Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 10
1.1. Краткий обзор направлений совершенствования рабочего процесса шестеренчатых компрессоров 10
1.2. Преимущества и недостатки применения впрыска охлаждающей жидкости 24
1.3. Жидкости, применяемые для впрыска в объемные компрессоры 27
1.4. Методы термодинамического анализа рабочих процессов компрессоров с двухфазным рабочим телом 32
1.4.1. Методы анализа основанные на инженерном подходе к расчету рабочего процесса 34
1.4.2. Методы анализа основанные на математическом моделировании рабочего процесса 39
1.5. Постановка задач исследования 51
2. Математическая модель рабочего процесса шестеренчатого компрессора с газожидкостным рабочим телом 54
2.1. Дифференциальные уравнения изменения термодинамических параметров рабочего тела в полостях объемных компрессоров 54
2.2. Движение капель жидкости в рабочей полости шестеренчатого компрессора 63
2.2.1. Коэффициент аэродинамического сопротивления среды. Деформация и дробление капли потоком 74
2.2.2. Взаимодействие капли с поверхностью стенок рабочей полости 77
2.3. Определение объема рабочей полости компрессора, сил и моментов, дей
ствующих на ротор компрессора 83
2.3.1. Геометрия шестеренчатого компрессора 85
2.3.2. Расчетные формулы для определения объема полостей 86
2.3.3. Результаты расчета изменения объема полостей 96
2.3.4. Определение сил и моментов, действующих на роторы компрессора 98
2.4. Тепло-и массообмен газа с жидкостью 105
2.4.1. Тепло- и массообмен капель жидкости 106
2.4.2. Тепло-и массообмен пленки жидкости 109
2.5. Внешний массообмен рабочей полости с соседними полостями через зазоры и окна 112
2.6. Описание математической модели шестеренчатого компрессора внешнего сжатия с впрыском жидкости 117
2.6.1. Модель движения капель жидкости 117
2.6.2. Периодизация рабочих процессов 120
2.6.3. Структура математической модели рабочих процессов компрессора. Определение энергетических характеристик компрессора 123
3. Экспериментальное исследование шестеренчатого компрессора с газожидкостным рабочим телом 132
3.1. Описание объекта исследования, экспериментального стенда и метрологического оборудования 132
3.2. Определение внешних характеристик компрессора и коэффициентов расхода окон - 141
3.2.ІІ Контролируемые параметры. Программа испытаний 141
3.2.2. Методика обработки результатов испытаний 142
3.2.3. Оценка погрешностей измерений 145
3.3. Анализ внешних характеристик компрессора с впрыском жидкости па всасывание. Проверка математической модели на адекватность 149
3.4. Коэффициенты расхода всасывающего и нагнетательного окна компрессора 158
3.5. Методика и результаты термометрнрования компрессора 161
3.6. Методика и результаты оценки характера распределения пленки жидкости по поверхности статора 170
3.7. Выводы 180
4. Параметрический анализ рабочего процесса шестеренчатого компрессора с газожидкостным рабочим телом 182
4.1. Влияние метода расчета на температуру капли жидкости 182
4.2. Влияние места впрыска на осредненные параметры спектра капель 185
4.3. Характеристика рабочего процесса шестеренчатого компрессора при впрыске жидкости 201
4.4. Влияние режима работы шестеренчатого компрессора на его энергетические и объемные характеристики 205
4.5. Влияние дисперсности капель жидкости, монтажных зазоров и сочетания материалов ротор-статор на характеристики компрессора 214
Заключение 227
Список использованной литературы
- Жидкости, применяемые для впрыска в объемные компрессоры
- Коэффициент аэродинамического сопротивления среды. Деформация и дробление капли потоком
- Определение внешних характеристик компрессора и коэффициентов расхода окон
- Характеристика рабочего процесса шестеренчатого компрессора при впрыске жидкости
Введение к работе
Компрессорные машины как источники сжатого газа нашли чрезвычайно широкое применение в различных отраслях промышленности. Создание новых высокоэффективных технологических процессов немыслимо без совершенствования технологического оборудования, в том числе компрессорного. Техническое совершенство применяемых компрессоров во многих случаях определяет экономичность, надежность и безопасность установок в целом.
