автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Конструкция и расчет поршневого насос-компрессора

ВИНИЧЕНКО Василий Сергеевич

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА

Специальность 05.04.13 - Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации иа соискание ученой степени кандидата технических наук

2 9 СЕН 2011

0мск-2011

4854964

На правах рукописи

ВИНИЧЕНКО Василий Сергеевич

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА

Специальность 05.04.13 - Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Омск-2011

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

Научный руководитель:

заслуженный работник Высшей школы РФ, доктор технических наук, профессор ЩЕРБА Виктор Евгеньевич

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор ВЕДРУЧЕНКО Виктор Родионович

кандидат технических наук ИВАХНЕНКО Тарас Алексеевич

Ведущая организация

ОАО «Омскагрегат»

Защита состоится 20 октября 2011 г. в 16-00 на заседании диссертационного совета Д 212.178.09 в Омском государственном техническом университете по адресу: 644050, Омск, пр. Мира, 11.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Омского государственного технического университета.

Автореферат разослан «_»

2011 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

Нестеренко Г. А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одной из наиболее широких тенденций современного проектирования является расширение функциональных возможностей объектов самого разного назначения. Это связано с экономией ресурсов путем снижения общей материалоемкости изделий и придания им свойств, позволяющих экономить энергию. При этом, как правило, в созданных гибридах используются конструкции с единым или близким технологическим направлением.

Одной из особенностей проектирования функционально совмещенных конструкций является их достаточно длительное существование отдельно одна от другой. Объединение же конструкций в единое целое может быть обосновано только в том случае, когда обнаруживается устойчивая потребность общества, диктующая необходимость или оправдывающая целесообразность появления нового товара на рынке.

На протяжении последних двух столетий в промышленной и бытовой технике чрезвычайно широко используются устройства и механизмы, действие которых основано на изменении рабочего объема. Это, прежде всего, насосы и компрессоры. И те, и другие предназначены для поднятия давления в рабочей среде с последующим ее перемещением потребителю. Причем, во многих случаях рабочие среды этих машин в той или иной степени оказываются совмещенными в одном агрегате. В некоторых случаях жидкости вместе с газами используются непосредственно при проведении рабочих процессов машин объемного действия.

Наиболее широко известно одновременное использование жидкостей и газов под давлением при обслуживании работы станочного парка, что удовлетворяется путем использования отдельно гидростанций и компрессоров. Это, безусловно, усложняет общую конструкцию станков, ухудшает их массогабарит-ные характеристики и повышает стоимость. Таким образом, существует явная потребность в анализе возможности проектирования агрегатов, совмещающих одновременно функции источника сжатого газа и жидкости под давлением.

В простейшем случае конструирование таких машин может быть произведено путем агрегатирования двух объектов на единой платформе. Такой подход возможен, однако он малоинтересен, т.к. не предполагает поиска выигрыша, который может быть достигнут за счет более полного совмещения конструкций компрессора и насоса, например, путем их объединения в едином элементе, в качестве которого может выступать общий рабочий цилиндр. Это сулит возможность получения существенных преимуществ. Так, например, большое значение для экономичной работы компрессора, особенно средней и высокой производительности, с высокой степенью повышения давления в одной ступени, является обеспечение интенсивного охлаждения сжимаемого газа путем организации систем охлаждения как внутреннего, так и внешнего типа, что требует дополнительной энергии на работу проталкивания жидкости или на работу вентилятора. Если же организовать работу компрессора и насоса в одном цилиндре, то можно использовать жидкость, нагнетаемую насосом, одновременно для

охлаждения и герметизации рабочих полостей компрессора, что должно оказать заметное положительное воздействие на протекающие в компрессоре рабочие процессы.

Основная сложность создания таких машин заключается в существенных различиях физико-механических свойств жидкостей и газов, которые достигают нескольких порядков (например - плотность, динамическая вязкость). Кроме того, существует и проблема получения в компрессоре сравнительно чистых газов, и поэтому совмещение в одном компактном агрегате с единой рабочей полостью и насоса и компрессора представляет определенную сложность, в связи с чем такие машины в настоящее время промышленностью не выпускаются.

Таким образом, поиск и подготовка к реализации технических, решений, позволяющих объединить в едином цилиндре машины объемного действия насос и компрессор, является весьма актуальной задачей.

Целью данного исследования является создание метода расчета рабочих процессов и разработка рекомендаций по конструированию поршневого насос-компрессора.

Для решения поставленной цели необходимо решение следующих задач:

1. Разработать конструкцию и создать опытный образец поршневого насос-компрессора.

2. Разработать методики расчета рабочих процессов поршневого насос-компрессора и на их основе создать математическую модель.

3. Провести экспериментальные исследования опытного образца насос-компрессора и подтвердить адекватность математической модели.

4. Используя математическую модель, провести параметрический анализ работы поршневого насос-компрессора с целью выявления основных конструктивных и режимных параметров на его рабочие процессы и основные интегральные характеристики.

Методы исследования. В работе использованы методы математического анализа, математического моделирования, термодинамики, механики жидкости, параметрического анализа, методы формальной логики. Физические методы исследования - тензометрия быстро меняющегося давления, термометрия теп-лонапряженности деталей конструкции, расходометрия.

Научная новизна. Впервые получены результаты исследования поршневого насос-компрессора, доказывающие его работоспособность и возможность создания гибридных конструкций, превышающих по своим выходным параметрам отдельно взятые насосы и компрессоры.

В том числе:

1. Разработаны методы расчета рабочих процессов насос-компрессора для полостей постоянного и переменного объема, а также поршневого уплотнения в виде гладкой концентричной щели.

2. На основе разработанных методов расчета создана математическая модель рабочих процессов поршневого насос-компрессора, позволяющая проводить его параметрический анализ.

3. Проведенный параметрический анализ позволил выявить влияние основных режимных (частоты вращения коленчатого вала, отношений давления нагнетания и давления всасывания компрессорной и насосной полости) и конструктивных параметров на рабочие и интегральные характеристики насос-компрессора.

4. Определены рациональные значения конструктивных и режимных параметров насос-компрессора, определяющие его эффективную работу.

Практическая ценность:

В целом состоит в том, что дано теоретическое и экспериментальное обоснование возможности создания машин нового типа - поршневых насос-компрессоров.

В том числе:

1. Разработана конструкция поршневого насос-компрессора, позволяющая работать как одновременно с жидкостью и газом, так и раздельно выполнять функции насос и компрессора.

2. Спроектирован и изготовлен опытный образец поршневого насос-компрессоора и проведен широкий комплекс экспериментальных исследований.

3. Подтверждена адекватность разработанной математической модели.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Перспективная конструктивная схема насос-компрессора.

2. Методики расчета основных рабочих процессов, протекающих в полостях насос-компрессора и уплотнении поршня.

3. Математическая модель поршневого насос-компрессора, позволяющая прогнозировать его основные характеристики.

4. Результаты параметрического анализа характеристик насос-компрессора.

