — сторона куба (расстояние между центрами соседних элементов), м; dQB
Вид элемента, на которые разбиты детали компрессора при симметричной схеме T i-ij,k,n - температура соседнего элемента по оси і, К; Тц,к,п — температура исследуемого элемента, К; dx - шаг по времени, с. dQ2=j TljXn jXn)-F.dT, (2.33) L где Ti+y n - температура соседнего элемента по оси і, К. lQi=j TlJAn iJ+lXn).F-dr, (2.34) где Tjj+i5k,n - температура соседнего элемента сверху, К; dQ4 = 7 (TijAn u_UkJ-F-dr, (2.35) L где Ty.i n - температура соседнего элемента снизу, К; dQ5=j-(T.JiktnUMUn)-F-dT, (2.36) L где Ту + п - температура соседнего элемента слева, К; dQ6=j T.jXn hJ,k_ln)-F-dT, (2.37) L где Ту;к _і)П - температура соседнего элемента справа, К; dQ7=p-Cp-L-F.(T.jM lJXn)-dT, (2.38) где Cp - теплоёмкость материала элемента, Дж/К-кг; р - плотность материала элемента, кг/м ; Ту,к,п+1 температура элемента на следующем временном слое, К. Решая уравнение (2.31) мы находим единственное неизвестное 1\і;К п+і.
Для сходимости практических задач с устойчивым алгоритмом решения приведённого выше примера необходимо ввести ограничения по времени dx и по шагу сетки L, то есть, необходимо добиться, чтобы в пределах элементарных геометрических фигур в окрестностях каждого узла закон распределения температуры можно с достаточной точностью было принять линейным. Существует следующая зависимость, позволяющая выбрать интересующие нас параметры таким образом, чтобы численное решение данным методом сходилось [61]:
При выполнении условия (2.39) погрешность данного метода не превышает 4 - 5% [61].
В нашем случае объектом исследования является ПК простого действия. Для его теплового расчёта проведём разбивку на расчётные элементы деталей, формирующих рабочую камеру: поршень, цилиндр, крышку цилиндра.
В специальных случаях для осесимметричных задач расчётные элементы удобнее представить в виде колец (см. рисунок 2.4). На данном рисунке Fi — площадь кольца при передаче тепла по вертикали, F2 - площадь кольца в среднем сечении при передаче тепла по горизонтали. Разумеется, в общем виде площадь цилиндрической поверхности кольца переменна в радиальном направлении и тепловой поток при этом обычно рассчитывается по известной формуле для цилиндрической стенки [61]:
Тарировка датчика измерения температуры газа в рабочей камере
Для определения давления воздуха в рабочей камере использовался датчик давления ДД2,5. Тарировка данного датчика проводилась на стационарной компрессорной установке КУ-10, с использованием образцового манометра и электронного осциллографа, подключаемого к персональному компьютеру. Схема установки показана на рисунке 3.3.
Установка состоит из следующих основных элементов: компрессорная установка (КУ-10) 1, ресивер 2, штуцер 3, датчик давления 4, образцовый манометр 5, блок питания 6, электронный осциллограф 7, персональный компьютер 8.
Установка работает следующим образом: включается компрессорная установка 1 закачивающая воздух под давлением в ресивер 2, с полостью ресивера 2 соединён штуцер 3, в котором герметично установлен датчик давления 4 и параллельно образцовый манометр 5. На датчик давления 4 подаётся питание от блока питания 6. Напряжение снимается с датчика давления 4 с помощью электронного осциллографа 7. Показания выводятся с цифрового осциллографа 7 на монитор компьютера 8.
Тарировка производилась следующим образом: компрессорная установка 1 увеличивает давление в ресивере 2, что фиксирует образцовый манометр 5. В свою очередь повышение давления влияет на чувствительный элемент датчика давления 4, который выдаёт напряжение, фиксируемое на мониторе компьютера 8. Таким образом, фиксируя значения напряжения при определённых значениях давления, получается зависимость напряжения от давления для данного датчика давления 4. Тарировочная характеристика датчика давления изображена на рисунке 3.4.
