автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Расчет рабочих процессов и конструкция насосной секции газожидкостного агрегата с газовой полостью

Кужбанов Акан Каербаевич

РАСЧЕТ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И КОНСТРУКЦИЯ НАСОСНОЙ СЕКЦИИ ГАЗОЖИДКОСТНОГО АГРЕГАТА С ГАЗОВОЙ ПОЛОСТЬЮ

специальность 05.04.13 «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

и

005557957

ю m

Омск-2015

005557957

Кужбанов Акан Каербаевич

РАСЧЕТ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И КОНСТРУКЦИЯ НАСОСНОЙ СЕКЦИИ ГАЗОЖИДКОСТНОГО АГРЕГАТА С ГАЗОВОЙ ПОЛОСТЬЮ

специальность 05.04.13 «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Омск-2015

Работа выполнена на кафедре «Гидромеханика и транспортные машины» в ФГБОУ ВПО «Омский государственный технический университет»

Научный руководитель:

Щерба Виктор Евгеньевич,

доктор технических наук, профессор, заслуженный работник Высшей школы РФ

Официальные оппоненты:

Ведущая организация:

Халатов Евгений Михайлович,

доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Гидропневмоавтоматика и гидропривод» Ковровской государственной технологической академии имени В. А. Дегтярева;

Хаит Анатолий Вильевич,

кандидат технических наук, доцент кафедры «Гидравлика» Уральского федерального университета имени первого Президента России Б. Н. Ельцина

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Пермский государственный национально-исследовательский университет».

Защита состоится 19 февраля 2015 г. в 13 часов в аудитории 6-340 на заседании диссертационного совета Д 212.178.09 при Омском государственном техническом университете по адресу: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Омского государственного технического университета и на сайте организации www.omgtu.ru.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью учреждения, просьба направлять по адресу: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.

Автореферат разослан «15 » января 2015 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доцент, кандидат технических наук

Г. А. Нестеренко

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы.

Во многих технических объектах одновременно и попеременно используются жидкости и газы под давлением. Так, например, в грузовых автомобилях и автомобилях-самосвалах сжатый воздух применяется в пневмоусилителе привода сцепления и тормозных системах, а жидкость под давлением - в смазке двигателя внутреннего сгорания и механизме опрокидывания кузова [1, 2 и др.]. В металлорежущих станках сжатый воздух используется для фиксации заготовок, привода шлифовальных головок и др., а жидкость под давлением -для смазки механизмов главного движения, подачи и движения инструмента [3-5 и др.].

Традиционно питание потребителей сжатым газом и жидкостями под давлением осуществляется от отдельно смонтированных компрессоров и жидкостных насосов [6-8 и др.]. Причем, чаще всего, при осуществлении производственных процессов используется централизованное пневмоснабже-ние и установка жидкостных насосов непосредственно около потребителей жидкости, или насосы входят в конструкцию самого объекта, использующего жидкость под давлением [9, 10 и др.]. В то же время существует большой класс мобильных (транспортных) машин, в которых в силу их назначения, функциональных возможностей, компоновки, и насосы и компрессоры устанавливаются вблизи или непосредственно на базовой детали приводного двигателя [1, 2, 11, 12 и др.].

При давно укоренившейся тенденции к созданию гибридных машин, одновременно или попеременно выполняющих несколько функций (автомобиль -подъемный кран, судно «буксир - толкач», обрабатывающие центры, агрегатные станки и т.д.) является логичным исследовать варианты объединения насоса и компрессора в одном агрегате.

Впервые работы по исследованию газожидкостных агрегатов были проведены под научным руководством В.Е. Щербы [13-15 и др.]. Их результаты показали, что при обычной компоновке поршневой машины (конструкция с дифференциальным поршнем и размещением насосной секции в штоковом пространстве) возникает проблема обеспечения достаточно высокой частоты возвратно-поступательного движения поршня, характерной для поршневых компрессоров, из-за большого сопротивления жидкостных самодействующих клапанов насосной секции. Эта проблема может быть решена за счет использования газовой полости, расположенной в теле поршня и обращенной в сторону подпоршневого пространства [16]. Однако помимо описания, приведенного в патенте и сделанного при участи автора, никаких сведений о методике расчета рабочих процессов или экспериментальных исследованиях такой машины неизвестно. В то же время проектирование не имеющей полных аналогов, освоенных промышленностью, конструкции невозможно без создания экспериментально подтвержденной математической модели ее рабочих процессов и их анализа, позволяющего принимать проектные решения.

В связи с изложенным, целью настоящего исследования является создание математической модели рабочих процессов предложенного варианта газожидкостного агрегата и выработка рекомендаций по его конструированию.

Разработанные в процессе проведения данного исследования теоретические положения и результаты экспериментов явились частью исследований, поддержанных Минобрнауки РФ, уникальный идентификатор проекта -ЯРМЕРГВ В В14X023.

Для достижения поставленной цели необходимо решение следующих задач:

1. Разработать математическую модель рабочих процессов, протекающих в рабочих полостях агрегата и газовой полости поршня, и материализовать ее в виде вычислительных алгоритмов и программы для современной ЭВМ.

2. Создать экспериментальную базу и образец газожидкостного агрегата, на которых подтвердить и уточнить разработанную математическую модель.

3. Провести параметрический анализ для выявления влияния режимных и геометрических параметров на работу агрегата с целью выработки рекомендаций конструктору.

4. На основе параметрического анализа предложить варианты конструктивных решений, которые можно рекомендовать при создании реальных конструкций исследуемого агрегата.