5. Результаты параметрического анализа влияния основных режимных и конструктивных параметров на рабочие процессы и интегральные характеристики насос-компрессора.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и получили положительную оценку на регулярных научных семинарах кафедры ГМиТМ ОмГТУ (2006-2011 гг.), на межкафедральном семинаре ОмГТУ (2011 г.), на Всероссийской молодежной НТК «Россия молодая» (Омск, 2009 и 2010 гг.), на Международной НТК «Динамика систем, механизмов и машин» (Омск, 2009 г.), на Международной НТК «Вакуумная техника и технология» (2010 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано б печатных работ (1 статья и 5 докладов на конференциях различного ранга), в том числе 1 статья в изданиях перечня ВАК.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из оглавления, введения, четырех глав, общих выводов, приложений и списка литературы, содержащего 77 наименований использованных первоисточников. Общий объем работы -157 страниц, содержит 89 рисунков. В приложении представлены фотографии элементов и узлов модельного насос-компрессора и его внешний вид, тариро-вочные графики термисторов, результаты экспериментального исследования теплонапряженности цилиндропоршневой группы.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении приведено описание общего стремления к созданию гибридных конструкций, обоснована целесообразность объединения в одной машине объемного действия насоса и компрессора, описаны проблемы, которые сдерживают появления подобных машин на рынке, дано общее направление исследования.

В первой главе на основе схемы процесса проектирования новых объектов техники проведено определение наиболее вероятного диапазона рабочих параметров рассматриваемого объекта. При этом анализировались такие отрасли, как автомобильная техника, ремонтное и монтажное оборудование, лакокрасочная техника, станочное оборудование. Рассмотрены различные варианты функциональных схем объекта, основанные на объемном вытеснении, инжектировании, применении схем систем смазки компрессорной техники, конструктивные структуры совмещения насоса и компрессора в одной рабочей полости и в одном цилиндре. Последнее рассмотрено наиболее подробно на примере роторных, ротационных и поршневых машин. Показано, что наиболее перспективными для начального этапа освоения являются поршневые машины, в которых поршень двойного действия разделяет в едином цилиндре насосную и компрессорную полость. Завершает главу анализ существующих методик расчета рабочих процессов компрессоров и насосов, а также постановка цели и задач исследования.

Вторая глава целиком посвящена созданию методик расчета рабочих процессов, протекающих в полостях и уплотнении машины, и математической модели насос-компрессора, позволяющей прогнозировать его основные характеристики, для чего сначала проведен анализ существующих методов расчета и математического моделирования машин объемного действия. Само создание методов расчета предваряется принятием и тщательным обоснованием принимаемых допущений, в основе которых лежат такие предположения, как замена сложных нестационарных процессов тепло- и массообмена зависимостями, полученными экспериментальным путем, и исключение из рассмотрения физических явлений, не оказывающих значительного влияния на исследуемые процессы. В частности, обоснованы и приняты такие допущения, как идеальность газа, обратимость и равновесность моделируемых процессов, непрерывность рабочей среды, гомогенность и однородность газа, однородность температур и распределения давлений, незначительность изменения его потенциальной энергии положения и кинетической энергии, отсутствие подвода к нему теплоты при трении в поршневом уплотнении, отсутствие влияния на газовые процессы жидкости, попадающей в рабочую камеру компрессорной секции через поршневое уплотнение, представление рабочего тела насосной секции в виде ка-

пельной жидкости, подчиняющейся закону трения Ньютона, незначительность кинетической энергии рабочего органа, постоянство давлений во всасывающей и нагнетательной полостях, отсутствие явления нагрева жидкости в насосной секции. Расчетная схема насос-компрессора представлена на рис. 1.

С учетом принятых допущений записан первый закон термодинамики для открытой газовой однородной

термодинамической системы

iil «! dU = au-aL + i dM ->_iJMm , (i)

где dU - изменение внутренней энергии, dQ - внешний теплообмен, UL -работа, i - энтальпия присоединяемой и отсоединяемой массы dM.

Проведен детальный анализ входящих в уравнение членов, в том числе величины внешнего теплообмена, который определяется в соответствии с уравнением Ньютона:

где т - время, / - площадь теплообмена, Т, - температура среды, Тст- осредненная температура стенки, ар- коэффициент теплоотдачи.

При этом вычисляется теплообмен между газом и гильзой цилиндра, клапанной плитой и днищем поршня с использованием средне интегральных температур поверхностей в предположении о незначительных колебаниях температур за цикл. Величина ар рассчитывается по формуле, предложенной Прилуц-ким И.К. и Фотиным Б.С. как функция от числа Нуссельта (Nu = А ■ Rex + В , где А, х и В - постоянные коэффициенты, определяемые экспериментально). Уравнение (1) для полостей машины (индексы «в», «н» и «с» соответствуют полостям всасывания, нагнетания, цилиндра) записывается в виде системы уравнений:

dUeX = dQel +1 ~dM. +1 ,ам. - ieldM2 - /Г.</Л/.

dUtl = dQ,y + ieldM6 + i/Ш, - iJM, - iKldM1 (2)

dUet = da, - Pct[dVm + (dMl6 - dMl7)/pw] + i„dM} + >crdMia +

. + '»dM5 - - v- ¡«dM,.

В последнем уравнении системы учтена деформационная работа от нате-кания жидкости в рабочую полость компрессора.

Уравнение сохранения массы рабочего тела в контрольных объемах:

dM = ^ dMni + У dMni , (3)

-Р.ь Т.,

dM4 dM5 k л. \dM6

1'hIi 1и

dMis

Рис. 1. Расчетная схема насос-компрессора

где первый член - сумма элементарных количеств притечек рабочего тела в контрольный объем через «1 источников массы, второй член - сумма элементарных количеств утечек через п2 количество неплотностей контрольного объема.

Определение массовых потоков через открытые и закрытые клапаны (в последнем случае определяются утечки или притечки через неплотности клапанов) проводится по формуле для несжимаемой жидкости

с1М = £рат/ш^2р0(ра-р) йт, (4)

где £р - коэффициент расширения потока, ящ - коэффициент расхода, рц - плотность газа, (ръ -р) - перепад давления на клапане, /„.- проходное сечение клапана, которое определяется из уравнения динамики запорного элемента

т„ри, — = X ^' где /яприв- приведенная масса запорного элемента, Л - высота его

подъема, сумма всех действующих на него сил (сила тяжести, давление потока, усилие пружины, сила трения).

Уравнение сохранения массы для полостей всасывания (,<„!„), нагнетания (,,„,„) и рабочей полости цилиндра ((,сЬ,) насос-компрессора имеют вид:

¿Мл = ¿М, + йМ, - (1Мг - йМг ,

ШнХ = с!М6 + с1Мй - <1М5 - сШ1 , (5)

(1М,Л = йМъ + с1М10 + йМ5 - йМ< - йМ6 - ,

а уравнения состояния - р = (к- и рУ = МЯТ, где V - объем камеры сжатия, определяемый механизмом движения поршня, к - показатель адиабаты.

При расчете насосной секции расчет сжатия и обратного расширения проводится на основе объемного метода, когда изменение давления определяется

ЛУ V

по формуле^ = -£,—интегрирование которой дает />„ = /><.„ + £,/и-^-,где К У*

кажущийся модуль упругости рассчитывается по уравнению в =[ — + ^¿1

{Е. Е> J

и Е„ и Е„ - модули упругости жидкости и материала стенки цилиндра толщиной 5 и диаметром й.

