Содержание к диссертации
Введение
1 Обзор литературы 9
2 Математическая модель
2.1 Термодинамическая подмодель, подмодель динамики клапана, подмодель промежуточных коммуникаций 23
2.2 Подмодели кинематики и динамики механизма движения 37
2.3 Подмодель прочности деталей 45
3 Методики экспериментальных исследований 59
3.1 Измерительный комплекс для индицирования поршневого компрессора 59
3.2 Экспериментальные исследования с использованием штатных приборов промышленных предприятий 79
4 Программная реализация математической модели 84
5 Анализ и оценка эффективности компрессорного оборудования при проведении энергоаудита 5.1 Компрессор ВП-50/8 на механическом заводе (г. Воркута) 98
5.2 Компрессор 305ВП-16/70 ОАО «Славнефть-ЯНОС» (г. Ярославль) 102
5.3 Компрессор 2ВМ4-15/25 ООО «Тобольск-нефтехим» (г. Тобольск) 122
5.4 Компрессор 2ВМ10-60/8 «Ловозерский ГОК» (г. Ревда) 125
Заключение 130
Список используемой литературы
- Термодинамическая подмодель, подмодель динамики клапана, подмодель промежуточных коммуникаций
- Подмодель прочности деталей
- Экспериментальные исследования с использованием штатных приборов промышленных предприятий
- Компрессор 2ВМ4-15/25 ООО «Тобольск-нефтехим» (г. Тобольск)
Введение к работе
Актуальность рассматриваемой проблемы. Несмотря на возрастающую тенденцию к использованию в области низкого давления винтовых компрессоров, основными преимуществами поршневых компрессоров остаются экономичность и их использование в области среднего и высокого давления. Компрессоры потребляют до 30 % электроэнергии на предприятиях, поэтому повышение их экономичности является актуальной задачей.
При проведении энергоаудита большую помощь для выработки рекомендаций, особенно при оценке работы компрессоров на нерасчетных режимах, оказывают математические модели (ММ) и компьютерные программы на их основе.
Применение хорошо обоснованных ММ дает возможность: сократить время проведения энергоаудита; удешевить и сократить объемы экспериментальных работ при инструментальном обследовании; восполнить отсутствующую информацию при статистическом анализе.
Цель диссертационного исследования. Работа посвящена решению важной проблемы: повышению эффективности использования топливно-энергетических ресурсов промышленных предприятий с помощью применения научно обоснованных и экспериментально проверенных ММ. Для достижения этой цели поставлены следующие задачи:
разработать математическую модель, предназначенную для анализа работы поршневого компрессора (ПК) (с числом ступеней до четырех);
на основании разработанной модели создать диалоговую систему и компьютерную программу, предназначенных для использования при проведении энергоаудита предприятий;
создать измерительный комплекс для индицирования поршневого компрессора на современной элементной базе;
- проверить разработанную ММ на адекватность.
Научная новизна, выполненной работы заключается:
- в разработке математической модели для анализа поршневого
компрессора (с числом ступеней до четырех);
в разработке диалоговой системы, используемой при проведении энергоаудита компрессорного оборудования;
в обосновании применимости ММ при энергетическом обследовании промышленных предприятий.
Достоверность результатов научных положений и полученных в работе результатов базируется на применении фундаментальных законов физики и экспериментальной проверке используемой методики, результаты которой показали удовлетворительное совпадение расчетных и экспериментальных данных, полученных в ходе исследований компрессора ВУ-3/8 на кафедре компрессорной вакуумной и холодильной техники (КВХТ) Санкт-Петербургского государственного политехнического университета (СПбГПУ); в ходе экспериментальных проверок при проведении энергоаудита.
Практическая значимость работы обусловливается тем, что:
Разработанные ММ и компьютерная программа используются при анализе поршневых компрессоров при энергетическом обследовании промышленных предприятий, проводимых ООО «Городским центром экспертиз - энергетика», г. Санкт-Петербург («Воркутинский механический завод», ОАО «Славнефть-ІШОС», «Ловозерский ГОК», ООО «Тобольск-нефтехим», ОАО «Южно-Уральский криолитовый завод»). Результаты работы также используются в ходе дипломного и курсового проектирования на кафедре КВХТ СПбГПУ по специальностям 150801 и 140504.
Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались на XXXVIII и XXXIX Неделях науки в СПбГПУ; на XV Международной научно-технической конференции по компрессорной технике, г. Казань, 19-20 июля 2011 г.
Публикации. По теме диссертации опубликовано девять работ (в журналах из Перечня ВАК две работы).