Методы исследования. В работе использованы методы математического моделирования и анализа, механики жидкости, термодинамики, параметрического анализа. При проведении эксперимента применялись методы тензометрии параметров рабочих процессов, измерения теплонапряженности деталей конструкции и расходов жидкости и газа.

Научная новизна. Результаты исследования газожидкостного агрегата позволили установить полезность использования газовой полости в насосной секции, которая расположена в теле поршня и дает возможность снизить потери давления и работы в самодействующих жидкостных клапанах, совместить работу насосной секции с газовой по частоте возвратно-поступательного движения поршня и получить возможность адаптации насосной секции к характеристикам питаемой ей гидравлической сети.

В том числе:

1. Разработана и экспериментально подтверждена математическая модель насосной секции агрегата с газовой полостью в теле поршня, сопряженная с процессами, происходящими в компрессорной секции.

2. Установлено влияние основных эксплуатационных параметров (частоты возвратно-поступательного движения поршня и давления нагнетания), а также объема газовой полости насосной секции на протекание рабочих процессов и внешние характеристики агрегата.

Практическая ценность:

Состоит в том, что дано теоретическое и экспериментальное обоснование целесообразности использования газовой полости в теле поршня насосной секции газожидкостного агрегата.

В том числе:

1. Разработана и защищена патентом на полезную модель (патент РФ № 125635) конструкция насосной секции газожидкостного агрегата, работающего одновременно с жидкостью и газом, в которой в теле поршня на стороне насосной секции имеется газовая полость.

2. Создан модельный образец газожидкостного агрегата с насосной секцией, содержащей газовую полость в поршне, который снабжен измерительной аппаратурой, позволяющей контролировать переменное давление в полостях машины, теплонапряженность цилиндра, производительность по жидкости и газу, перетечки между рабочими объемами, частоту возвратно-поступательного движения поршня и положение верхней мертвой точки при различных объемах газовой полости в теле поршня. Образец машины в составе измерительного комплекса внедрен в учебный процесс кафедры ГМиТМ ОмГТУ при изучении дисциплины «Машины объемного действия».

3. Предложены конструктивные варианты агрегата, позволяющие стабилизировать массу газа в полости насосной секции, а также дающие возможность организовать адаптацию агрегата к параметром питаемой им гидравлической системы.

4. Разработаны и переданы в ОАО «Высокие технологии» рекомендации по проектированию газожидкостных агрегатов с газовой полостью в теле поршня.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель рабочих процессов насосной секции газожидкостного агрегата с газовой полостью в насосной секции, размещенной в теле поршня.

2. Результаты исследования рабочих процессов насосной секции поршневой машины с газовой полостью в теле поршня.

3. Результаты параметрического анализа, демонстрирующие влияние основных режимных и конструктивных факторов на рабочие процессы и интегральные характеристики насосной секции исследуемой машины.

4. Результаты исследования теплонапряженности цилиндропоршневой группы, выраженные в виде экспериментально полученной зависимости температуры от основных режимных факторов.

5. Конструктивные и гидропневматические схемы перспективных вариантов газожидкостной поршневой машины.

Апробация работы. Основные положения диссертации были доложены и получили положительную оценку на научных семинарах кафедры ГМиТМ ОмГТУ (2011-2014 гг.), на межкафедральном семинаре ОмГТУ (2011г.),

на международной научно-практической конференции «Современные проблемы и пути их решения в науке, транспорте, производстве и образовании» (Одесса, 2011 г.), на XVI Всероссийской научно-технической конференции студентов и аспирантов (2012 г., Москва), на международной научно-технической конференции «Вакуумная наука и техника». (Гурзуф, 2012 г.), на VIII международной научно-технической конференции, посвященной 70-летию ОмГТУ «Динамика систем, механизмов и машин», (Омск, 2012 г.), на международной научно-техническая конференция с участием молодых ученых «Динамика и виброакустика машин» (Самара, 2012 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 12 печатных работ -6 статей и 3 доклада на конференциях различного ранга (в том числе 5 статей в изданиях перечня ВАК), и 3 патента РФ на полезные модели.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из оглавления, списка принятых обозначений, введения, четырех глав, заключения и общих выводов, списка литературы, содержащего 105 наименований использованных первоисточников, и приложений. Общий объем работы - 160 страниц, содержит 67 рисунков. В приложении представлены рекомендации по проектированию газожидкостных агрегатов с газовой полостью в теле поршня.

Личный вклад соискателя:

1. Обоснование перспективы использования газовой полости в теле поршня в насосной секции газожидкостного поршневого агрегата, разработка его конструктивной схемы, постановка цели и задач исследования,

2. Разработка математической модели насосной секции газожидкостного агрегата с газовой полостью в теле поршня и ее адаптация в общую математическую модель рабочих процессов исследуемой машины.

3. Разработка и создание экспериментального комплекса по изучению характеристик исследуемого агрегата, проведение экспериментов по подтверждению адекватности математической модели и изучению внешних характеристик агрегата и его насосной секции.

4. Проведение параметрического анализа рабочих процессов, происходящих в насосной секции агрегата, и разработка перспективных конструкций газожидкостных агрегатов с газовой полостью в теле поршня.

5. Разработка рекомендаций по проектированию газожидкостных агрегатов с газовой полостью в теле поршня, переданных для использования в ОАО «Высокие технологии».

Основные результаты работы следует отнести к разработке методологических основ и принципов расчетов, проектирования, монтажа и эксплуатации насосов, гидропневмоагрегатов в области исследования математического моделирования и оптимизации гидромеханических процессов.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показано широкое применение гидро- и пневмоприводов в различных отраслях промышленности, дано обоснование целесообразности применения гибридных конструкций, объединяющих в себе возможности подачи потребителю одновременно жидкости и газа под давлением.