Компрессоростроение традиционно занимает важное место в общем машиностроении всех индустриально развитых стран. Отечественной промышленностью /102/ освоен выпуск свыше пятисот типоразмеров практически всех основных типов компрессоров производительностью от 3-Ю4 м3/с до 450 м3/с на конечное давление до 250 МПа, мощностью от 0,1 до 40 тыс. кВт. Несмотря на общий спад производства, наблюдавшийся в отечественной промышленности с начала девяностых годов, в настоящее время работы по созданию новых конструкций компрессоров и модернизации имеющихся ведутся в условиях конкуренции с зарубежными фирмами. В этих условиях теоретические и экспериментальные работы по изучению и совершенствованию рабочего процесса и конструкции компрессоров, с целью повышения энергетических показателей выступают на передний план.
Среди компрессоров различных типов роторные объемные компрессоры нашли широкое применение в связи с такими их качествами как быстроходность, уравновешенность, надежность и хорошие массогабаритные показатели.
Одним из представителей этого класса компрессорных машин является шестеренчатый компрессор внешнего сжатия (ШКВС). В технической литературе также широко используются другие термины для этой машины, такие как нагнетатель, воздуходувка, газодувка Руте. Он начал применяться в промышленности с 1867 года /67/ и до сих пор находит широкое применение в химической и пищевой промышленности для транспортировки различных газов и сыпучих материалов; в горном деле и сельском хозяйстве; для очистки сточных вод в очистных сооружениях и подачи надувочного и продувочного воздуха для дизелей в транспортных машинах /73, 125/. Данный тип машин также широко используется в качестве вакуум-насосов в качестве первых ступеней откачки.
Шестеренчатый компрессор внешнего сжатия относится к роторным компрес
сорам с обкатываемыми профилями роторов и среди машин данного класса выделяет
ся наибольшей простотой и надежностью конструкции, наилучшими массогабарит-
ными показателями /130/, но в то же время обладает несовершенным рабочим
процессом сжатия. Это несовершенство связано с энергетическими потерями от
внешнего сжатия, которые, в основном зависят от отношения давлений в компрессо-
А ре. Рекомендуемый диапазон работы таких машин по величине отношения давлений
составляет до 1,8...2, по производительности - (0,1 ...4,0) м3/с /125/. В этой области режимов ШКВС превосходят или успешно конкурируют с другими видами компрессорных машин. В связи с этим они пользуются устойчивым спросом на рынке и выпускаются многими фирмами за рубежом, основными из которых являются "Aerzen" (Германия), "Hibon" (Франция), "Roots Dresser" (США), "VEB Pumpen und Verdichter" (Германия), "Robuschi" (Италия), "Unozawa-Gumi IronWorke" (Япония), «SP Spomax sa» (Польша). В СНГ наиболее крупным производителем таких машин является Мелитопольский компрессорный завод (Украина), где налажено серийное производство, также они выпускаются заводом "Vienybe" (г. Укмерге, Литва) и Казанским механическим заводом НПО "Вакууммаш". Их годовой выпуск составляет порядка 9000 штук. В последнее время у нас в стране и за рубежом возрос интерес к компрессорам
# сжимающим двухфазную газожидкостную смесь. Наличие жидкости в сжимаемом га
зе в ряде случаев обусловливается особенностями технологических процессов, а так
же намеренной подачей капельной жидкости в рабочую полость компрессора (напри
мер маслозаполненные винтовые компрессоры). Компрессоры с двухфазным рабочим
телом имеют более высокие энергетические показатели, меньшие удельные массога-
баритные параметры, а также меньший уровень шума, по сравнению с "сухими" ана-
* логами.
Подача мелкодисперсной жидкости в ШКВС /123/ позволяет увеличить КПД машины, коэффициент подачи, снизить температуру нагнетания (что особенно важно при работе на нагруженных режимах) и удельную мощность без значительного усложнения конструкции.