Основные положения, выносимые на защиту:
математическая модель многоступенчатого (с числом ступеней до 4) поршневого компрессора;
диалоговая система и компьютерная программа;
- результаты экспериментальной проверки разработанной ММ на
адекватность;
-результаты применения ММ в ходе проведения энергоаудита промышленных предприятий.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения и списка литературы из 49 наименований. Работа изложена на 138 страницах, содержит 88 рисунков и 5 таблиц.
Термодинамическая подмодель, подмодель динамики клапана, подмодель промежуточных коммуникаций
Разработанные в работе математическая модель и программа расчета являются продолжением серии работ, реализованных на кафедре КВХТ СПбГПУ начиная с 90-х годов. За это время было разработано несколько моделей и программ для расчета рабочих процессов в ПК. Это программа «SIMCOP» [11, 21, 38], реализованная в системе DOS, в процессе эксплуатации несколько раз корректировалась и модернизировалась (последняя версия 2003 год). Были разработаны версии «ENGLISH» и «RUSSIA» для идеального газа; а также версии для сжатия реальных газов (природный газ, хладоны R12, R134, R22 и др.). Созданы-версии-программ для расчета дисковых клапанов с буферной и демпферной»пластиной, а также для расчета кольцевых клапанов;[ 15, 38].
Эти программы были разработаны в системе DOS наязыке «Фортран». Поэтому, начиная с 2000-ого года все программы надо было переработать для системы «WINDOWS» с применением более развитых программ программирования. Были переработаны, и разработаны программы для. расчета рабочих процессов [38]: -в» ступени ПК с возможностью подбора параметров клапанов: полосового традиционного исполнения, прямоточного, тарельчатого и лепесткового с переменной шириной. Имеется возможность расчета других типов клапанов; - в двухступенчатом поршневом компрессоре двойного действия общего назначения с расчетом клапанов основных типов и определением промежуточного давления; - в ступени компрессора с дисковыми клапанами с рабочей, буферной и демпферной пластинами.
Была разработана демоверсия программы «Ступень» для исследования рабочих процессов в компрессоре с тронковым поршнем и с полосовыми клапанами [46]. Последний вариант этой программы был написан в 2009 году с участием автора. Эта программа с успехом используется для проведения нескольких виртуальных лабораторных работ по дисциплине «Поршневые компрессоры» и в курсовом проектировании.
В 1994 - 1999 гг. Б. С. Хрусталевым, М. М. Перевозчиковым, А. Г. Красниковым была разработана модель нестационарного одномерного течения реального газа во всасывающей системе первой? ступени компрессора. Модель- была применена для. анализа эффективности работы двухступенчатого компрессора. 2ГУ-0,5/20-220 в составе передвижной газонаполнительной станции» для сжатия, природного? газа с переменным давлениемвсасывания [38]!
Однако у этих программ-имелись существенные-недостатки: все они разработаны для конкретных целей; определение промежуточных давлений для многоступенчатых компрессоров-, вызывало серьезные трудности, в расчете определяются, в основном; термодинамические показатели-работы компрессоров. Эти недостатки создают проблемы при» анализе работы компрессоров при проведении энергоаудита, так как ПК зачастую работают на нерасчетных, режимах, и значительно увеличивает трудоемкость оценки эффективности.
Для. устранения большинства указанных недостатков.была.разработана программа расчета.
Таким образом, оценивая сложившуюся ситуацию- на данном этапе развития машинных методов проектирования! объемных компрессоров, можно отметить, математические моделирование дает ответы, на многие вопросы, возникающие при проектировании новых или модернизаций старых компрессорных машин. На ЭВМ можно смоделировать различные условия и режимы работы компрессоров, в том числе и. нерасчетные. Применение ММ позволяет сократить расходы, связанные с проведением эксперимента. К тому же это единственный источник информации, в тех случаях, когда проведение эксперимента невозможно либо отсутствует техническая документация. Следует отметить, что математическое моделирование является эффективным методом анализа, в тех случаях, если она достоверно описывает исследуемый объект. Поэтому любая ММ должна быть проверена экспериментально.