В первой главе приведена блок-схема создания новых технических объектов, основанная на изучении потребности общества. Подробно рассмотрены объекты техники, в которых происходит одновременное использование жидкостей и газов под давлением - машиностроение, металлообработка и робототехника, транспортные средства, ремонт и обслуживание технических и технологических систем и бытовых устройств. По каждому аспекту приведены конкретные примеры конструкций и гидропневматических схем, указаны их основные параметры (расход, давление). Проведен анализ возможных конструктивных решений, позволяющих в одном агрегате получить жидкость и газ под давлением. Наиболее вероятным для освоения признан поршневой вариант, в котором возможно практически полное разделение жидкости и газа при едином рабочем органе - дифференциальном поршне, когда жидкость сжимается в штоковой полости (насосной секции) и отделена от газа, сжимаемого в над-поршневом пространстве (компрессорной секции), протяженным щелевым уплотнением, частично заполненным жидкостью с образованием гидрозатвора. При этом особое внимание уделено конструкции стронковым (П-образным в случае крейцкопфного привода [16]) поршнем, имеющим газовую полость, которая позволяет автоматически изменять производительность насосной секции при изменении давления потребителя. Выбор этого варианта базовым и определил цели и задачи исследования.

Вторая глава посвящена созданию математической модели насосной секции с газовой полостью в теле поршня (расчет текущих параметров компрессорной секции проводится по известной и хорошо отработанной методике [6, 13, 17 и др.]).

Приведено обоснование основных принимаемых допущений, основными из которых являются: капельная жидкость сжимаема и подчиняется закону Гу-ка, сжимаемый газ подчиняется закону идеального газа, распределение термодинамических параметров в газовой и жидкостных полостях однородно, стенки рабочей полости являются абсолютно жесткими и фазовые переходы I рода отсутствуют.

В работе последовательно рассмотрен расчет всех процессов цикла объемной машины: сжатие, нагнетание, расширение и всасывание. Для процессов сжатия и расширения получено аналитическое и численное решения. Для получения аналитического решения принималось, что сжатие газа в полости поршня осуществляется изотермически, утечки и перетечки жидкости в рабочей полости насоса отсутствуют. Элементарное изменение объема рабочей полости насо-

са, обусловленное кинематикой механизма привода с!Ук, рассматривается как сумма элементарных изменений объема газовой и жидкостной полостей

¿V, = ¡IV, + ОУг (1)

Или в приращениях: лу, = лу, + лу„. (2)

<1Мп Жидкость

(1М, (1М,

Рис. 1. Расчетная схема газожидкостного агрегата с газовой полостью

Используя уравнение изотермического сжатия идеального газа в полости и уравнение Гука для сжимаемой жидкости, а также учитывая условия равенства давления в каждый момент времени в газе и жидкости (рп = р„,) получено следующее нелинейное уравнение относительно

( ЛУ рУ.

/>,.-£„ 1п 1--- =7--г (3)

Для получения аналитического решения использовано разложение логарифмической функции в ряд Тейлора. При использовании двух членов разложения получено кубическое уравнение, а при использовании одного - квадратичное уравнение, решение которого записывается в виде

Е, ( У„Е„ ЕАУ,

дк = -

- А+-

К *

р, +-

К,

-) +4 ^(рАК)

(4)

Для политропического процесса сжатия газа в полости, который является более общим случаем, уравнение (3) преобразуется к виду РУ", - •

т-г « - Р, + £ ¡П 7-г

(У„-ЛУк + АУ„) ' (Г, -АУ„)

Оно является нелинейным относительно ДУ^у, и его решение проводится методом бисекций. Численные эксперименты показали, что аналитический метод может быть использован при низких давлениях нагнетания насосной секции.

При более точном расчете процессов сжатия и расширения необходимо проводить численное решение системы дифференциальных уравнений для газовой полости, которая включает в себя уравнение первого закона термодинамики для тела постоянной массы, уравнение состояния, уравнение изменения объема. Система записывается в следующем виде

<1иг = с1<2-р4Уи р, = {к-1%Г,/У, Тг = ругшя

где иг-: М.£у'Гг - полная внутренняя энергия сжимаемого газа, Мг - масса газа,

Рг, К. Тг - давление, температура и объем газа в полости; к, с у, Я - показатель адиабаты сжимаемого газа, удельная изохорная теплоемкость и газовая постоянная. Значение величины элементарного теплообмена с1() определяется на основании гипотезы Ньютона-Рихмана и существующих рекомендаций по определению величины коэффициента теплоотдачи, при этом величина определяющей скорости находилась из выражения

(7)

" 2Г ¿т х

пор

Система дифференциальных уравнений описывающая изменение давления в рабочей полости насоса записывается в виде (рис. 1):

(5)

р„ »1

%<Шгл=<1Ми+с1М,г+<Ш„ .=1

(В)

Рг = Рт + Еи 1п?

Значение утечек и перетечек могут быть определены согласно работе [13].

Алгоритм реализации математической модели осуществляется следующим образом. Определяется значение величины невязки Р = \Рг- Рп\. Методом бисек-ции ищется значение величины с1Уг в диапазоне от 0 до с,1УК при котором величина » 0 с наперед заданной точностью £. После определения величины с1Уг определяется значение с1Уц/ и приравниваются значения рг = рц- = р. Затем на следующем угле поворота коленчатого вала процесс вычисления повторяется.

