автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование и выбор параметров прямоточных клапанов рудничных поршневых компрессоров

На правах рукописи

Глинникова Татьяна Петровна

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ПРЯМОТОЧНЫХ КЛАПАНОВ РУДНИЧНЫХ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

Специальность 05.05.06 - «Горные машины»

г о:::::! ш

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Екатеринбург - 2013

005062079

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Научный руководитель -

доктор технических наук, профессор Хазин Марк Леонтьевич

Официальные оппоненты:

Ляпцев Сергей Андреевич

Таугер Виталий Михайлович ■

доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой технической механики ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

кандидат технических наук, доцент, профессор кафедры мехатроники ФГБОУ ВПО «Уральский государственный университет путей сообщения»

Ведущая организация - Институт горного дела УрО РАН (г. Екатеринбург)

Защита состоится июля 2013 г. в 10 часов в зале заседаний Ученого совета на заседании диссертационного совета Д 212. 280.03, созданного на базе ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет», ,ро адресу 620144, г. Екатеринбург, ГСП, ул. Куйбышева, 30.

С диссертацией можно ознакомиться в научной библиотеке университета.

Автореферат разослан 3 июня 2013 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

д.т.н. проф. М. Л. Хазин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В современном промышленном производстве сжатый воздух является одним из самых дорогих видов энергии. Затраты на пневмоприводы промышленных машин и механизмов в 7—10 раз выше, чем у электроприводов, вырабатывающих сопоставимую энергию. Тем не менее технологии с применением пневматики имеют целый ряд свойственных только им преимуществ. Немаловажная особенность пневмооборудования - экологическая чистота, взрыво- и пожаробезопасность. Эксплуатация пневмотехники возможна при высокой температуре окружающей среды, ее можно использовать и в условиях повышенной влажности при открытых и подземных горных работах.

Развитие поршневых компрессоров сопровождается повышением скорости вращения коленчатого вала и средней скорости поршня, что связано с трудностями обеспечения высокой надёжности самодействующих клапанов и поддержания низкого уровня потерь энергии в них.

Одним из основных узлов, связанным с существенным потреблением подводимой к коленчатому валу компрессора энергии, является клапан. Низкие технико-экономические показатели функционирования компрессоров позволяют сделать вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.

Поэтому вопросы сокращения энергетических потерь и расходов при производстве сжатого воздуха являются актуальными.

Связь темы диссертации с государственными программами.

Работа выполнялась в соответствии с договором с Минобрнауки России № 13.G25.31.0010 от «07» сентября 2010 г. по созданию производства высокотехнологичного оборудования для добычи природного камня открытым способом в рамках реализации Постановления Правительства России от 9 апреля 2010 г. № 218 «О мерах государственной поддержки развития кооперации российских высших учебных заведений и организаций, реализующих комплексные проекты по созданию высокотехнологичного производства» и соответствии с соглашением с Минобрнауки России № 14.В37.21.1097 от 13 сентября 2012 г. о предоставлении гранта на проведение научных исследований по теме «Разработка научно-технических основ энергосберегающего технологического метода одностадийного получения объемных наноструктурированных металлов и сплавов конструкционного назначения».

Объект исследования. Запорный орган прямоточного клапана поршневого компрессора.

Цель работ. Повышение эффективности работы прямоточного клапана-поршневого компрессора.

Идея работы. Обеспечение равномерного натяга запорного органа клапана.

Методы исследований включают в себя обобщение и анализ литературных источников, теоретические и экспериментальные (промышленные и лабо-

раторные) методы исследования, базирующиеся на классических законах математики и физики, а также физическое моделирование.

Научные положения, выносимые на защиту:

— равномерность распределения величины натяга запорного органа по периметру паза седла клапана определяется его конструктивно-технологическими параметрами;

— эффективность работы клапана, в значительной мере, определяется влиянием величины и равномерностью натяга запорного органа;

— дополненная классификация прямоточных клапанов поршневых компрессоров с кольцевыми пазами.

Научная новизна работы

— дополнена теория расчета упругих разрезных колец: выведено уравнение, описывающее распределение натяга запорного органа после установки его в паз седла клапана и дифференциальное уравнение упругой линии кольца;

— исследованы распределения значений натягов запорных органов с различными геометрическими параметрами на стенки паза седла клапана;

— получено аналитическое выражение, связывающее величину угла разреза с другими геометрическими и технологическими параметрами запорного органа (разрезного пружинного кольца) клапана;

— установлена зависимость между геометрической формой запорного органа в свободном состоянии и распределением радиальных давлений (натяга) на стенки паза седла клапана в сжатом (рабочем) состоянии;

— установлены граничные значения величины толщины запорного органа клапана и обосновано условие выбора материала для его изготовления при заданных конструктивных параметрах клапана.