Вместе с этим, наличие жидкости в потоке сжимаемого газа обусловливает
4 сложную картину их механического, теплового и массообмениого взаимодействий,
влияющую на конечные параметры рабочего тела и экономичность компрессора в цс-
лом. Для учета этих факторов необходимо детальное изучение рабочих процессов современными методами исследования, в частности методами математического моделирования.
Отсутствие обоснованных методик расчета ШКВС с двухфазным рабочим телом, основанных на методах математического моделирования, не позволяет проводить расчеты основных характеристик компрессора на стадии проектирования, а также оптимизировать его параметры. Это затрудняет проектирование, сдерживает внедрение таких машин в производство и предопределяет актуальность работ, направленных на создание таких методик.
В данной работе проводится комплекс работ по изучению рабочих процессов компрессора с двухфазным газожидкостным рабочим телом и созданию методики расчета применительно к ШКВС. При этом используются современные методы математического моделирования с привлечением экспериментальных данных. Проведенный «на математической модели анализ влияния относительного количества впрыскиваемой жидкости, ее дисперсности, режимных параметров, некоторых геометрических параметров ШКВС на рабочий процесс и его основные характеристики, позволил дать практические рекомендации по выбору основных соотношений при проектировании таких машин.
Работа выполнена на кафедре холодильной техники и технологии Казанского государственного технологического университета.
Автор выражает глубокую благодарность доценту кафедры А. М. Ибраеву за ценные советы и замечания в работе над указанной проблемой, заведующему кафедрой, профессору И.Г. Хисамесву за оказанную помощь в подготовке диссертации, а также всему коллективу кафедры ХТиТ за поддержку и понимание.
Жидкости, применяемые для впрыска в объемные компрессоры
В процессе сжатия газа его температура, как правило, растет. Величина температуры нагнетания ограничивает отношение давлений, достигаемое в одной ступени компрессора, поэтому, вопросу снижения температуры газа всегда уделяется повышенное внимание. Впрыск охлаждающей жидкости в сжимаемый газ позволяет осуществить наиболее эффективный процесс охлаждения сжимаемого газа посредством смесительного теплообмена. Экспериментальные данные но сравнению различных способов охлаждения камеры сжатия поршневого компрессора /33/ показали, что внутреннее охлаждение путем впрыска охлаждающей воды по сравнению с внешним охлаждением водой через стенку, позволяет достичь большего снижения температуры при значительно меньшем расходе воды. Снижение температуры нагнетаемого газа при внутреннем охлаждении достигает (80... 100) К /33/. Для роторных компрессоров, в которых процесс сжатия протекает быстрее, внутреннее охлаждение впрыском жидкости дает еще больший эффект, по сравнению с внешним охлаждением через стенку. Эффективное охлаждение газа в процессе сжатия снижает показатель политропы до л=1,07...1,12 /105/ и приближает процесс сжатия к изотермическому. За счет этого происходит снижение работы сжатия, потребляемой мощности при том же конечном давлении. Кроме этого, меньший нагрев деталей компрессора приводит к меньшим тепловым деформациям и, следовательно, позволяет изначально закладывать меньшие зазоры между рабочими органами, что снижает протечки газа между полостями. Протечки на всасывание имеют меньшую температуру и, следовательно, занимают меньший объем в полости всасывания, что приводит к увеличению производительности компрессора.
Снижение температуры нагнетания позволяет повысить отношение давлений в ступени. В этом случае предельно допустимое отношение давлений должно опреде-лятііся из условия обеспечения запаса прочности деталей компрессора, несущей способности подшипников и мощностью привода.
Жидкость, впрыснутая в сжимаемый газ, помимо отвода теплоты сжатия оказывает уплотняющее действие. Оседая на стенках в виде жидкостной пленки и попадая в щелевые зазоры между роторами и между ротором и корпусом она частично или полностью занимает поперечное сечение щелей и, таким образом, препятствует перетеканию газа из полостей с более высоким давлением в полости с более низким. В результате снижения протечек во всасывающую полость обеспечивается дополнительное ее наполнение свежим газом и увеличение производительности компрессора, а также параметра ее характеризующего - коэффициента подачи. Снижение протечек позволяет в роторных компрессорах уменьшить окружные скорости и значит нагрузки на подшипники, расширить область работы в область меньших производительностей.