ргГ\0 Па

,1 - Уг=2,45х10 м 25 П2 " УГ=6,136хЮ"4м3 '43 - Уг=1,227х10"4м3 20 :г]4~ уг=1,473х10-4м3

15

5,1 радиан

Рис. 2. Зависимость изменения текущего давления в рабочей полости насоса от угла поворота коленчатого вала при разных объемах газовой полости поршня

На рис. 2 представлены зависимости изменения давления в процессе сжатия от угла поворота коленчатого вала при различных объемах газовой полости поршня. Зависимость изменения давления существенно отличаются от зависимости изменения давления в насосе без газовой полости. В первой фазе процесса сжатия наблюдается медленное повышение давления. Этот участок аналогичен процессу сжатия газа в компрессоре (до точки перегиба К). Во второй части процесса сжатия давление начинает резко возрастать и это изменение давления напоминает изменение давления в насосной части полости.

Расчет процессов нагнетания и всасывания проводится в двух вариантах: без учета скорости движения жидкости и с ее учетом. Система дифференциальных уравнений для расчета давления в газовой полости остается неизменной — система уравнений (6). Система дифференциальных уравнений для жидкостной полости насосной секции с учетом скорости движения жидкости запишется в виде

- ЫМи + с1М19)

{сШ15+сШп-

- = ¿¿У, + ¿Уш

Рш

¿г2

(9)

Р» = Рм + Р'« (о,5и„2»-2 - ) + Рпё^, +М(+ Дй„„)

где ¿Мц, <М12, с1М14, с1М19 - массовые потоки жидкости через соответствующие сечения, которые определяются согласно рекомендациям работ [18, 19]; т„р - приведенная масса запорного органа нагнетательного клапана насосной секции; Ик№н - текущая высота подъема запорного органа нагнетательного клапана; ~ сумма сил действующих на запорный орган: жидкостная сила от

перепада давления, усилие пружины, сила сопротивления трения, сила тяжести; Р„№ - давление жидкости за нагнетательным клапаном в сечении II - II;

и„,,:- скорость жидкости в сечении II - II (сечение проводится сразу за нагнетательным клапаном); и„т - скорость жидкости в сечении I - I (сечение проводится по нижнему срезу поршня); ли,,лис,аь„я - соответственно потери напора по длине, потери напора на местном сопротивлении, инерционные потери напора.

Необходимо отметить, что скорость жидкости в сечении I - I будет отличаться от скорости поршня, и будет определяться как

(10)

где и„ - скорость поршня; Г1ит - площадь поперечного сечения штока; - - площадь поперечного сечения газовой полости поршня.

Алгоритм расчета процессов нагнетания и всасывания аналогичен процессу расчета сжатия и расширения на каждом углу поворота коленчатого вала. Методом бисекции исследуется величина с!Уг, которая обеспечивает равенство нулю невязки У=\р, - р¥ \ с некоторой наперед заданной точностью. Затем определяется значение (IV№ и приравнивается значение давлений рг (полученное после решения системы уравнений (6)) и р№ (после решения системы уравнений

(9))-

Для процесса всасывания базовое уравнение сохранения объема в рабочей полости насосной секции записывается в виде

с1Уг -{(¡ма + (1Мп + ама + с1Мх)/р„ = <1У!+с1У11, (11)

Проведенное сопоставление результатов полученных для процесса сжатия и расширения, позволило установить, что расхождение в результатах полученных аналитическим и численным путем при малых давлениях нагнетания составляет 20-30 %. В работе приводится сопоставление результатов расчетов процесса нагнетания и всасывания, полученных с учетом скорости поршня и без ее учета.

Третья глава посвящена описанию экспериментальных исследований, для проведения которых был создан модельный образец исследуемого агрегата, цилиндропоршневая группа которого показана на рис. 3, а гидропневматическая схема - на рис. 4.

Изменение частоты вращения коленчатого вала кривошипно-шатунного механизма осуществлялось с помощью комплекта сменных шкивов. В качестве рабочего тела использовались атмосферный воздух и минеральное масло марки И-20. Производительность компрессорной секции контролировалось с помощью газового счетчика СГК-4, паспортная погрешность которого составляет ±1,5%, производительность насосной - мерным способом с погрешностью не более 5%. При измерении переменных давлений газовой и жидкостной секций использовались тензодатчики типа 8)0 и ОТ1 фирмы \Vika класса точности 1 (суммарная погрешность показаний: ± 1% от измеряемой величины). Теп-лонапряженность стенок цилиндра с погрешностью не более 1 К измерялась термисторами В57861-8 103-Р40 типа 1ЧТС, положение ВМТ контролировалось с помощью геркона.

Рис. 3. Цилиндропоршневая группа газожидкостного агрегата (датчики температуры, заделанные в стенки цилиндра условно не показаны): 1 Направляющая крейцкопфа. 2. Крейцкопф. 3. Направляющая штока. 4. Уплотнение. 5. Всасывающий жидкостный клапан. 6. Нагнетательный жидкостный клапан. 7. Клапанная простав-ка. 8. Насосная полость. 9. Цилиндр. 10. Газовая полость. 11. Поршень. 12. Винт крепления поршня. 13. Шток. 14. Вкладыш. 15. Винт крепления вкладыша (3 шт.). 16 Компрессорная полость. 17. Стяжки. 18. Клапанная коробка компрессорной секции. 19. Всасывающий воздушный фильтр. 20. Шланг. 21. Датчик давления газа. 22. Заглушки

Рис. 4. Гидропневматическая схема стенда для исследования газожидкостного агрегата с газовой полостью в теле поршня

1. Мерная емкость.