Целью данной работы является: повышение эффективности использования топливно-энергетических ресурсов промышленных предприятий с помощью применения научно обоснованных и экспериментально проверенных математических моделей. Для достижения этой цели необходимо решить следующие задачи: - разработать математическую модель, предназначенную для анализа рабочих процессов в ПК для сжатия идеального газа (с числом ступеней до четырех) с учетом динамики клапана; - составить подмодели кинематики, динамики и прочности, предназначенных для силового анализа механизма движения компрессора и прочностного анализа деталей компрессора; - разработать диалоговую систему и компьютерную программу, предназначенных для использования при проведении энергоаудита предприятий; - создать измерительный комплекс для индицирования поршневого компрессора на современной элементной базе; - проверить разработанную ММ и компьютерную программу на адекватность.
Подмодель прочности деталей
Коленчатый вал этоюдна»из наиболее напряженных деталей І механизма движения компрессора. На коленчатый вал действуют газовые силы, силы инерции поступательных и вращающихся масс, вызывающие знакопеременные скручивающие и изгибающие моменты. Кроме того, периодически изменяющиеся вращающие моменты вызывают крутильные и продольные колебания вала.
В результате воздействия этих сил и моментов, материал вала работает на усталость, сложная конфигурация вала приводит к появлению концентраций напряжений в отдельных местах (в галтелях, выходах сверления для смазки и т.д.) [25].
В связи с тем, что существует большое количестве схем выполнения коленчатых валов (одноколейные, многоколенные, двухопорные, многоопорные и т.д.) разрабатывается библиотека моделей. Т. е. вся модель включает в себя несколько подмоделей, которые описывают конкретную схему вала. При этом схемы валов и подмодели - для их описания могут добавляться или изменяться.
Расчет вала производится двумя способами [4, 10]: 1 способ - по статическим нагрузкам с определением условных сравнительных напряжений; 2 способ - расчет с учетом влияния знакопеременной нагрузки. Для двухопорного вала система является статически определимой. Для многоопорного вала применяется упрощенная методика, когда вал условно разрезается посередине коренной шейки и рассматривается как балка, лежащая на двух опорах. При этом считается, что к сечению разрезанной шейки приложен крутящий момент, передаваемый от отброшенной части вала.
При расчете вала как разрезной двухопорной балки принимают следующие допущения: 1) Часть вала между двумя соседними подшипниками свободно лежит на опорах; 2) Опоры и точки приложения внешних сил проходят через средние плоскости подшипников; 3) Вал представляет собой абсолютно жесткую балку; 4) Вал симметричный, т.е. длина коренных шеек одинакова. Расчет вала в зависимости от схемы проводится в пяти и более сечениях, при углах поворота от 0 до 360. В расчете учитываются следующие силы: 1) Газовые силы и силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс. Эти силы передаются по шатуну! и раскладываются на касательные и нормальные составляющие; 2) Центробежные силы от вращающихся масс. Они действуют в точках приложения сил по шатунам; 3) Центробежные силы от масс противовесов. Эти усилия приложены к щекам вала; 4) Крутящий момент, который равен сумме моментов, воспринимаемых всеми коленами. На рисунке 7 приведена схема вала с одним коленом, на котором прикреплены два шатуна с углом развала 90, лежащий на двух опорах, со всеми силами которые на него действуют
Уравнения составляются для двух плоскостей, одна из которых находится в плоскости кривошипа, а вторая перпендикулярная первой. Внешние силы, которые действуют на коленчатый вал, берутся из подмодели динамики. Крутящий момент, передаваемый на вал, определяется по формуле Изгибающий момент определяется по формуле где МИ1 — изгибающий момент, действующий в плоскости кривошипа; Ми2 — изгибающий момент, действующий в плоскости перпендикулярной плоскости кривошипа. Далее определяются нормальные и касательные напряжения, действующие в рассматриваемом сечении. Нормальные напряжения от изгиба ст= — и w„ где 1 и - момент сопротивления при изгибе для соответствующего сечения. Касательные напряжения кручения т= к где WK - момент сопротивления при кручении для соответствующего сечения.
Как уже говорилось, в зависимости от схемы вала, расчет проводится в пяти и более сечениях (см. рисунок 7), к которым относятся: коренная шейка со стороны двигателя и противоположная ей; сечения в серединах шатунных шеек; сечения на щеках вала, в которых напряжения рассчитываются на малой и широкой сторонах.
Следующим этапом является расчет вала с учетом знакопеременной нагрузки. Расчет заключается в определении запасов прочности в наиболее напряженных сечениях. К таким сечениям могут относиться: проточки для подвода масла, галтели и т.д. Расчет производится с учетом переменных нагрузок, действующих на вал, максимальных амплитуд напряжений, усталостной прочности и концентрации напряжений.