Определим приборную погрешность [51, 91] при тарировке датчика давления, определяемую по формуле [50, 67]: SM=je2A + Si + S20, (3.4) Рисунок 3.3 Схема установки для тарировки датчика давления 1 - компрессорная установка (КУ-10) 2 - ресивер 3 - штуцер 4 - датчик давления 5 - образцовый манометр 6 - блок питания 7 - цифровой осциллограф 8 - персональный компьютер Л Па л г 01234 5 6 7 8 U, В
Рисунок 3.4 Тарировочная характеристика датчика давления где 5д - относительная погрешность датчика давления, %; мн - относительная погрешность образцового манометра, %; 50- относительная погрешность осциллографа, %.
Относительная погрешность датчика давления по паспорту 8д=1,4%. Относительная погрешность образцового манометра бмн І - Относительная погрешность для осциллографа определяется паспортом 8о=0,05%. В данном случае приборная погрешность является общей погрешностью, поскольку методика измерения напряжения при выполнении эксперимента и при проведении тарировки совершенно одинаковы. Также не учитывалось влияние случайных факторов. Их можно будет исключить, если некоторые значения, полученные при экспериментальном измерении, будут выпадать из общей системы. Тогда общая погрешность датчика давления равна: SM = 7l,42+l2+0,052 = 1,72%. 3.4 Тарировка датчика измерения температуры газа в рабочей камере
Датчик представляет собой пластину из сплава платины и серебра, длиной 100 мм и сечением 8x85 мкм. Данная пластина располагается на фторопластовой подложке и устанавливается в экспериментальном стенде на поршне в специально сделанном пазе (см. рисунок 3.5).
Для измерения температуры сжимаемого воздуха данный датчик устанавливается в мост см. рисунок 3.6 и служит переменным сопротивлением Rx. Установка для тарировки датчика температуры состоит из камеры 1, моста 2, усилителя 3, термометра 4, тепловой установки 5, цифрового осциллографа 6 и персонального компьютера 7 (см. рисунок 3.7). Измеряя температуру в камере 1, которая фиксируется термометром 4 сигнал UBbIX с моста 2 через усилитель 3 идёт на электронный осциллограф. Таким образом получается зависимость UBblx от температуры. Тарировочная характеристика показана на рисунке 3.8.
Погрешность измерения температуры зависит от точности термометра и электронного осциллографа: "ТЕМ = "V or + д0 где бот — относительная погрешность термометра - 0,1 %; 5о относительная погрешность осциллографа
Рисунок 3.8 -Тарировка датчика температуры Однако при работе в компрессоре датчик температуры не будет воспринимать истинную температуры сжимаемого воздуха, а будет запаздывать в силу своей инерционности. Поэтому для определения величины истинной температуры сжимаемого воздуха воспользуемся методом "двух проволочек" [13]. Суть метода заключается в использовании одного отрезка проволоки, который при измерении температуры воздуха в полностью идентичных динамических процессах наделяется разными свойствами хотя бы по одному параметру, что даёт возможность определить коэффициент теплоотдачи апрі как функцию от времени протекания процесса:
Средняя температура нагнетаемого воздуха и параметр в ступенях поршневого компрессора
Охлаждение проводилась для крышки цилиндра путём подачи водопроводной воды через полость в крышке цилиндра. В результате чего омывался сменный диск, выполняющий функцию клапанной плиты.
Для определения коэффициента теплоотдачи от охлаждающей воды к омываемой стенке, прежде всего, необходимо определить расход охлаждающей жидкости. Схема расходомера изображена на рисунке 3.9. Расход определялся с помощью мерного сосуда 1 и секундомера 2. Мерный сосуд 1 имеет риски на боковой поверхности для измерения объёма. Цена деления 5-Ю" м. Максимальный измеряемый объём V0=10" м". Расход измерялся следующим образом. Шланг, подсоединённый к центральной системе водоснабжения, опускается в мерный сосуд 1. Открывается кран и вода начинает поступать в сосуд. Отсчёт времени ведётся секундомером 2 с ценой деления 0,01 с. В тот момент, когда из шланга 3 в сосуд 1 начинает вытекать вода начинаем отсчёт по секундомеру 2 и заканчивает в тот момент, когда вода дойдёт до верхней риски мерного сосуда.