2. Вентиль — регулятор давления жидкости при измерении ее расхода 3. Рабочая жидкость. 5. Газовый аккумулятор давления. 6. Манометр. 7. Газовый счетчик.

8. Вентиль установки давления нагнетания компрессорной секции. 9. Манометр. 10. Ресивер. 11. Полость нагнетания компрессорной секции. 12. Нагнетательный клапан. 13. Полость всасывания компрессорной секции. 14. Всасывающий клапан. 15. Фильтр. 16. Компрессорная полость (секция). 17. Цилиндр. 18. Газовая полость 19. Насосная секция. 20. Всасывающий клапан. 21 Гидробак (источник жидкости). 22. Нагнетательный клапан. 24. Вентиль. 25. Поршень. 26. Шток поршня. 27. Перепускной вентиль. 28. Термометр

Основные параметры агрегата: диаметр цилиндра 40 мм, его длина - 120 мм; длина поршня - 80 мм, фактический радиальный зазор (измерялся по ори-

гинальной методике [13]) - 23,6±0,2 мкм, ход поршня - 45 мм, минимальная частота вращения коленчатого вала привода 400 мин"1, максимальная -1200 мин"1.

Типичные экспериментальные диаграммы насосной и компрессорной секции (методика обработки экспериментов описана в работе) и их сравнение с расчетом на математической модели показаны на рис. 5.

у К»

Эксперр мент / г

Расчет Л/'Кс >мпресс ая секц ор- / ия 1[

/ н

— 7

0,0

90

180

270

V.....

Рис. 5. Типичный вид расчетных и экспериментальных графиков индикаторных

диаграмм работы насосной и компрессорной секции: /»об = 1200 мин"1; давление всасывания обеих секция - 1 бар; давление нагнетания насосной секции = 16 бар, давление нагнетания компрессорной секции рк = 3 бар

Расчеты показали, что наибольшее среднеквадратическое отклонение (до 20%) имеет место в зоне срабатывания клапанов как в насосной, так и компрессорной секции. Это связано с допущением о квазистационарности процессов течения рабочего тела в клапанах, а также в связи с вынужденным пренебрежением трения в их подвижных элементах. На рис. 6 показаны расчетные и экспериментальные индикаторные диаграммы насосной секции при разных объемах газовой полости в поршне.

рт бар[ рис ^ Индикатор-

ные диаграммы насосной секции агрегата при разных объемах полости в поршне по условиям рис. 6:

1. Объем полости — 100% от максимальной величины.

2. Объем полости -50%. 3. Объем полости - 0%

(р, ....-

На графиках хорошо видно, что чем больше объем газовой полости поршня, тем выше давление открытия нагнетательного клапана и короче процесс нагнетания. Это связано с тем, что сжатие газа в полости поршня до давления нагнетания происходит тем позже, чем больше объем этой полости, а при этом также выше скорость поршня и, соответственно, скорость изменения объема, что приводит к увеличению запаздывания открытия, сопротивления клапана и росту давления, при котором он открывается. В целом же результаты экспериментов позволили установить достаточно высокую адекватность математических моделей рабочих процессов обеих секций физически протекаемым процессам в части определения текущей величины давления, т.к. в основных процессах среднеквадратическое отклонение от среднеарифметического не превышает (5-7)%. Кроме того, проводились опыты по изучению влияния давления нагнетания жидкости на величину объемного коэффициента и перетечек жидкости в компрессорную секцию, результаты которых также оказались близкими к расчетным.

Экспериментальное изучение теплонапряженности цилиндра и газовой клапанной плиты позволило выявить зависимость средней температуры ЦПГ (ср от отношения давления нагнетания газа и жидкости к их давлениям всасывания (соответственно - ек и £„) и частоты вращения коленчатого вала привода п0ц в виде:

/ =31,9-Ц65£ +2,85е2 + 2,55г? - 0,13£2 + 0.05л 0.000 Ь2 (12) ср к к и н об об к '

Это уравнение с погрешностью около 5 К использовалась при расчете теплообмена в газовой полости поршня в насосной секции и в полости компрессорной секции, а также при расчете движения жидкости и газа в зазоре щелевого уплотнения поршня.

Четвертая глава посвящена влиянию основных факторов на рабочие процессы и интегрированные характеристики насосной секции агрегата, а также разработке новых перспективных конструкций газожидкостных агрегатов.

Проведенный анализ позволил установить, что из множества факторов, оказывающих влияние на работу насосной секции, наиболее значимы три: объем газовой полости поршня, частота вращения коленчатого вала и давление нагнетания. В качестве объекта исследования выбран агрегат с размерами модельного образца.

Объем газовой полости поршня

С увеличением объема газовой полости поршня увеличивается длительность процессов сжатия и расширения, и уменьшается длительность процессов всасывания и нагнетания (рис. 7). Кривая процесса сжатия имеет перегиб. Первоначально сжимается газ в газовой полости поршня (кривая сжатия пологая), затем сжимается жидкость (кривая сжатия становится более крутой). С увеличением объема газовой полости поршня уменьшаются абсолютные и относительные потери работы в процессах всасывания и нагнетания соответственно на 37% и 10%.

рт,Ю5Па

18 16 14

12

10

8

6

4

2

0

355 (р, град

5

55

105

155

205

255

305

Рис. 7. Зависимость давления сжатия рс„ от угла поворота коленчатого вала ф при различных значениях относительного объема газовой полости поршня Кф/К^,:.

1- 0,119; 2 -0,291; 3-0,461; 4-0,632.