Изменение объема жидкости, находящейся в каждый /-тый момент времени в рабочей камере насоса, определяется уравнением

(6)

/-1 Г=1

где = = - угол поворота

коленчатого вала, X - для кривошипно-шатунного механизма - отношение радиуса кривошипа (половины хода поршня) к длине шатуна. Второй член уравнения (6) характеризует утечки, третий - притечки. Для процесса сжатия и обратного расширения уравнение (6) преобразуется следующим образом:

= -—+¿л/|6+лм, 5)+— (</л/14+ам„). (7) л. р»

Элементарная масса жидкости </Л//5, определяющая утечки жидкости через концентричную кольцевую щель с подвижными стенками, определяется, как

(8)

где Л; - средний радиальный зазор в уплотнении штока, 1шт - длина уплотнения штока, Лршт - перепад давления на уплотнении штока (Аршт = рк-рк, где р* -

БИ ( . Л . ) давление в картере), К ~~2~а}[I - скорость поршня.

Элементарные массы жидкости, прошедшие через закрытые всасывающий и нагнетательный клапаны, могут быть определены, как

амп = -¿г , ¿Мы = рт1сот1^2Арн„р„-с1т, (9)

где //„«, цжн - коэффициенты расхода неплотностей всасывающего и нагнетательного клапанов, находящихся в закрытом состоянии, коэффициенты расхода через клапаны в общем случае являются функцией Рейнольдса, а>„, = и

а>„и = площадь прохода в щели закрытого всасывающего и нагнета-

тельного клапана (в этом случае принимается, что величина Л равна условному зазору <5), = р„ - и Дрт. = р„- рт, - перепад давления на закрытом всасывающем и нагнетательном клапане.

С целью упрощения очевидно громоздкого расчета процесса нагнетания введено понятие «эффективная скорость поршня» позволяющая учесть

все неплотности и практически не потерять точность вычислений :

1=1 1-1

эф.пор тр^ Г д >

HwJ пор

/v, м

где f„op - площадь поршня, ^Mí,,, - присоединяемая и отделяемая

/-1 ы

масса жидкости в рабочей полости цилиндра.

Для определения давления в рабочей полости насоса использовано уравнение Бернулли

Zi+ Jh^+£lj¿=Z2 + p^+sljA++Ah+ АКи,

P.-g 2g pwg 2 g

где p¡, Z¡, V] - давление, геометрическая высота центров тяжести и скорость жидкости в сечении I-I, то же с индексами «2» - соответственно для сечения II-II; g.j и &2 — соответствующие коэффициенты Кориолиса; Ah¡, Ah& AhUH~ соответственно потери напора по длине, потери напора из-за местных сопротивлений, инерционные потери.

Поскольку координаты центров тяжести сечений I-I и II-II близки и их разность практически равна нулю, значения коэффициентов Кориолиса, учитывая нестационарный характер и турбулентный режим течения жидкости, примерно равны между собой и примерно равны единице, значение v, = v„¡,Mop (см. выше), давление в рабочей полости цилиндра в процессе нагнетания можегг быть определено с учетом принятых допущений, как

Ры,^ Pl. +P,

+ pwg(Ah, +Ah4 + А hm)t

(10)

ГДе Plw-Pw, P2w ~ Phw

Потери напора определяются в соответствии с уравнением Дарси-Вейсбаха

ДА, =1

s+su

2 g

(И)

D v»d„ „ Sh где SM мертвый объем, Re = —-—, = —-

Pv ' Pw ^

(l - eos cpt)+—(l - eos 2q>i)

Потери напора при течении жидкости через нагнетательный (всасывающий) клапан могут быть определены по формуле Дарси: ..2

-1

V,2

2 g «з

а>2 - площадь сечения нагнетательного

лгС

■; а)) - площадь прохода в щели нагнетательного кла-

М, = = трубопровода - й>2

пана <а, = и^А* "> '"«с - площадь сжатого сечения струи; \2 = V¡0)1/0)2 - скорость движения жидкости в сечении Н-Н; Л,„, - текущая высота подъема самодействующего клапана. Учитывая, что форма отверстия оказывает слабое влияние на величину коэффициента сжатия струи, использовалось приближенное выра-

жение £ = 0,57 +

0,043 1,1-и

, где п = d)3/a)i - коэффициент сжатия потока.

Инерционные потери напора могут быть определены, какДЛ„„ =(£ + £„)—,

S

где а„ - текущее ускорение поршня.

При расчете процесса всасывания используется уравнение Бернулли (сечения II—II и I-I выбраны во всасывающем трубопроводе перед всасывающим клапаном и на днище поршня соответственно):

Z2+

Р2» P„'g

- + = z, + + + Ah, + ДА, + Ahu,

2 g

P„g 2 g

(12)

и тогда

(13)

Значения \'2, А к/, Ак(и АИа„ определяются в соответствии с выше приведенными рекомендациями.

При расчете поршневого уплотнения последнее принято в виде концентричной щели (рис. 2).

Массовый расход жидкости через концентричную щель с подвижными стенками определяется выражением

Жид-

Рис. 2. Схема для расчета поршневого уплотнения насос-компрессора

М у* = Р»

лс1пв 12/*

,ти1 в

где е..-. и...: - плотность и динамическая вязкость жидкости; в - радиальный зазор между поршнем и цилиндром; Арт - перепад давления, действующий на жидкость в зазоре; -длина поршневого уплотнения, занятая жидкостью. Используя аналогичную зависимость для газа и, исходя из равенства объемных потоков жидкости и газа в щели между поршнем и цилиндром, получено уравнение для определения перепадов давления в щели для газа (индекс «г») и жидкости (индекс «и»»):

Ар

1 +

и Др„ = Ар- Лр.

(14)

При движении поршня вверх и при осуществлении в компрессорной секции процессов сжатия и нагнетания, возможна такая ситуация, при которой поршневое уплотнение полностью освобождается от жидкости, и в насосную секцию через поршневое уплотнение начинает поступать сжатый в компрессорной секции газ.

Соответственно может происходить и обратный процесс.

Схема расчета рабочей полости цилиндра, в которую одновременно поступают через соответствующие каналы жидкость и газ показана на рис. 3.

ь—м_

I Жидкость

Щ \—

Рис. 3. Схема для расчета рабочей полости цилиндра при одновременном нате-кании в нее жидкости и газа

<1V,

а\'2

Все изменения объема за время Ат условно разделены на две части - йУ1 и (1У2, при этом ¿IV, относится к газовой части полости цилиндра, а (IV2 - к ее жидкостной части, и = Определение значений <1У, и йУ2 проведе-

но, исходя из равенства значений давлений в газовой и жидкостной частях рабочей полости насосной секции: р = Вычисление проводится методом бисекции. Вследствие высокой плотности жидкости по сравнению с газом и ее очевидно небольшим количеством (объемом), влияние жидкости на рабочие процессы компрессорной секции (в частности - на сжатие газа объемом поступающей жидкости) можно не учитывать. Как показали предварительно проведенные расчеты, этот объем составляет менее 1 % от объема полости цилиндра компрессорной секции.

Моделирование рабочих процессов производилось с использованием итерационного метода, когда в качестве начальных условий каждого последующего цикла счета принимаются результаты предыдущего цикла. Итерации повторяются до тех пор, пока конечные результаты счета не совпадут с начальными с заданной точностью.