Впрыскиваемая жидкость позволяет очищать газ от механических примесей. Так, в работе /35/ сообщается, что с помощью впрыска воды в первую ступень трех-ступенчатого поршневого компрессора, была решена проблема очистки сжимаемого газа от загрязнений, увеличился срок работы промежуточных газовых холодильников без очистки от отложений.
Недостатки, связанные с применением впрыска жидкости можно разделить па две группы. Первую группу составляют факторы приводящие к дополнительным за 26 тратам работы, ко второй - имеющие эксплуатационный характер. К первой группе относятся следующие недостатки. Для подачи, распыления и отделения охлаждающей жидкости необходимо затратить дополнительную работу, причем, чем тоньше распыл жидкости, тем большую энергию на эти процессы нужно затратить. При тонком распыле затраты только на впрыск жидкости /134/ могут составлять до 10 % от потребляемой мощности компрессора. Гидродинамические потери, связанные с проталкиванием газожидкостной смеси через нагнетательный патрубок и трением роторов о смесь также возрастают по сравнению с сухой машиной. Кроме этого, в случае испарения жидкости, появляются затраты работы на сжатие образовавшегося пара. Однако, впрыскиваемые масла практически не испаряются, а количество испаряющейся воды по расчетам работы /144/ не превышает 0,5 % от массы газа в рабочей полости.
Недостатками эксплуатационного характера являются возможность возникновения гидравлического удара и усложнение конструкции, увеличение массы и габаритов компрессорной установки из-за появления системы подачи и отделения жидкости. В роторных компрессорах, в частности в ШКВС, нагнетательные окна имеют значительные размеры, но сравнению с поршневыми компрессорами, мертвые или защемленные объемы практически отсутствуют или невелики, поэтому опасность возникновения гидравлического удара в этих компрессорах значительно снижена. Для поршневых компрессоров разработана методика расчета безопасного количества впрыскиваемой жидкости /60/, а также ряд конструктивных решений обеспечивающих безопасную работу компрессора.
Усложнения конструкции компрессора зависят от количества и типа впрыскиваемой жидкости. При впрыске масла в больших количествах маслосистема компрессора увеличивается. Однако уменьшение габаритов и массы из-за снижения числа ступеней и упрощения конструкции компрессора, превышает это увеличение. При впрыске, в качестве охлаждающей жидкости, воды, особенно для испарительного охлаждения, усложнения конструкции незначительны. Однако вода обладает высокой коррозионной активностыо, может содержать растворенные соли, что обусловливает принятие определенных мер. К таким мерам относятся добавление в воду ингибиторов коррозии /63/, выполнение роторов с нолимсркерамическими покрытиями /151/ или из коррозионно-стойкой стали /155/.
Коэффициент аэродинамического сопротивления среды. Деформация и дробление капли потоком
Аналитически строгое определение коэффициента и силы аэродинамического сопротивления связано с решением уравнений Навье-Стокса для области течения потока вне капли и жидкости внутри капли. Такие решения известны лишь для очень ограниченных условий обтекания частицы (решение Стокса, Лдамара-Рыбчинского и др.).
При выполнении расчетов для определения коэффициента сопротивления широко привлекаются экспериментальные данные. Для твердой сферической частицы коэффициент сопротивления принято определять по экспериментальной кривой Релея в зависимости от числа Рейнольдса Re = акир/ц, которая в диапазоне Re=10"3...6-103 удовлетворительно описывается уравнением В.А. Олевского /116/: c"=!+i+(U2- (2-59)
При обтекании капли жидкости, в отличие от твердого тела, начиная с некоторых граничных значений чисел Rer, начинают проявляться явления, связанные с деформацией капли потоком, осцилляцией формы капли, в результате коэффициент сопротивления Cf для капли при Re Rcr начинает резко возрастать по сравнению с твердой частицей. В работах /74, 75/ Л.С. Лышевским на основе экспериментальных данных по движению капель в газовых и жидкостных потоках с различными физическими свойствами, рекомендованы следующие уравнения Rer = 4,55Л0 2 ; C/Re Rer =0,73 Re1 4 А \ (2.60) где А- константа системы, равная А = —, Ар- разность плотностей капли и несу щей среды. В работах /100, 127/ на основе моделирования движения капель в центробежном поле вращающейся жидкости меньшей плотности получены уравнения: Rer =3,6Lp-\ C/Re Rer =0,28 Re2-8 Lp x\ (2.61) где Lp = p-a-aK/nl число Лапласа
Для условий движения капель в газовой среде формулы (2.61) нуждаются в предварительной проверке и уточнении. Поэтому будем использовать для определения Су-зависимость (2.59) при Re Rcr и (2.60) при Re Rer.