Объемный к.п.д. насосной секции т|об зависит от относительного объема газовой полости Уг/Уки/ (объема газовой полости поршня в конце процесса всасывания Уф, отнесенного к объему рабочей полости). С уменьшением отношения Угр/Уш к.п.д. значительно увеличивается, причем данная зависимость близка к линейной. Представляет значительный интерес определение неравномерности подачи насосной секции с газовой полостью.

Представленные на рис. 8 полученные результаты позволяют сделать вывод о том, что на части хода поршня во время процесса сжатия газа и жидкости подача жидкости отсутствует. Эта часть хода весьма значительна и увеличивается с увеличением относительного объема газовой полости. Необходимо отметить, что в момент открытия нагнетательного клапан наблюдается максимальный расход жидкости, который затем уменьшается, но остается выше теоретической подачи.

Неравномерность подачи насосной секции с газовой полостью в поршне увеличивается по сравнению с насосом без газовой полости, причем увеличение относительного объема газовой полости поршня увеличивает неравномерность подачи насоса. Так при значении Уф/Ук\у = 0,632 значение неравномерности подачи равно 9,85, что примерно в 3 раза больше теоретической неравномерности подачи поршневого насоса однократного действия. Энергетическая эффективность работы компрессорных машин объемного действия оценивается индикаторным к.п.д., а эффективность по производительности - коэффициентом подачи компрессора. При оценке эффективности работы насоса объемного действия в первую очередь используется объемный к.п.д., так как считается что жидкость несжимаема, и объемный к.п.д. может быть обобщенным критерием

оценки эффективности работы насоса по подаче и по энергоэффективности. Энергетическую эффективность насоса с газовой полостью в поршне предлагается оценивать по индикаторному к.п.д., значение которого определяется как

М„,

Л,

(Р.,

(13)

где рп - текущее давление в рабочей полости насоса; М„ - масса жидкости подаваемой потребителю через нагнетательный клапан; рнк и рвсп, — давление нагнетания и всасывания насоса. Полученные результаты позволяют сделать вывод о том, что с увеличением объема газовой полости в поршне наблюдается незначительное увеличение индикаторного к.п.д. (в пределах 5 %) и уменьшение объемного к.п.д. Увеличение индикаторного к.п.д. обусловлено в первую очередь уменьшением относительных потерь работы в процессах всасывания и нагнетания.

й.кг с

ср, град

Рис. 8 Зависимость подачи насоса в от угла поворота коленчатого вала ф при различных значениях относительного объема газовой полости поршня Угр/У^: 1 - 0,119; 2 - 0,291; 3 — 0,461; 4 — 0,632; 5 — теоретическая подача поршневого насоса.

Частота вращения коленчатого вала

Увеличение частоты вращения коленчатого вала уменьшает заполнение рабочей полости насоса, а это в свою очередь приводит к увеличению длительности процессов сжатия и обратного расширения (рис. 9). Увеличение линейной скорости поршня, обусловленное увеличением угловой скорости вращения,

приводит к увеличению потерь давления и работы в процессах всасывания и нагнетания. Необходимо отметить, что увеличение потерь более значимо в процессе нагнетания. Так, при увеличении частоты вращения от 400 до 1200 мин"1 относительные потери работы в процессе нагнетания (ЛЛн/Av) увеличивается от 4% до 24,5% (т.е. почти в 6 раз). Указанные выше причины приводят к уменьшению индикаторного к.п.д. при увеличении частоты вращения коленчатого вала. Так, при увеличении частоты вращения от 400 до 1200 мин 1 индикаторный к.п.д. уменьшается с 0,914 до 0,727, т.е. на 20%.

Pew- 1q5 Па 20

18

16

14

12

10

8

б

4

2

5 551 105 155 205 255 305 355 <Р ■ гРа0

Рис. 9 Зависимость давления сжатия рнасоса от угла поворота коленчатого вала ф при различных значениях частоты вращения коленчатого вала r^g, об/мин: 1 - 400;

2-600; 3-900; 4- 1200

Увеличение частоты вращения коленчатого вала оказывает незначительное влияние на относительные утечки жидкости (величина AM^w'M^w изменяется менее чем на 0,2%), однако существенно уменьшается объемный к.п.д.. При увеличении частоты вращения от 400 до 1200 мин1, объемный к.п.д. уменьшается от 0,673 до 0,426 (на 36,7%).

С увеличением частоты вращения коленчатого вала начало подачи сдвигается по углу поворота в сторону больших значений, а также увеличивается максимальное значение подачи жидкости при открытии нагнетательного клапана (рис. 10). Указанные причины приводят к увеличению неравномерности подачи с увеличением частоты вращения коленчатого вала (рис. 11). Представленная зависимость близка к квадратичной параболе.

Рис. 10. Зависимость подачи насоса в от угла поворота коленчатого вала ф при различных значениях частоты вращения коленчатого вала п<,б, мин"1: 1 -400; 2-600; 3-900; 4-1200

Л=С>тах/С>ср

9,4

поб, мин

Рис. 11 Зависимость неравномерности подачи Л=0тах/0ср от частоты вращения коленчатого вала п„6

Давление нагнетания.

С увеличением давления нагнетания незначительно увеличиваются длительность процессов сжатия и обратного расширения, и уменьшается длительность процессов всасывания и нагнетания. Увеличение давления нагнетания приводит к увеличению индикаторной работы и, соответственно, к сокращению относительных потерь работы в процессах всасывания и нагнетания. Относительные утечки жидкости с увеличением давления нагнетания растут практически линейно, однако их значение невелико (~ 2,5%). Уменьшение длительности

процесса всасывания и увеличение утечек рабочего тела при увеличении давления нагнетания приводит к незначительному уменьшению объемного к. п.д.