Третья глава целиком посвящена экспериментальным исследованиям, целью которых являлось подтверждение адекватности математической модели реально протекающим физическим процессам и получение сведений о тепло-напряженности цилиндра с целью их использования при параметрическом анализе. Для выполнения этих задач на основе сформулированных требований к конструкции был спроектирован и изготовлен модельный образец насос-компрессора в крейцкопфном исполнении, цилиндропоршневая группа которого показана на рис. 4. За счет применения сменных шкивов имелась возможность варьировать частотой вращения коленчатого вала кривошипно-шатунного привода, а дроссели с плавно регулируемым проходным сечением, установленные на нагнетательных магистралях, позволяли изменять давление нагнетания компрессорной и насосной полостей. Измерение производительности насоса производилось мерным способом, а компрессора - с помощью газового счетчика. Диаметр поршня агрегата равен 40 мм, диаметр штока - 32 мм, ход поршня - 45 мм. Радиальный зазор между поршнем и цилиндром -21,4 мкм. Измерение теплонапряженности цилиндра и клапанной плиты производилось специально заделанными в их тело термисторами.

Рис. 4. Конструктивная схема ци-линдропоршневой группы опытного образца насос-компрессора (поршень в положении, близком к верхней мертвой точке): !. Направляющая крейцкопфа. 2. Крейцкопф. 3. Шток. 4. Уплотнение штока. 5. Нагнетательный жидкостный клапан. 6. Всасывающий жидкостный клапан. 7. Клапанная проставка. 8. Насосная полость. 9. Цилиндр. 10. Шаровая пята.

11. Нижняя опора поршня.

12. Гильза поршня. 13. Стяжные болты. 14. Распорка. 15. Крышка поршня. 16. Компрессорная полость. 17. Стяжные шпильки. 18. Клапанная крышка. 19. Всасывающий газовый фильтр. 20. Нагнетательный газовый патрубок. 21. Датчик давления. 22. Заглушки

Рис. 5. Пневмогидравлическая схема стенда для исследования насос-компрессора:

1, Мерная емкость (производительность насоса). 2. Регулятор давления насосной полости. 3. Нагнетаемая жидкость. 4. Ресивер. 5. Воздушный колпак. 6. Манометр. 7. Газовый счетчик типа СГК-4. 8. Регулятор давления воздуха. 9. Манометр. 10. Ресивер. 11. Полость нагнетания. 12. Нагнетательный клапан. 13. Полость всасывания. 14. Всасывающий клапан. 15. Воздушный фильтр. 16. Компрессорная полость. 17. Цилиндр. 18. Поршень. 19. Насосная полость. 20. Всасывающий клапан. 21. Мерная емкость (общий расход насоса). 22. Нагнетательный клапан.

23. Кран слива притечек жидкости

24. Мерная емкость (объем притечек в компрессорную полость)

Рис. 6. Электрическая схема экспериментального стенда для исследования поршневого насос-компрессора. Р - датчик давления; Т - датчик температуры; М - мультиметр для измерения сопротивления датчиков температуры: МП - многопозиционный низкоомный переключатель; Б - источник питания постоянного тока; Г - геркон; И - подстроенный резистор; АЦП - аналого-цифровой преобразователь; ПК - компьютер; ПР - принтер

Для измерения быстроменяющихся давлений в насосной и газовой полостях применялись серийные датчики тензо-метрического типа УВ1 фирмы ХЕМ1С, датчик давления жидкости устанавливался в проставке 7 (рис. 4), а датчик давления воздуха - в клапанной коробке 18 компрессора.

На рис. 7 и 8 показаны полученные экспериментально и расчетным путем индикаторные диаграммы компрессорной и насосной полостей.

0,0

^ "* — ' ч -л

1 \ ч'

1 к

1 4— 2

Р, бар

7,0 6,0

10

20

30

мм

Рис. 7. Свернутая индикаторная диаграмма компрессорной полости: 1. Расчет. 2. Эксперимент. «об = 300 мин"' ; Рве ~ 1 бар; ^н = 4 бар; 5/, = 45 мм

4,0 3,0 2,0 1.0

л Л

1 V 1

"V 1

1 . 1

1 V 1 \

1 » \

10 20 30 мм

Рис. 8. Свернутая индикаторная диаграмма насосной полости: 1. Расчет. 2. Эксперимент. пое = 300 мин 1 ; Ръс ~ 1 бар; Рн - 6 бар; = 45 мм

В целом результаты экспериментов показали хорошее совпадение с расчетами на математической модели, в связи с чем был сделан вывод об ее адекватности и возможности использования для параметрического анализа и проектировочных расчетов.

Четвертая глава посвящена параметрическому анализу влияния конструктивных и режимных факторов на рабочие процессы и основные характеристики насос-компрессора.

Исследовалось влияние таких параметров, как частота вращения коленчатого вала н (от 300 до 1200 мин"1), отношение давлений е нагнетания насосной рнп и компрессорной полостей рнк к соответствующим давлениям всасывания Рвсн и Рвскэтих полостей (соответственно £ц ст 5 до 30 и ск от 3 до 8), влияние радиального зазора J (от 10 до 50 мкм) в цилиндропоршневой группе. В качестве объекта для анализа выбран насос-компрессор, с которым проводились экспериментальные исследования. Анализировались такие параметры, как отводимая в процессе сжатия газа теплота, количество и энергия утечек и перетечек газа и жидкости, показатели политропы конечных параметров процессов в компрессорной полости, потери давления и работы в клапанах и работа процессов, индикаторные КПД, коэффициент подачи, объемный коэффициент и мощность насосной и компрессорной полостей.

Прежде всего, в результате численного моделирования было установлено, что во всем рассматриваемом диапазоне параметров газ из компрессорной полости не проникает в насосную полость, занимая в процессах сжатия и нагнетания компрессорной полости большую или меньшую часть длины щели в поршневом уплотнении в зависимости от величины зазора и давления нагнетания газа. Наименьшие потери газа через неплотности компрессорной полости наблюдаются до п = 500-700 мин"', когда имеют место максимальный коэффициент подачи X и КПД (рис. 9 и 10).

Чнзинд

0,79 0,77

0,75

0,73

0,64

300

500 700

900 1100 л, мин"'

Рис. 9. Зависимость коэффициента подачи компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала

300 500 700 900 и 00 /I, мин"1

Рис.10. Зависимость индикаторного изотермического КПД компрессорной полости от частоты вращения коленчатого вала

В этом же диапазоне частоты вращения лежит и максимальное значение объемного КПД насосной полости (рис. 11), что объясняется ростом потерь при всасывании и нагнетании, который с увеличением частоты вращения более 700 мин"1 начинает быстро увеличиваться, а также тем, что при увеличении

частоты вращения происходит недозаполнение насосной полости жидкостью и начинается заметное запаздывание срабатывания клапанов.

0,924

0,922

300

Рис. 11. Зависимость объемного КПД насосной полости от частоты вращения коленчатого вала

500

700

900

1100

через поршневое уплотнение

Количество жидкости, просачивающейся в компрессорную полость, также зависит от частоты вращения, и имеет минимум в диапазоне частот 800-900 мин'1.

Отношение давлений в компрессорной полости вызывает изменение рабочих процессов, аналогичных обычным поршневым компрессорам, коэффициент подачи и КПД плавно уменьшаются с ростом ек (рис. 12 и 13).