Влияние деформации капли на силу аэродинамического сопротивления учитывалось введением в формулу (2.44) коэффициента деформации \\iD /116/, зависящего от критерия Вебера yD=cxp(0,03lVel-s), (2.62) где lVe=(paKu2)/(2cj), а - коэффициент поверхностного натяжения жидкости капли.
Форма деформированной капли близка к форме эллипсоида вращения, сплюснутого в направлении движения /53, 128, 154/. Изменение поверхности капли при деформации учитывается коэффициентом Рф (Рк=па2$ф), равным с-2/3 ф , UI(E+JE2-\) 1+—х-— (2.63) ЕУ1Е2-\ где коэффициент Е, равный отношению большей полуоси эллипсоида к меньшей, определяется по экспериментальной зависимости /128/: Е= 1+0,1 We0, .
Воздействие потока на каплю жидкости помимо деформации может привести при определенных условиях к распаду (дроблению) капли на более мелкие частицы. В качестве причин такого распада в основном выделяются следующие: деформация до критической стадии, возникновение и развитие волн неустойчивости на поверхности капли, образование погранслоя в капле и др.
Как показывает анализ работ/29, 30, 31, 41, 45, 88/теоретически процесс дробления в общем случае в настоящее время описан быть не может. Представления о динамике разрушения капли и спектре образующихся при этом частиц базируются на экспериментальном материале. В качестве критерия дробления во всех экспериментальных работах принят критерий Вебера.
Дробление капли происходит в некотором диапазоне критических чисел Вебера. В исследованиях М.С. Волынского /29, 30/ определены следующие граничные значения критических чисел Вебера: \\ е,фі=10,4; \Уе,ф2=14 (за характерный размер взят диаметр капли ак).
Кроме критерия Вебера процесс дробления капли также существенно зависит от времени и характера воздействия потока на каплю, т.е. от числа Re.
В результате проведенного в работах /45, 88/ анализа по дроблению капель в координатах Wc — WeRe 0, , выделяют следующие три характерные области, в каждой из которых реализуется определенный режим разрушения капли.
1. Капля дробится на две и более части, размер которых имеет тот же порядок что и исходная капля. Границы области: 4 We 20; 0,l WeRe"0,5 0,8;
2. Разрушение капель со срывом поверхностного слоя - сдир, наряду с каплями, сравнимыми по линейному размеру с исходными, образуется заметная доля очень мелких капель. Границы области: 10 We 104; 0,5 WeRe 5 10;
3. Взрывной режим разрушения, при котором в основном образуются капли, значительно меньшие исходных. Этот режим наступает при воздействии на двухфазную среду мощных импульсов давления и скорости. Границы области: 103 We 105; 10 WeRe 5 102.
Границы указанных диапазонов носят условный характер и имеют взаимное перекрытие, что свидетельствует о сложности и неоднозначности определения процесса дробления. В работе /41/ при исследовании дробления капель диаметром (80-ь 1000,) лиси в ударных волнах установлены несколько иные границы для характерных зон распада капли.
Приведенные данные по разрушению капли получены в экспериментах с маловязкими жидкостями (керосин, вода). Как отмечается /12/, при дроблении капель вязких жидкостей образуются не капли, а нити. При моделировании процесса движения капель маловязкой жидкости (воды) в рабочей полости ШКВС диаметр дробящихся в потоке капель определяется как We -а » Р" где Wfev=l0...14.