Вследствие сокращения относительных потерь в процессах всасывания и нагнетания происходит незначительное увеличение индикаторного к.п.д. (до 6 % при увеличении давления нагнетания от 1,3 до 2 МПа). Угол поворота коленчатого вала, при котором начинается подача жидкости, с увеличением давления нагнетания практически не меняется, однако максимальный текущий расход с увеличением давления нагнетания увеличивается. Это приводит к увеличению неравномерности подачи насоса. Так при р„\у = 2 МПа неравномерность подачи насоса А = ртах/С>ср составляет 11,23. Таким образом, подводя итоги параметрического анализа, можно сделать вывод, что применение газовой полости в насосной секции не приводит к ухудшению энергетических показателей насоса, однако уменьшает его производительность и увеличивает неравномерность подачи.

В этой же главе приведены разработанные при участии автора конструктивные схемы, которые позволяют более полно использовать положительные свойства исследуемого агрегата.

Основные выводы по работе:

1. Наличие газовой полости в поршне газожидкостного агрегата позволяет повысить частоту возвратно-поступательного движения поршня до 10001200 мин"1, характерную для современных поршневых компрессоров малой и средней производительности при использовании самодействующих жидкостных клапанов в насосной секции.

2. Разработанная математическая модель рабочих процессов, протекающих в полостях газожидкостного агрегата с газовой полостью в поршне, адекватна физически протекающим процессам и позволяет производить расчеты, результаты которые могут использоваться при проектировании реальных конструкций. Погрешности в определении текущего давления в газовой и жидкостной полостях не превышают 5-7%, а производительности обеих полостей — не более 6,5%.

3. Созданный экспериментальный стенд и модельный образец агрегата дает возможность в широких пределах параметров (частота вращения 4001200 мин"1, относительный объем полости от 0 до 50 % от объема тела поршня, давление нагнетания газа - до 7 бар, жидкости - до 17 бар) измерять основные характеристики его рабочих процессов, в том числе определять теплонапря-женность элементов конструкции.

4. Увеличение частоты возвратно-поступательного движения поршня с газовой полостью в теле поршня сокращает время подачи жидкости, увеличивая неравномерность подачи и уменьшает объемный к.п.д., не приводя к ухудшению энергетических показателей насоса.

5. Увеличение относительного (по отношению к объему, описанному поршнем) объема газовой полости поршня приводит к росту продолжительности процесса сжатия жидкости в насосной секции и уменьшению ее производительности. Так, увеличение объема полости в 5,25 раз приводит к уменьшению производительности в 1,75 раза. Одновременно растет неравномерность подачи - в 2,3 раза и индикаторный КПД - на 5%.

6. Разработанные по результатам теоретического исследования конструктивные схемы агрегата позволяют расширить диапазон проектных решений и использовать газовую полость в поршне для придания агрегату свойств адаптации к параметрам обслуживаемой им гидравлической системы.

Список литературных источников использованных при написании реферата (кроме статей соискателя, указанных ниже):

1. Карагодин В.И. Устройство и техническое обслуживание грузовых автомобилей/ В.И. Карагодин, С.К. Шестопалов. -М.: Транспорт, 1999.-223 с.

2. Кузнецова Г. А., Труханович JI. В. Автотранспортные средства. - М.: ПРИОР, 1999.-254 с.

3. Альперович Т.А. Металлорежущие станки/ Т,А. Альперович, Б.И. Черпаков. - М.: «Академия», 2008. — 368 с.

4. Ящерицын П.И. Металлорежущие станки/ П.И Ящерицын, В.Д. Ефремов. - Минск: Изд-во БГАТУ, 2001. 446 с.

5. Терликова Т.Ф. Основы конструирования приспособлений/ Т.Ф. Терли-кова, A.C. Мельников, В.И. Баталов. - М.: Машиностроение, 1980. - 119 с.

6. Фотин Б.С. Поршневые компрессоры/ Б.С. Фотин, И.Б. Пирумов, И.К. Прилуцкий, П.И. Пластинин; Под общ. ред. Б.С. Фотина,- Л.: Машиностроение, 1987,- 372 с

7. Башата Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов, О.В. Байбаков, Ю.Л. Кирилловский. - М.: Машиностроение, 1982.-423 с.

8. Некрасов Б.Б., Насосы, гидроприводы и гидропередачи/ Б.Б. Некрасов, Ю.А. Беленков. - М.: Изд-во МАМИ, 1976. - 128 с.

9. Лепешкин A.B. Гидравлические и пневматические системы/ A.B. Ле-пешкин, A.A. Михайлин. Под ред. Ю.А. Беленкова. - М.: Изд. Центр «Академия», 2004. - 336 с.

10. Ящерицын П.И. Металлорежущие станки/ П.И Ящерицын, В.Д. Ефремов. - Минск: Изд-во БГАТУ, 2001. 446 с.

11. Павлов В.В. Конструкции многоцелевых гусеничных и колесных машин/ В.В. Павлов, A.B. Вихров, Г.И. Гладов, C.B. Зайцев, В.В. Кувшинов. - М: «Академия», 2010. — 400 с.

12. Шестопалов К.К. Подъемно-транспортные, строительные и дорожные машины и оборудование. М.: «Академия», 2005. - 320 с.

13. Щерба В.Е. Насос-компрессоры. Рабочие процессы и основы проектирования/ В.Е. Щерба, А.П. Болштянский, В.В. Шалай, A.B. Ходорева. - М.: Машиностроение, 2013. - 388 с.