Рис. 12. Зависимость коэффициента подачи от отношения давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной полости

Рис. 13. Зависимость индикаторного изотермического КПД от отношения давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной полости

Проведенный численный анализ также позволил установить, что величина Ек при выбранном радиальном зазоре в цилиндропоршневой паре (20 мкм) никак не сказывается на работе насосной полости. Так, изменение объемного КПД последней во всем исследованном диапазоне £к колеблется в пределах 0,1%, изменение индикаторной мощности практически отсутствует, утечки и перетечки жидкости не изменяются. Необходимо также отметить, что при увеличении ек свыше 6-ти, поступление жидкости из насосной полости в компрессорную через уплотнение цилиндропоршневой пары прекращается.

С ростом £ц = рш/рвсн в насосной полости увеличиваются утечки и перетечки через неплотности и растут относительные утечки жидкости (утечки, отнесенные к количеству жидкости, поступающей в насосную полость в процессе всасывания) - см. рис. 14, что приводит к снижению объемного КПД (рис. 15).

АМва/Мкс 0,10

Рис. 14. Зависимость относительных утечек от отношения давления нагнетания к давлению всасывания насосной полости

Рис. 15. Зависимость объемного КПД насосной полости от отношения давления нагнетания к давлению всасывания

До значения ен = 10 жидкость из зазора в цилиндропоршневой паре в компрессорную полость не попадает. При дальнейшем увеличении е„ наблюдается проникновение жидкости в компрессорную полость (рис. 16), при этом снижается количество газа, попадающего в щель поршневого уплотнения (рис. 17).

Шутл/Мг 5,0

4,0 3,0 2,0 1,0 0.0

5 10 15 20 25 е„

Рис. 16. Зависимость относительного количества жидкости, поступающей через поршневое уплотнение в компрессорную полость от отношения давления нагнетания к давлению всасывания

3,15

Рис. 17. Зависимость утечек газа из компрессорной полости в процессе сжатия от отношения давления нагнетания к давлению всасывания насосной полости

С увеличением д происходит заметный рост утечек газа в процессе сжатия (рис. 18), что объясняется кубической зависимостью расхода через щель от величины зазора. Это приводит к снижению коэффициента подачи компрессорной полости (рис. 19), уменьшению ее индикаторного КПД (рис. 20) и сложной зависимости объемного КПД насосной полости от величины зазора в поршневом уплотнении (рис. 21).

10 20 30 40 д, мкм Рис. 18. Зависимость утечек газа в процессе сжатия в компрессорной полости от величины зазора в поршневом уплотнении

Рис. 19. Зависимость коэффициента подачи компрессорной полости от величины зазора в поршневом уплотнении

Чиню

Рис. 20. Зависимость индикаторного изотермического КПД компрессорной полости от величины зазора в поршневом уплотнении

Чое

Рис. 21. Зависимость объемного КПД насосной полости от величины зазора в поршневом уплотнении

В конце четвертой главы по результатам численного моделирования даны основные рекомендации, которые могут позволить конструктору сформировать основные требования при создании технического задания на проектирование насос-компрессора.

Эти рекомендации касаются выбора величины радиального зазора в ци-линдропоршневой паре, частоты вращения коленчатого вала, использования опыта компрессоростроения и насосостроения при проектировании насос-компрессора, длины поршневого уплотнения.

Заканчивается диссертация заключением, в котором подытожены результаты работы, и основными выводами:

1. Конструкция насос-компрессора работоспособна, и в состоянии выполнять функции как собственно насос-компрессора, так и отдельно насоса и компрессора.

2. Созданный стенд для исследования характеристик модельного образца поршневого насос-компрессора позволяет изучать рабочие процессы, протекающие в полостях машины и исследовать теплонапряженность его основных элементов.

3. Разработанная методика расчета рабочих процессов, протекающих в насосной и компрессорной полостях машины, адекватна фактически протекающим физическим процессам и может быть использована на первых стадиях проектировочных расчетов и оптимизации конструкции насос-компрессора.

4. Одновременная компоновка газового компрессора и жидкостного насоса с использованием общего цилиндра позволяет существенно снизить (до 15 К) теплонапряженность деталей цилиндропоршневой группы, что положительно сказывается на экономичности работы компрессорной полости.

5. Во всем исследованном диапазоне частот вращения (300-1200 мин"1), давлений нагнетания насосной (до 3 МПа) и компрессорной (до 0,8 МПа) полостей с радиальным зазором между поршнем и цилиндром до 50 мкм при длине поршня 60 мм не происходит перетечек газа через зазор поршневого уплотнения в насосную полость. В то же время в зазоре между поршнем и цилиндром постоянно присутствует жидкость, что с точки зрения трения и износа положительно влияет на работоспособность цилиндропоршневой пары.

6. Наиболее оптимальной с точки зрения КПД частотой возвратно-поступательного движения поршня насос компрессора является величина 500-700 мин"1.

8. Радиальный зазор в цилиндропоршневой паре величиной 25-30 мкм обеспечивает близкую к максимально экономичной работу насос-компрессора.

Перечень публикаций по диссертационной работе

1. Виниченко B.C., Щерба В.Е. Способ охлаждения компрессора: поршневой компрессор-насоса // Материалы II Всероссийской молодёжной науч.-техн. конф. «Россия молодая». - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2009. Кн.1 - С. 15-20.

2. Носов Е.Ю., Виниченко B.C. Система активного охлаждения компрессора с применением гидродиодов // Материалы VII Международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин». - Омск : Изд-во ОмГТУ, 2009- кн.2. - С. 127-131.

3. Павлюченко Е.А., Виниченко B.C. Экспериментальные исследования универсального малорасходного компрессора// Материалы VII Международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» -Омск : Изд-во ОмГТУ, 2009 - Кн.2. - С. 132-136.

4. Щерба В.Е., Ульянов Д.А., Григорьев A.B., Виниченко B.C. Математическое моделирование рабочих процессов насосов объёмного действия/Омский научный вестник. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2010 №3(93). - С. 77-81.

5. Виниченко B.C., Болштянский А.П., Яковец A.M. Описание процессов в уплотнении поршневого компрессор-насоса // Материалы II Всероссийской молодёжной науч.-техн. конф. «Россия молодая». - Омск : Изд-во ОмГТУ, 2010. Кн.1.-С. 15-19.

6. Щерба В.Е., Виниченко B.C., Ульянов Д.А. Математическое моделирование рабочих процессов поршневого насос-компрессора // Вакуумная наука и техника. Материалы XVII научно-технической конференции. Под ред д.т.н. проф. Д.В. Быкова. М.: МИЭМ, 2010. - С. 117-122.

Печатается в авторской редакции Компьютерная верстка - Т.А. Бурдель

ИД №06039 от 12.10.2001 г.

Подписано в печать 13.09.2011. Формат 60^84 716. Бумага офсетная. Отпечатано на дупликаторе. Усл. печ. л. 1,25. Уч.-изд. л. 1,25. Тираж 100 экз. Заказ 518.

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

ВВЕДЕНИЕ

1; Анализ конструкций и методов расчета насос-компрессоров объемного действия?