Запас прочности по нормальным и касательным напряжениям определяется из выражений для нормальных напряжений а +(Т т +т напряжения цикла ат = тах """ , тт = тах """ , где атах, атіп, хтах, хтт наибольшие и наименьшие напряжения, определяются, в расчете по статическим нагрузкам.
Экспериментальные исследования с использованием штатных приборов промышленных предприятий
Из представленных зависимостей видно, что экспериментальные и расчетные характеристики компрессора удовлетворительно согласуются. Вид экспериментальных кривых для мощности и изотермического КПД объясняется погрешностью обработки и планиметрирования индикаторных диаграмм. Полученные результаты, как в ходе эксперимента, так и при расчете по математической модели не противоречат полученным ранее результатам в области проектирования поршневых компрессоров. На основании этого можно считать проведенные экспериментальные исследования успешными. Из анализа сопоставления экспериментальных и расчетных данных можно сделать вывод, что математическая модель удовлетворительно описывает рабочие процессы, происходящие в компрессоре.
Экспериментальные исследования с использованием штатных приборов промышленных предприятий
Как уже отмечалось выше, при проведении энергетического обследования промышленных предприятий применяет инструментальное обследование, которое проводится с целью: - восполнения отсутствующей информации, необходимой для оценки эффективности работы компрессоров; - определения фактических характеристик работы энергетических установок; - выявления соответствия фактических режимов работы оборудования их регламентированным значениям; - выявления- причин снижения показателей- эффективности работы обследуемого оборудования.
Кроме этого, информация; полученная в і ходе инструментального обследования; может быть применима для- идентификации применяемых ММ! В тех случаях, если отсутствует, измерительное оборудование на предприятии; возможна установка дополнительных средств измерения. В последнее время появились, бесконтактные, переносные приборы, которые дают возможность проводить замерыбезюстановкиоборудования.
При обследовании ОАО «Южно-Уральского криолитового завода» данные полученные в ходе инструментального - обследования были использованы-дляшроверки разработанной ММіна адекватность. Вгкачестве объекта исследования выступал поршневой компрессор»305ВП-30/8 .
В ходе инструментального обследования системы компримирования газов на основе штатных и переносных приборов с помощью, оперативного персонала предприятия были проведены замеры, параметров газа на входе и выходе из компрессора и газоохладителей. Данные, полученные в ходе таких замеров в совокупности с замерами электрической мощности привода компрессора, являются основой для расчета производительности и оценки эффективности компрессорных установок.
Анализ данных, полученных в ходе инструментального обследования, был выполнен с учетом следующих особенностей.
Инструментальные замеры электрической мощности работающих на момент обследования компрессоров проводилось переносными приборами с одновременной фиксацией режимных параметров по штатным приборам. Эти параметры отражаются в вахтенных журналах. Измерения мощности переносными приборами выполнялись специалистами «Городским центром экспертиз - энергетика».
Ввиду отсутствия бесконтактных средств измерения расхода газов, расходы фиксировались приборами, установленными на предприятии.
На рисунке 36 приведены временная диаграмма давления и значения давлений, определенные по показаниям манометров. Можно отметить хорошее совпадение значений снятых с манометров с показаниями временной диаграммы. Это свидетельствует о Временная диаграмма давления (08.06.2011): а) - круговая диаграмма; б) - развертка круговой диаграммы Анализ диаграмм давления показал, что несмотря на большую пульсацию, среднее давление в различные дни практически постоянно и равняется 0,37...0,38 МПа. Это значение использовалось при расчете характеристик компрессора 305ВП-30/8. Исходные данные по компрессору взяты из руководства (паспорта) по эксплуатации компрессора. Часть данных, например: мертвое пространство, принималась на основании опыта расчетов компрессоров аналогичного типа (ВП-50/8).
При определении мощности компрессора могут быть использованы два способа: первый способ заключается в замере мощности, напрямую, с помощью бесконтактных средств измерения; второй способ заключается в расчете мощности в зависимости от имеющихся данных.
Компрессор 2ВМ4-15/25 ООО «Тобольск-нефтехим» (г. Тобольск)
Из представленных зависимостей видно, что изменение конечного давления сказывается, в основном, на втором ряду. Это связано с тем, что в этом ряду расположена четвертая ступень, на которую и оказывается большее влияние конечного давления. При этом основное влияние оказывается на газовые силы, которые в свою очередь влияют на все остальные. Силы инерции остаются неизменными, так как не зависят от конечного давления.