14. Павлюченко Е.А. Разработка и исследование ротационного насос-компрессора с катящимся ротором. Дисс. канд.техн. наук., Омск: ОмГТУ. 2012 г.

15. Виниченко B.C. Исследование рабочих процессов и создание конструкции газожидкостного агрегата с гладким и профилированным поршневым бесконтактным уплотнением. Дисс. канд. техн. наук. Омск: ОмГТУ, 2014. - 207 с.

16. Патент РФ на ПМ № 125635, МКИ F04B 19/06. Поршневой насос-компрессор/ Болштянский А.П., Щерба В.Е. Кужбанов А.К., Омский государственный технический университет - № 2012140810/06. Завлено 24.09.2012. Опубл. 10.03.2013.

17. Щерба В.Е. Рабочие процессы компрессоров объемного действия. М.: Наука, 2008.-319 с.

18. Кондаков JI.A. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.Б. Овандер и др. Под общ. ред. А.И. Голубева, JI.A. Кондакова. - М: Машиностроение, 1986. — 464 с.

19. Никитин Г.А. Щелевые и лабиринтные уплотнения гидроагрегатов. -М.: Машиностроение, 1982. - 135 с.

Перечень публикаций по теме диссертационной работы

Статьи в изданиях перечня ВАК:

1. Щерба В.Е. Расчет процессов сжатия и расширения поршневого насоса с газовым демпфером/ В.Е. ЩЕРБА, Г.А. Нестеренко, Б.А. Калашников, В.Н. Блинов, A.M. Парамонов, А.К. Кужбанов// Омский научный вестник. Серия «Приборы, машины и технология». - 2012. - № 2(110). - С. 148-152.

2. Щерба В.Е. Математическая модель рабочих процессов поршневого насос-компрессора с газовым демпфером/ В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко, Г.А.Нестеренко, В. С. Виниченко, А.К. Кужбанов// Омский научный вестник. Серия «Приборы, машины и технология». - 2013. - № 1(117). - С.82-87.

3. Щерба В.Е. Анализ влияния угловой скорости коленчатого вала на эффективность насос-компрессора с газовым демпфером/ В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко, А.П. Болштянский, А.К. Кужбанов.// Омский научный вестник Серия «Приборы, машины и технология». - 2013. - № 2(120). - С. 65-70.

4. Щерба В.Е. Математическое моделирование процессов всасывания и нагнетания поршневого насоса с газовым демпфером / В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко, А.К. Кужбанов//Химическое и нефтегазовое машиностроение № 7/2013. Москва, ООО «Редакция журнала «ХНГМ», 2013. - С.26-30.

5. Щерба В.Е. Параметрический анализ работы насосной секции поршневого насос-компрессора с газовым демпфером/ В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко,

A.К. Кужбанов// Химическое и нефтегазовое машиностроение № 1/2014. Москва, ООО «Редакция журнала «ХНГМ», 2014. - С.23-26.

Изобретения:

6. Патент № 118371 РФ, МКП F04B 19/06 (2006.01) Поршневой насос-компрессор/Омский государственный технический университет/ А.П. Болштян-ский, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов и др. Заявлено 01.03.2012; опубл. 20.07.2012 Бюл. № 20.

7. Патент № 125635 РФ, МПК F04B 19/06 (2006.01) Поршневой насос-компрессор/ Омский государственный технический университет/ А.П. Бол-штянский, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов и др. Заявлено 24.09.2012; опубл. 10.03.2013 Бюл. №7.

8. Патент № 128675 РФ, МПК F04B 11/00 (2006.01). Поршневой насос/ Омский государственный технический университет/ А.П. Болштянский,

B.Е. Щерба, А.К. Кужбанов и др.// Заявлено 04.10.2012; опубл. 27.05.2013 Бюл. № 15.

Прочие издания:

9. В.Е. Щерба. Повышение быстродействия поршневого форвакуумного насоса с гидравлическим затвором/В.Е. Щерба, Г.А. Нестеренко, А.К. Кужбанов, B.C. Вихарев// Материалы международной научно-технической конференции «Вакуумная наука и техника». М.-МИЭМ.2012. - С. 54-58.

10. В.Е. Щерба. Математическое моделирование процессов сжатия и расширения в поршневом насосе с газовым демпфером// В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко, А.К. Кужбанов// Международная научно-техническая конференция с участием молодых ученых «Динамика и виброакустика машин». Самара: Изд-воСГАУ, 2012.-С.118-119.

11. Щерба В.Е. Математическое моделирование процессов сжатия и расширения в поршневом насосе с газовым демпфером// В.Е. Щерба, Е.А. Павлюченко, А.К. Кужбанов// Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета им. академика - С.П.Королева - Самара, 2012.№3(34) ч. 2. -

C.133-138.

12. A.B. Турышев. Расчет процесса нагнетания поршневого насоса с газовым демпфером// A.B. Турышев, В.Е. Щерба, А.К. Кужбанов// Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика: сборник докладов XVI Всероссийской науч.-техн. конф. студентов и аспирантов (11 декабря 2012 г., Москва). - М.: Изд-во МЭИ, 2012. - С.102-107.

Печатается в авторской редакции

Компьютерная верстка О. Г. Белименко

Подписано в печать 18.12.14. Формат 60х841Лб. Бумага офсетная. Отпечатано на дупликаторе. Усл. печ. л. 1,5. Уч.-изд. л. 1,5. Тираж 100 экз. Заказ 835.

Издательство ОмГТУ. 644050, г. Омск, пр. Мира, 11; т. 23-02-12. Типография ОмГТУ