1.1. Определение диапазона рабочих параметров

1.2. Функциональные схемы объекта

1.3: Конструктивные решения. объекта.проектирования;

1.4. Выбор конструкции насос-компрессора с

1.5. Анализ методик расчета рабочих процессов:насос-компрессора

1.6. Цели и задачи исследования ;

2.!Математическая модель рабочих процессов поршневого насос-компрессора

2.1. Основные допущения, принимаемые при построении математической модели, и их обоснование

2.2. Математическая модель рабочих процессов компрессорной полости

2.3. Математическая модель насосной полости

2.4. Расчет поршневого уплотнения насос-компрессора;

2.5. Особенности реализации;математической модели рабочих процессов; насос-компрессора

3; Экспериментальное исследование модельного образца; насос-компрессора

ЗН:. Общая постановка,вопроса

3:2. Определение требований к конструкции модельного образца насос-компрессора

3:3; Описание экспериментальной установки

3.4. Измерение контролируемых величин

3.5. Результаты,экспериментальных исследований

4. Параметрическитанализфабочих процессов поршневого; насос-компрессора

4.1. Анализ влияния частоты" вращения коленчатого вала на характеристики насос-компрессора

4.21 Анализ влияния отношения давлений нагнетания^ и всасывания компрессорной полости на характеристики насос-компрессора

4.31 Анализ влияния отношения давлений нагнетания; и всасывания насосной полости на характеристики насос-компрессора

4.4. Анализ влияния величины зазора в поршневом уплотнении на характеристики насос-компрессора 146

Одной из наиболее широких тенденций современного проектирования.] является расширение- функциональных возможностей объектов самого разного назначения. Это связано; : прежде всего, с экономией ресурсов путем- снижения общей материалоемкости изделий и придания им* свойств; позволяющихэкономитьэнергию^, Такна рынкепоявились; автомобили;с гибридным:двигателем внутреннего' сгорания, сотовые телефоны, выполняющие: одновременно функ-. ции фотоаппарата и калькулятора, компьютеры с функциями аудио и: видео центров и т.д. При: этом, как правило, в созданных гибридах используются конструкции с единым или близким технологическим направлением.

Одной' из особенностей5 проектирования; функционально: совмещенных конструкций является: их достаточно длительное существование отдельно; одна от другой, которое, обычно, сопровождается совершенствованием изделий, обусловленным рыночной* конкуренцией; Объединение же конструкций в единое целое может быть обосновано только в том случае, когда обнаруживается устойчивая потребность общества, диктующая необходимость,- или оправдывающая целесообразность появления нового товара: на рынке- .

На протяжении последних двух столетий в промышленной и бытовой технике чрезвычайно широко используются устройства и механизмы, действие:которых основано на изменении рабочего объема. Это,, прежде всего; насосы и компрессоры. И* те; и другие предназначены для поднятия давления в рабочей среде с последующим ее перемещением потребителю. Причем, во многих; случаях рабочие среды этих машин (жидкости в насосах и газы, и их смеси в компрессорах) в той или иной степени оказываются; совмещенными: в, одном агрегате. Так, например, жидкости широко используются для смазкш и охлаждения компрессоров, основным рабочим веществом которых являются« газы и их смеси, а газообразные вещества (в, основном — воздух) часто применяются для распыливания и подачи: жидкостей под давлением (лакокрасочные работы; создание масляных аэрозолей для смазки и охлаждения; высокоскоростных: поди шипников качения, вытеснение жидкостей при заправочных работах и т.д.). В некоторых случаях жидкости вместе с газами используются непосредственно при проведении рабочих процессов машин объемного действия (см., например, [3,- 4 и-др.]).

Наиболее широко известно,одновременное использование жидкостей и газов под давлением при обслуживании работы станочного парка (смазка, трущихся-поверхностей, подача смазочно-охлаждающей жидкости в зону резания, подача сжатого воздуха и жидкости под давлением, в пневмозажимы, пневмо-и гидродвигатели). Традиционно потребность в жидкости и газа под давлением в станочном оборудовании удовлетворяется путем использования отдельно установленных гидростанций и компрессоров [5, 6 и др.], что, безусловно; усложняет общую конструкцию станков, ухудшает их массогабаритные характеристики и повышает стоимость.

Вполне вероятно, что это связано со сложившимися (по крайней мере — в отечественной, промышленности)'традициями, в соответствии с которыми, как правило, станкостроительная отрасль не занимается проектированием и* выпуском, машин, объемного действия, а компрессоростроительное производство не имеет мощностей для выпуска насосного оборудования.

Таким образом, существует явная потребность в анализе возможности проектирования агрегатов, совмещающих одновременно функции источника сжатого газа и жидкости под давлением.

В простейшем случае конструирование таких машин может быть произведено путем агрегатирования двух объектов на единой платформе и, возможно, с общим двигателем. Такой подход, конечно, возможен, однако он малоинтересен как с технической, так и с технологической точек^ зрения, т.к. не предполагает поиска выигрыша, который может быть достигнут за счет более: полного совмещения конструкций компрессора и насоса, например, путем их объединения в едином элементе, в качестве которого может выступать общий-рабочий цилиндр.

В то же время такое объединение возможность получения, существенных преимуществ. Так, например, большое значение для экономичной работы компрессора; особенно средней и высокой производительности, с высокойг степенью повышения давления в одной ступени, является" обеспечение тщательного охлаждения сжимаемого газа (или-смеси газов) путем организации систем охлаждения- как внутреннего (впрыск жидкости), так и внешнего типа за счет применения жидкостных рубашек, развития наружной поверхности-цилиндров, воздушного охлаждения^ и т.д. Все эти мероприятия, так или иначе, требуют дополнительной энергии на работу проталкивания?жидкости или* на работу вентилятора. В'то же время, если организовать работу компрессора и насоса в одном цилиндре, или, по крайней мере, в одном агрегате, то можно использовать жидкость, нагнетаемую насосом, одновременно и для охлаждения и герметизации рабочих полостей компрессора. Это должно оказать заметное положительное воздействие на протекающие в компрессоре рабочие процессы.

Основная сложность создания таких машин заключается в существенных различиях физико-механических свойств жидкостей и газов, которые достигают нескольких порядков (например - плотность, динамическая вязкость). Так, если обычная частота экономичной работы малорасходного поршневого компрессора составляет около 12-25 Гц, то в его же цилиндре нецелесообразно сжимать жидкость с частотой более 7-10 Гц в связи с большим сопротивлением клапанов.

Кроме того, существует и проблема получения в компрессоре сравнительно чистых газов [7], и поэтому совмещение в одном компактном агрегате с единой рабочей полостью и насоса и компрессора представляет определенную сложность.

Вероятно, что выше упомянутые противоречия и являются основной причиной отказа проектировщиков создавать гибридные конструкции насосов-компрессоров, в связи с чем такие машины в настоящее время промышленностью не выпускаются.

В настоящей работе сделана попытка создания предпосылок, позволяющих проектировщику разрабатывать конструктивные решения машин объемного действия, в которых совмещены полноценные функции насоса и компрессора, т.е. конструкций, представляющих собой гибрид двух схожих по общей компоновке технических решений.

Очевидно, что такой агрегат должен обладать свойствами, позволяющими ему сжимать и подавать потребителю одновременно и газ и жидкость, либо только газ и либо только жидкость. При этом конструкция должна иметь экономические показатели, не уступающие, или незначительно уступающие современным аналогам компрессоров и насосов.

Кроме того, предполагается произвести анализ возможных конструктивных вариантов гибридной машины объемного действия, среди которых необходимо выбрать пилотный образец, который может являться наиболее типичным представителем насос-компрессоров на начальном этапе их анализа и, возможно, освоения промышленностью.