Взаимодействие капли с поверхностью стенок рабочей полости
При ударе капли жидкости о твердую стенку возникают и развиваются эффекты действия сил, напряжения, приводящие к разрушению капли. В результате этого жидкость капли растекается по поверхности и, либо остается на ней и образует жидкостную пленку, либо частично или полностью отражается в виде вторичных капель меньшего диаметра.
Процесс удара и отскока капли от движущейся стенки исследовался экспери ментально в работах /21, 84, 85, ПО/. Отмечается, что вид взаимодействия каиля стенка определяется скоростью как капли, так и стенки, состоянием поверхности, щ толщиной и характером погранслоя на стенке. В работе /84/установлено, что основным определяющим параметром отраже ния капли от стенки является скорость удара. Так при скоростях удара более 10... 15 м/с капля дробится и практически полностью отражается от стенки не успевая по пасть в иоле действия центробежных сил на вращающемся роторе. Результаты экспе риментов обобщены в виде зависимостей диаметра вторичных капель ает и коэффи 41 циента отражения \\іотр, равного отношению массы отраженной жидкости к массе ударяющейся капли, от скорости удара Vyd и представлены на рис. 2. 7. Кривая, описывающая диаметр вторичных капель в интервале Ууд=(\2..Л5)м/с хорошо аппрок-симируется следующим уравнением
Определение внешних характеристик компрессора и коэффициентов расхода окон
Параметры газа контролируются в трех контрольных сечениях (рис. 3.3): С-С- сечение, расположенное в наиболее узком месте (горле) аэродинамического сопла;
H-1I- сечение на входе во всасывающий патрубок компрессора; К-К- сечение на выходе из нагнетательного патрубка компрессора. Для определения внешних характеристик машины, таких как коэффициент подачи X, эффективный изотсрмный КПД г\„ удельная мощность на валу Ng, производительность Q, перепад температуры в компрессоре АТК измеряются следующие параметры: :4 - частота вращения ротора, п, об/мин; - крутящий момент на валу компрессора, Мкр, кг-м; - расход впрыскиваемой жидкости, Qw, мл/с; - давление подачи жидкости, А/?н., кгс/см2; - температура впрыскиваемой жидкости, twl, С; - температура воздуха перед аэродинамическим соплом, t0, С; - барометрическое давление, В, мм. pm. ст. - давления воздуха в сечениях С-С, Н-Н: Д//с, Д//„; перепады давления на всасывающем и нагнетательном окне: A//ec, A/w ; - давление воздуха в сечении К-К (давление нагнетания), АрКгкгс/см2; - термоЭДС термопар установленных между сечениями С-С и Н-Н АЕС.Н, мВ\ - термоЭДС термопар установленных между сечениями //-// и К-КАЕ„.К, мВ. Также контролировалась температура нагнетания но ртутному термометру. Схема подключения измерительных приборов приведена на рис 3.3. Спаи термопар для замера температуры газа, установленных на всасывании и нагнетании имеют экраны для защиты от влияния дисперсной фазы (жидкости). Отбор давлений производился со стенок машины через сверления диаметром 0,8,им.
Программа испытаний включала проведение серии экспериментов при изменении следующих режимных параметров: - частоты вращения ротора п от 2000 до 4000 об/мин с шагом 500 об/мин; - отношения давлений Я от 1,4 до 2,0 с шагом 0,2; - относительного количества впрыскиваемой жидкости denp от 0 ("сухая" машина) до 0,10 кг/кг. Величины монтажных зазоров, полученные замерами, приведены в табл. 3.3. Здесь 8Л - радиальные зазоры между / -ым зубом и расточкой статора; 5Т - торцевой зазор со стороны фиксированной опоры; 5Т - со стороны плавающей; 8„(. - профильные зазоры между вершиной / -го зуба и впадиной ответного ротора, при расположении роторов встык; 5„. - профильные зазоры по боковым поверхностям зубьев на начальной окружности (i,j- номера зубьев между которыми замеряется зазор). Обработка экспериментальных данных проводилась по следующим формулам.