Можно отметить, что заметно существенное отличие в значениях противодействующего момента (см. рисунки 78 и 79) при определенных положениях угла поворота коленчатого вала. Для разных конечных давлений значения отличаются в несколько раз. Однако, проверка показала, что маховый момент маховика обеспечивает допустимую неравномерность вращения коленчатого вала компрессора.
На рисунке 80 приведен один из графиков расчета на прочность: изменения напряжения изгиба в центральном сечении шатунной шейки. Схема вала показана на рисунке 7. Можно отметить существенное отличие в значениях напряжения при определенных положениях угла поворота коленчатого вала. В остальных сечения наблюдается похожая картина.
Анализируя результаты расчетов на прочность, можно сказать, что увеличение конечного давления неблагоприятно сказывается на прочности коленчатого вала, однако напряжения находятся в допустимом диапазоне.
Исходя из проделанного анализа компрессора, можно сделать вывод, что компрессор может обеспечить два режима эксплуатации. В большинстве случаях в качестве привода компрессоров любых типов применяются электродвигатели переменного тока. При всех очевидных достоинствах такого электропривода, основным недостатком остается ограничение частоты вращения ротора. Применение частотно-регулируемого привода позволяет применить теоретически наиболее экономичный способ регулирования: метод изменения частоты вращения вала компрессора.
На многих воздушных компрессорных станциях общего назначения применяются наиболее экономичные поршневые компрессоры типа 4ВМ10-100/8 и 2ВМ10-50/8 и подобные им. На рисунке 81 приведена схема таких компрессоров. Компрессор представляет собой оппозитную горизонтальную крейцкопфную двухрядную (для компрессора 2ВМ10-50/8) или четырехрядную (для компрессора 4ВМ10-100/8) поршневую машину двухступенчатого сжатия с четырьмя (для компрессора 4ВМ10-100/8) или двумя (для компрессора 2ВМ10-5 0/8) цилиндрами двойного действия.
Смазка механизма движения цилиндров и сальников компрессора осуществляется от двух автономных агрегатов смазки. Охлаждение компрессора водяное с открытым сливом. Компрессор оборудован системой автоматизации и системой ступенчатого регулирования производительности с интервалами в 100%, 75%, 50%, 25% и 0%. Регулирование осуществляется путем перепуска воздуха из рабочей полости цилиндров во всасывающую полость и путем присоединения дополнительного объема. Система автоматизации включает в себя комплекс устройств для пуска компрессора, блокировки и сигнализации.
Такие станции характерны для небольших производств: нефтеперерабатывающие заводы, производство бетона, шахтные станции. Доля потребления компрессорами электроэнергии составляет до 50 % от общего потребления на производстве. Последние 15 лет эти компрессоры или аналогичные им практически не производятся. Работы по разработке более совершенных систем регулирования также не производятся. В результате длительной эксплуатации v к настоящему временш у большинства компрессоров полностью отсутствует какая-либо система1 регулирования. Излишек сжатого воздуха сбрасывается в.атмосферу. Потери электроэнергии для станции-составляют 20 и более процентові
При проведении энергоаудита, на Тобольском, нефтехимическом комбинате анализ работы компрессорной» станции показал, что для обеспечения постоянной готовности системы аварийной безопасности хлорного участка, круглосуточно работает поршневой1 компрессор 2ВМ4-15/25. Компрессор- является трехступенчатым. Схема, его схожа с приведенной на рисунке 81.
Для уменьшения расхода электроэнергии воздух после блоков осушки стравливается в атмосферу, т.е. конечное давление практически равно атмосферному давлению. Такой режим работы называется режимом холостого хода. Несмотря на работу компрессора в этом режиме, потребляемая мощность составляет значительную величину: около 90 кВт (60 % от номинальной мощности). Такое потребление энергии связано с тем, что компрессор представляет трехступенчатую конструкцию. Сжатие в первых ступенях практически не зависит от режима работы (конечного давления). Дальнейшее уменьшение мощности компрессора возможно только при уменьшении частоты вращения коленчатого вала. При этом уменьшается и производительность компрессора. Предлагаемый вариант эксплуатации компрессора состоит из двух режимов: работа на пониженном числе оборотов электродвигателя (режим ожидания), а в случае аварии быстрое увеличение оборотов для достижения требуемой производительности компрессора (рабочий режим). Учитывая, что характеристики при любом конечном давлении прямопропорциональны цикличности работы компрессора снижение мощности в режиме ожидания (частота вращенияравна 375 об/мин) составит 45 кВт. Было рекомендовано с целью обеспечения работы компрессора на двух режимах установить программируемый частотный преобразователь при, сохранении минимального времени перехода в рабочее состояние.