Известно, что абсолютная погрешность прибора вычисляется как половина цены деления [50]: A ,,c=f, (3-8)N где V - цена деления мерного сосуда, м3. Получаем 5-Ю-5 AMC=:L - = 2,5-10-V 2 Относительная погрешность мерного сосуда определяется по известной формуле (3.7): 8МС = -. Ю0% = 2,5 з 100% = 2,5% 1 - мерный сосуд 2 - секундомер 3 - шланг Рисунок 3.9 Схема расходомера Проведя серию из десяти измерений времени, за которое заполняется мерный сосуд, получили данные, занесённые в таблицу 2. Определим среднюю величину и погрешность измеренного времени. 2 , /=i ср 10 где тср — среднее значение времени, с; X; - Время І - ГО ИЗМереНИЯ, С. _ 50,11 Тср (3.9) = 5,01с Таблица №№ 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 т, с 5,01 5,00 4,98 5,00 5,00 5,01 4,99 5,03 5,00 5,00 Среднеарифметическое отклонение определяется по формуле [33, 67]: ср Ат = = 0,01с Таким образом, время измерения расхода определяется интервалом: т = 5,01 + 0,01с Относительная погрешность измерения времени с учётом формулы (3.3) равна 5Т=0,2%. Общая погрешность измерения расхода рассчитывается по известной формуле (3.4): Sv=yJST2+Sj =V0,22+2,52 =2,51% Непосредственно сам расход охлаждающей жидкости определяется по формуле: М= p-V (3.10) где р - плотность охлаждающей жидкости кг/м3. .. 1000-Ю"3 по . М = = о 2кг / с. 5,01
Перейдём теперь непосредственно к расчёту коэффициента теплоотдачи для охлаждающей среды. Коэффициент теплоотдачи можно определить из соотношения для критерия Нуссельта [56]: D -а N»= f (3.11) где Nu - критерий Нуссельта; а - коэффициент теплоотдачи для охлаждающей среды, Вт/м2-К; X - коэффициент теплопроводности охлаждающей жидкости, Вт/м-К; Дэ - характерный размер омываемой полости, м. Из формулы (3.11) получаем выражение для а: Nu-Л а = D Для определения критерия Нуссельта необходимо вычислить критерий Рейнольдса [3]: Re = , (3.12) v где & - скорость течения охлаждающей жидкости, м/с; v - кинематическая вязкость охлаждающей жидкости, м2/с. Для воды с температурой 20 С [16]: X = 0,6 Вт/м-К, v = 10"6 м2/с. Для обеих частей экспериментального исследования полость охлаждения имеет прямоугольное сечение. В первом случае этот размер 0,1x0,01м, во втором 0,025x0,01 м. Скорость течения жидкости можно определить по зависимости [75]: М 3 = - , (3.13) p-S где S - площадь сечения полости охлаждения, м2. Для определённости будем обозначать с индексом "1" величины относящиеся к первой части экспериментального исследования, описанные в параграфе 3.8, с индексом "2" величины относящиеся ко второй части экспериментального исследования, описанные в параграфе 3.9. Тогда: 0,2 «9, = - = 0,2м I с 1 10000,1-0,01 0 2 $- Yi± = 0,8л /с 2 1000-0,0250,01 Характерным размером в случае не круглого сечения полости принимают величину, определяемую по формуле [75]: D3= , (3.14) где Р - периметр сечения, м. ол±ол±М1±М1= 31 4 п 0,025 + 0,025 + 0,01 + 0,01 L o7 = = 0,0175л 32 4 0.2-0.055 1 10-6 0.8-0.0175 = иооо 2 10-6 Данный вид течения является турбулентным. При турбулентном течении жидкости, обтекающей плоскость, критерий Нуссельта определяется по формуле [26]: Nu = 0,029 Re0 8 Рг0 4, (3.15) где Рг - критерий Прандтля, для воды при 20 С равен 0,7. Nux =0,029 -11000 8-0/70 4 = 43 Nu2 =0,029 -140000 8 -0,70-4 =51,7 ЛЦ-Л 43-0,6 410Вт/м2-К D3l 0,055 Ntu-X 51,7-0,6 n . 2 r/. a, П72,6Вт/м2-К 2 L32 0,0175 Определим погрешность измерения коэффициента теплоотдачи. Яан=у]Яу2+Ялр2 где 8лр - погрешность измерения линейных размеров. Измерения размеров проводились штангенциркулем с ценой деления 0,05 мм. Диапазон измерений был от 0,01 м до 0,1 м, то есть среднее значение 0,055м. Тогда относительная погрешность линейных размеров будет рассчитываться как отношение абсолютной погрешности штангенциркуля, равной половине цены деления, к средней величине диапазона измерения: 0,00005 8по = 2 юо% = 0,045%. лр 0,055 Данной погрешностью ввиду её малости можно пренебречь.