1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ И МЕТОДОВ РАСЧЕТА НАСОС-КОМПРЕССОРОВ ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ

5. ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

Данная работа посвящена созданию научно обоснованных предпосылок проектирования нового типа устройств - поршневого насос-компрессора, выбор конструктивной-схемы которого произведен на* основе информационного поиска, отраженного в первой'главе. Соответственно цели исследования были* поставлены задачи, описание решений которых отражено в последующих главах.

Прежде всего, была обоснована методика расчета рабочих процессов« на основе уравнений, описывающих состояние газа в компрессорной и жидкости в насосной полости (вторая глава), которые явились основой создания математической модели исследуемой машины. Решение уравнений реализовано в виде прикладной программы, а методика расчета подтверждена проведенными экспериментами на модельном образце (третья глава).

В четвертой главе проведен тщательный параметрический анализ процессов, протекающих в полостях насос-компрессора, который позволил установить основные зависимости между независимыми параметрами (геометрия цилинд-ропоршневой. пары и механизма привода, внешние условия, параметры потребителя сжатого газа и жидкости под давлением, частота вращения коленчатого вала, отношение давлений и т.д.) и такими зависимыми переменными, как КПД, утечки и перетечки, коэффициент подачи и т.д. Полученные численным моделированием зависимости позволили определить наиболее вероятные параметры, необходимые для начальной стадии проектирования.

В целом по работе следует сделать следующие основные выводы:

1. Конструкция насос-компрессора работоспособна, и в состоянии выполнять функции как собственно насос-компрессора, так и отдельно насоса и компрессора.

2. Созданный стенд для исследования характеристик модельного образца поршневого насос-компрессора позволяет изучать рабочие процессы, протскающие в полостях машины и исследовать теплонапряженность его основных элементов.

3. Разработанная методика расчета рабочих процессов, протекающих в насосной и компрессорной полостях машины, адекватна фактически протекающим физическим процессам и может быть использована на первых стадиях проектировочных расчетов и оптимизации конструкции насос-компрессора.

4. Одновременная компоновка газового компрессора и жидкостного насоса с использованием общего цилиндра позволяет существенно снизить (до 15 К) теплонапряженность деталей цилиндропоршневой группы, что положительно сказывается на экономичности работы компрессорной полости.

5. Во всем исследованном диапазоне частот вращения (300-1200 мин"1), давлений нагнетания насосной (до 3 МПа) и компрессорной (до 0,8 МПа) полостей с радиальным зазором между поршнем и цилиндром до 50 мкм при длине поршня 60 мм не происходит перетечек газа через зазор поршневого уплотнения в насосную полость. В то же время в зазоре между поршнем и цилиндром постоянно присутствует жидкость, что с точки зрения трения и износа положительно влияет на работоспособность цилиндропоршневой пары.

6. Наиболее оптимальной с точки зрения КПД частотой возвратно-поступательного движения поршня насос компрессора является величина 500-700 мин"1.

7. Радиальный зазор в цилиндропоршневой паре величиной 25-30 мкм обеспечивает близкую к максимально экономичной работу насос-компрессора.

1. Джонс Дж. К. Методы проектирования. М.: Мир, 1986. - 326 с.

2. Половинкин А. И. Основы инженерного творчества. М: Машиностроение, 1988.-368 с.

3. Пластинин П:И., Щерба В.Е. Рабочие процессы объемных компрессоров^ со впрыском жидкости.// Итоги науки и техники. Сер. Насосостроение и компрессоростроение. Холодильное машиностроение./ВИНИТИ. — 1996.-5. С. 1-154.

4. Росс Твег. Системы впрыска бензина. Устройство, обслуживание, ремонт. -М.: Изд-во «За рулем», 1999. 144'с.

5. Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гидро- и пневмоприводов. — М: Машиностроение, 1991. 384 с.

6. Брон Л.С., Тартаковский Ж.Э. Гидравлический привод агрегатных станков и автоматических линий. М.: Машиностроение, 1967. 356 с.

7. Болштянский А.П., Белый В.Д:, Дорошевич С.Э. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. -406 с.

8. Дворянкин А. М., Половинкин А. И., Соболев А. Н. Методы синтеза технических решений.- М.: Наука, 1977. 104 с.

9. Справочник по функционально-стоимостному анализу/ А. П. Ковалев, Н.К. Моисеева, В.В. Сысун, М.Г. Карпунин, Б.И. Майданчик; Под ред. М.Г Карпунина, Б. И. Майданчика. М.: Финансы и статистика, 1988,431 с.

10. 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.

11. Таленс Я.Ф. Работа конструктора. Л.: Машиностроение, 1987. - 255 с.

12. ГОСТ 2.103.-68*. Стадии разработки. М.: Изд-во стандартов, 1989. - 2 с.

13. Диксон Дж. Проектирование систем. М.: Мир; 1969.-440 с.

14. Орлов П.И. Основьь конструирования: Справочно-методическое пособие: В 2-х кн. Кн. 1/ Под ред. П.Н; Учаева. М.: Машиностроение, 1988: — 560 с.

15. Техническая эксплуатация; автомобилей/ E.G. Кузнецов; А.П. Ьолдин, В-М: Власов И;др. Mi. : Наука; 2001. — 535 с.

16. Карагодин В.И., Митрохин H.H. Ремонт автомобилей и двигателей:.— М.: Мастерство; Высшая школа,.2001. 496 с.

17. Трение, изнашивание, смазка:. Справочник. В'* 2-х кш/Под ред. И.В; Крагельского; ВіВ. Алисина. М.: Машиностроение, 1978. - Кн. Г. 1978.-400 с.

18. Петров Ю.С. Судовые холодильные машины и установки. Л.: Судостроение, 1991.-400 с,

19. В.Б. Якобсон. Малые холодильные машины. М.: Пищевая промышленность, 1977.-368 с.

20. A.c. СССР 1079822, МКИ 1'04 В 31/00. Газораспределительное устройство поршневого компрессора/ В.Е. Щерба, А.П. Болштянский. Омский политехнический институт № 3528080/25-06; Заявлено 28.12.82; Опубл. 15.03.84-Бюл. №Ю:

21. A.c. СССР 1206477, МКИ F04 В 31/00. Вертикальный поршневой компрессор/ А.П. Болштянский; В.Е. Щерба,. Омский политехнический ин-статут № 3652496/25-06; Заявлено 17.10.83; Опубл. 22.09.85 - Бюл. № 3.

22. A.c. СССР 1019104, МКИ F04 В 39/00. Поршневая машина/ В.Е. Щерба,

23. A.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт -№ 2851974/25-06; Заявлено 12.01.79; Опубл. 12.01.79,- Бюл. №19.

24. A.c. СССР 731035, МКИ F04 В 25/00, F04 В 39/00. Поршневой компрессор/ А.П. Болштянский, А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, В.Е. Щерба, Омский- политехнический институт № 2651116/25-06; Заявлено 26.07.78; Опубл. 30.04.80, - Бюл. № 16.