1. Параметры воздуха в сечении С-С: -давление,Яя рс =133,4 В -9,81 ДЛС; (3.1) -термодинамическая температура, К Гс=273,15+/о; (3.2) - плотность, кг/м3 рс = рс IRTC, (3.3). где R=287,2 Дж/кг-К - газовая постоянная для воздуха.
2. Параметры воздуха в сечении Н-Н: -давление, Яд рн = 133,4/? -9,81 ДА„; (3.4) - перепад давления на всасывающем окне, Па Арвс = 9,81Д/;вс; (3.5) - термодинамическая температура, К Тн= ТС-АТ(АЕС.Н); (3.6) - плотность, кг/м3 р„ = pHlRTH, (3.7) где тарировочная зависимость разности температур от термоЭДС для термопары хромель-копель
При экспериментальном определении характеристик компрессора мы имеем дело с величинами, получаемыми прямыми однократными измерениями и величинами, определяемыми косвенно при обработке опытных данных.
Если косвенно измеряемая величина у связана с независимыми друг от друга величинами X/, х ... х„ измеряемыми прямым однократным способом функциональной зависимостью у = f(xl,x2,..-x„), то абсолютная Л и относительная 6у погрешности этой величины (предполагая что погрешности Ах, независимы друг от друга и подчиняются нормальному закону распределения) будут равны /87/: Щ8/ Ї (3.33) (3.34) »,-%-ЛЙ 2 у \i-\K dxt ) где Axt- абсолютная погрешность /-го прямого однократного измерения.
Абсолютные погрешности прямых измерений определялись квадратичным суммированием элементарных погрешностей. Коррелированные погрешности в данных экспериментах не выявлены. Результаты расчета погрешностей прямых измере-ний всех контролируемых величин сведены в табл. 3.4.
Погрешности измерения частоты вращения ротора, крутящего момента па валу, давления впрыскиваемой жидкости, давления нагнетания, температуры /с, барометрического давления, определялись по общей формуле измеряемой величины, мВ; 5Еи - относительная инструментальная погрешность 1 составляет прибора, для В7-21А вольтметра -1 1и« 0,06 + 0,03 5Е„=± 100 , UK - верхнее значение диапазона измерения, в экспе риментах составляло UK=10A Z?, UX- значение измеряемой величины, мВ; 5Еуг- относительная погрешность из-за утечки тепла по термопарным проводам, принимается 8Еуг = 0, т.к для применяемых термопар отношение длины рабочего участка термопары к диаметру спая более 50; 8Ес- относительная погрешность считывания, для цифровых приборов 5Ес=0; Ь р - погрешность тарировки термопары (табл. 3.2).
Расчеты погрешностей косвенных измерении сведены в таблицу 3.5. Поскольку эти погрешности зависят от абсолютных значений измеряемых величин, в таблице приведены максимальные значения абсолютных и относительных погрешностей.
Наибольшие относительные погрешности измерения внешних характеристик компрессора составили: Х- 3,2%; г,- 3,1 %; Д7 к-4,33%. Полученные значения погрешностей удовлетворяют общепринятым требованиям точности определения характеристик компрессоров/56, 121/.
Характеристика рабочего процесса шестеренчатого компрессора при впрыске жидкости
Все характеристики, приводимые в гл. 4, получены расчетным путем для геометрических параметров компрессора 1А11, параметры которого представлены в табл. 2.2. 4 8 12 16 denp,% Изменение показателя политропы и угла раскрытия полости при л=50 1/с
Интегральной характеристикой рабочего процесса объемного компрессора является показатель политропы конечных параметров пк. На рис. 4.14 представлены зависимости пк и угла раскрытия полости до момента выравнивания давлений на нагнетании Афр, косвенно характеризующего эффективность рабочего процесса ШКВС от величины denp при двух отношениях давлений П=1,6; 2,0. Анализ зависимостей позво-ляет сделать вывод о том, что с ростом denp происходит снижение показателя политропы, а процесс повышения давления в ШКВС становится более плавным по углу по ворота, т.к. возрастает Афр. Так на режиме П=1,6 при увеличении denp от 0,2% до 10% угол раскрытия увеличивается на 2,4, а пк снижается с 1,5 до 1,2. Для П=2,0 увеличение Дфр составляет 3,7, а пк снижается на 0,28. При дальнейшем увеличении denp снижение пк и рост Дфр незначительны.
Рабочий процесс объемного компрессора принято оценивать по характеру изменения текущих давления и температуры в рабочей полости. На рис. 14.15, 14.16 представлены расчетные индикаторные и температурные диаграммы рабочего процесса шестеренчатого компрессора с впрыском воды на всасывание при различных количествах впрыска и скорости вращения ротора (начальные параметры жидкости и газа приведены на рисунках).
Так как при впрыске жидкости показатель политропы снижается, то кривая повышения давления на участке раскрытия полости на нагнетании при denp=\0% идет менее круто и давление в процессе нагнетания меньше, чем при de„p=0,2% (рис. 14.15,). В конце процесса нагнетания на диаграммах наблюдаются волнообразные изменения давления и температуры, обусловленные раскрытием идущей позади на 90 полости. В процессе всасывания газа давления практически одинаковы из-за малого сопротивления окна всасывания. Процесс переноса «изолированной» рабочей полости на нагнетание производится при меньшем давлении, что связано с лучшим уплотнением щелевых зазоров и меньшими притечками газа из полостей нагнетания.
Впрыск жидкости приводит к значительным изменениям в температурной диаграмме компрессора (рис. 4.15, 4.16). Теплообмен жидкости с газом приводит к значительному снижению не только температуры нагнетания, но и температуры во всасывающей полости компрессора из-за снижения величины утечек на всасывание и испарения капель жидкости во всасывающей полости. Так, на режиме П=2,0 при увеличении denp от 0,2% до 4% температура во всасывающей полости снижается на 19К, а на нагнетании - на 49К.
В начальный период сообщения «изолированной» рабочей полости с полостью нагнетания (на рисунках ф=112,425) при впрыске жидкости на всасывание наблюдается более резкий рост давления и температуры, что объясняется притоком капель жидкости, образующихся из пленки в области нагнетания, имеющей более высокую температуру, чем температура воздуха в этот момент в полости. В результате происходит подогрев воздуха практически при постоянном объеме, что приводит к повыше нию давления. Далее давление и температура воздуха растут из-за увеличения площади окна, и жидкость играет уже роль охлаждающей среды.
Увеличение скорости вращения ротора при постоянной величине denp также приводит к повышению эффективности рабочего процесса, что связано со снижением относительной величины утечек через зазоры. Давление на всасывании уменьшается (рис. 4.16), что способствует росту коэффициента подачи. Повышение давления в процессе обратного натекания происходит более плавно, с меньшим значением показателя политропы, однако процесс нагнетания происходит при большем давлении, что связано с повышением гидравлического сопротивления окна нагнетания.
Важнейшими параметрами шестеренчатого компрессора с двухфазным рабочим телом, определяющими его экономичность, являются относительное количество жидкости в сжимаемом газе de„p, которое можно также рассматривать как режимный параметр, окружная скорость и (частота вращения /;) ротора и отношение давлений в компрессоре Я. Рассмотрим влияние каждого из этих режимных параметров на характеристики компрессора.
На рис. 4.17 -4.19 представлены расчетные характеристики ШКВС с впрыском воды на всасывание в виде зависимостей коэффициента подачи X, КПД индикаторного j],„j и эффективного изотермного т]„ удельной мощности Nyd, мощности трения роторов о газожидкостную смесь Nmp и перепада температуры в компрессоре ЛТК от относительного массового количества жидкости de„p, при различных отношениях давлений и частотах вращения ротора.
Анализ представленных характеристик позволяет сделать вывод о том, что при впрыске воды на всасывание происходит повышение коэффициента подачи, индикаторного КПД, снижение Nyd и ЛТК. Причем больший рост X, i]ind наблюдается при меньших частотах вращения ротора и больших отношениях давлений, т.к. в этих случаях особенно велики протечки между полостями через щелевые зазоры (относительные или абсолютные) и для их снижения требуется впрыск большего количества жидкости