25. A.c. СССР 817305, МКИ Е04 В 39/00. Поршневой компрессор/

26. B.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 2733094/25-06; Заявлено 06.03.79; Опубл. 30.03.81, - Бющ12. -Л

27. A.c. СССР 739253, МКИ F04 В 31/00. Поршневой: компрессор/

28. A.П. Болштянский, В.Л. Гринблат, А.Н. Кабаков, ВЖ Стариков,

29. B.Е. Щерба, Омский политехнический институт № 2534189/25-06;. Заявлено 12:10:77; Опубл. 05.06.80,-Бюл. № 21.160 :

30. A.c. СССР 731036, ШСЙ F04 В 31/00. Поршневой компрессор/ А.ПЗ Болштянский:, В.Л. Гринблат, В .Г. Громыхал и н, А.Н. Кабаков, В-И; Стариков, В;Е. ТЦерба,: Омский; политехнический институт -№ 26501126/25-06;Заявленой9Ю7.78; Опубл. 30Ю4^80|-- Бюл;

31. A.c. СССР 1639173, МКИ F04 В" 31/00. Вертикальный поршневой компрессор/ В;Е. Щерба, А.П. Болштянский, М.А. Баннов, Омскийшолитех-нический институт № 4337178/29; Заявлено 09.11.87; Опубл. 01.12.90. (ДСП)

32. A.c. СССР 848755, МКИ F04 С 18/00. Ротационно-пластипчатый компрессор/ В.П. Парфенов, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 2853874/25-06; Заявлено 13.12.79; Опубл. 23.07.81,-Бюл. № 27.

33. A.c. СССР 1599583, МКИ F04 С 18/00. Роторный компрессор/

34. A.П. Болштянский, В.Е. Щерба, И.Е. Титов, И.С. Березин, -№ 4435963/25-29; Заявлено 06.06.88; Опубл. 15.10.90, Бюл. № 381

35. A.c. СССР 1110935, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/

36. B.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, В.Л. Юша, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 3610813/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл. 30.08.84, - Бюл. № 32.

37. A.c. СССР 1150401, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/ В:Е. Щерба, А.Н. Кабаков, В!Л: Юша, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт №3610814/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл. 15.04.85, - Бюл. № 14.

38. A.c. СССР 1135923, МКИ F04 С 18/356. Ротационный, компрессор/ В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, B.JI. Юша, А.П. Болштянский, Омский политехнический, институт №3610812/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл. 23.01.85, - Бюл. №3.

39. Щерба В.Е., Болштянский А.П., Павлюченко Е.А. Форвакуумный: насос-компрессор с интенсивным охлаждением. Вакуумная техника и технология. Материалы XIII науч. технич. конф. с заруб: участием. Ml: МГИЭМ, 2006. С. 119-122.

40. Щерба В.Е., Болштянский А.П., Павлюченко Е.А. Многоцелевой насос -компрессор для** малых станций технического обслуживания: Вестник Красноярского государственного технического университета. Выпуск 43. Транспрт.: ИПЦ КГТУ, 2006. С. 451-457.

41. Пат. РФ № 2295057. Система впрыска топлива. Болштянский А.П. Щерба В.Е., Зензин Ю.А., Павлюченко Е.А. Омский государственный технический университет. № 2005121783. Заявлено 11.07.2005. Опубл. 10.03.2007.-Бюл. №07.

42. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. Т. 1. Теориями расчет. М.: Колос, 2000.-456 с.

43. Пластинин П. И., Щерба В. Е. Рабочие процессы объемных компрессоров со впрыском жидкости. М.: ВИНИТИ, 1996. - 153 с.

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

45. Кондратьева Т. Ф., Исаков В. П. Клапаны поршневых компрессоров. Л'., Машиностроение, 1983. - 158 с.

46. Кабаков А. Н., Щерба В. Е. Некоторые вопросы математического моделирования рабочего процесса в поршневом компрессоре//Изв. вузов. Энергетика, Минск. 1980. - № 7. - С. 56-61.

47. Щерба В.Е., Болштянскийн А.П. Аналитический расчет процесса'нагнетания в компрессоре объемного действия. Известия вузов СССР. Энергетика.- 1983.-№ 11.-С. 112-114.

48. Щерба В.Е., Болштянский А.П. К вопросу аналитического расчета* процесса всасывания поршневого компрессора. Известия вузов СССР. Машиностроение. 1983. - № 9. - С. 74-77.

49. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.В. Артемьева, Т.М. Лысенко, А.Н. Румянцева, С.П. Стесин; Под ред. С.П. Стесина. — М.: Изд. Центр «Академия», 2006. — 336 с.

50. Орлов ЮМ Объемные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчет. М.: Машиностроение, 2006. - 223 с.

51. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1982. — 423 с.

52. Башта Т.М. Объемные насосы и гидроавтоматические двигатели гидросистем. М.: Машиностроение, 12974. 607 с.

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

54. Щерба В.Е., Ульянов Д.А., Григорьев A.B., Виниченко В.С. Математическое моделирование рабочих процессов» насосов объёмного действия/Омский научный вестник. Омск: Изд. ОмГТУ, 2010 №3(93). - С. 7781.

55. Основы научных исследований/ В: И. Крутов, И: М. Грушко, В! В": Попов и др.; Под ред. В. И. Крутова, В. В. Попова. М.: Высш. шк., 1980. -400 с.

56. Пластинин П. И., Щерба В. Е. Рабочие процессы объемных компрессоров со впрыском жидкости. -М:: ВИНИТИ; 1996. 153 с.

57. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник./ Под ред. А.И. Голубева, J1.A. Кондакова. М.: Машиностроение, 1986. 464 с.

58. Щерба В.Е., Ульянов Д.А., Григорьев A.B., Виниченко B.C. Математическое моделирование рабочих процессов насосов объёмного действия/Омский научный вестник. Омск: Изд. ОмГТУ, 2010* №3(93). -С. 77-8Ь

59. Котур В.И., Скомская М.А., Храмова H.H. Электрические измерения и электрические приборы. М.: Энергоатомиздат, 1986. - 400 с.

60. Теория и техника теплофизического эксперимента/ Ю.Ф. Гортышов и др.; Под ред. В.К. Щукина. М: Энергоатомиздат, 2001. - 360 с.

61. Фарзане Н.Г., Илясов JI.B., Азим-Заде А.Ю. Технологические измерения и приборы. М.: Высшая школа, 1989. 456 с.

62. Кравцов A.B. Электрические измерения. М.: Агропромиздат, 1988'. -239 с.

63. Евтихеев H.H., Купершмидт Я.А., Папуловский В.Ф., Скугоров В.Н. Измерение электрических и неэлектрических величин. М.: Энергоатомиз-дат, 1990.-352 с.

64. Клокова Н.П. Терморезисторы. Теория, методики расчета, разработки. — М.: Машиностроение, 1990. 224 с.

65. Дайчик M.JI. Методы и средства натурной тензометрии: Справочник/ M.JI. Дайчик, Н.И. Пригоровский, Г.Х. Хуршудов. М.: Машиностроение, 1989.-240 с.

66. Глаговский Б.А., Пивен И.Д. Электротензометры сопротивления. — JL: Энергия, 1972. — 56 с.

67. Журавлев А. Н. Допуски и технические измерения. М.: Высш. школа, 1981.-256 с.

68. Болштянский А.П. Теоретические основы расчета и проектирования поршневых компрессоров с газостатическим центрированием поршня. Дисс. докт. технич. наук. Омск, 1999. 530 с.

69. Болштянский А.П. Перспективы производства компрессоров с газостатическим центрированием поршня.// Криогенное и холодильное оборудование и технологии. Вып 1, Ч. 2. Омск, 1997. - С. 104-109.