— дополнена классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.

Практическая ценность работы

— обоснованы конструктивно-технологические параметры свободно расположенного запорного органа клапана с концентрично расположенными пазами;

— разработаны методики расчета распределения радиального давления (натяга) запорного органа с различными конструктивно-технологическими параметрами на стенки паза седла клапана поршневого компрессора;

— разработаны новые конструкции запорных органов клапанов для поршневых компрессоров (патент на полезную модель № 107313, заявка на изобретение), обеспечивающие равномерный натяг.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования запорных органов клапанов поршневых компрессоров, хорошей сходимостью результатов теоретического анализа с экспериментальными данными. Расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 10 % с доверительной вероятностью 0,95.

Реализация результатов работы. Основные научные положения работы внедрены в производство Уральским заводом новых технологий. Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1991 руб. на один клапан.

Апробация работы. Результаты работы докладывались на научно-практических конференциях, проводимых в рамках Уральской горнопромышленной декады VI, VII, VIII, IX: «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2010, 2011, 2012, 2013 г.г.), «Математическое моделирование механических явлений» (г. Екатеринбург, 2011 г.), «Проблемы инновационного пути развития шахтного и карьерного стационарного оборудования» (г. Екатеринбург 2013 г.).

Личный вклад автора:

- дополнение теории расчета упругих разрезных колец с большим углом разреза и выведение уравнения, описывающего распределение натяга запорного органа после установки его в седло клапана;

- вывод уравнения, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан с его конструктивно-технологическими параметрами и дифференциального уравнения упругой линии кольца;

- разработка методик исследования запорного органа клапана и расчет его конструктивно-технологических параметров;

- установление граничных значений величин геометрических параметров запорного органа при заданных конструктивных параметрах клапана и условий его эксплуатации;

- расширение классификации прямоточных клапанов, основанной на форме запорного органа;

- проведение экспериментов и анализ их результатов.

Публикации. По теме работы автором опубликовано 14 работ, в том

числе 5 в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях.

Структура и объем. Работа состоит из введения, четырех глав, заключения и двух приложений. Содержание работы изложено на 129 страницах машинописного текста, содержит 45 рисунков и 8 таблиц. Библиографический список содержит 115 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность и необходимость проведения теоретических и экспериментальных работ по научной проблеме энергосбережения, сформулированы цели и задачи исследования, защищаемые научные положения и результаты.

В первой главе рассмотрены тенденции развития современного ком-прессоростроения, применение поршневых компрессоров в горной и других отраслях промышленности, их доля в энергопотреблении предприятий. Повышение технико-экономических показателей поршневых компрессоров непосредственно связано с решением проблемы улучшения характеристик само-

3

действующих клапанов, отвечающих минимуму затрат энергии в них и обеспечивающих требуемый уровень надёжности.

Клапан является одним из важных узлов поршневого компрессора, в значительной мере определяющий надежность и экономичность его эксплуатации. В связи с этим в России и за рубежом ведутся работы по совершенствованию конструкций самодействующих клапанов, а также исследования работы клапанов, направленные на создание методов их расчета.

В области создания и совершенствования клапанов поршневых компрессоров особое место занимают работы докторов техн. наук Френкеля М. И., Дмитриевского В. А., Кондратьевой Т. Ф., Карпова Г. В., Пирумова И. Б., Фо-тина Б. С., Шелеста П. А., Бороховича А. И., Бабаяна С. А., Беркмана Б. А., Кабакова А. Н., Фролова П. П., Шапиро М. Б., Колбасова М. Г., Спектра Б. А., Дмитриева В.Т. и многих других исследователей.

Анализ данных литературы по исследованию качества работы компрессорных станций шахт и заводов указывает на наличие значительных резервов _ экономии электрической энергии при производстве и транспортировке сжатого воздуха.

Во второй главе описаны оборудование и методики, применяемые для исследований. В качестве заготовки исследуемого запорного органа клапана использовалась холоднокатаная стальная лента марок 55С2, сталь 45, а также наноструктурированная бронза БрА9ЖЗЛ толщиной в пределах от 0,2 до 0,6 мм и шириной от 12 до 20 мм.

Для придания стальной ленте формы незамкнутого кольца был использован лабораторный прокатный стенд, один из валков которого был покрыт слоем вспененной резины.

Для определения натяга, соответствующего «порогу» срабатывания клапана и его распределения по длине ленты, автором был разработан и изготовлен экспериментальный стенд на основе поршневого компрессора ABAC Family OL200. Предварительно изогнутая лента помещалась в кольцо, имитирующее седло клапана. Через отверстия в стенках кольца подавался сжатый воздух под давлением 2,5 Па. Величина перемещения ленты от седла клапана в радиальном направлении фиксировалась с помощью цифрового рычажного индикатора Dial S234 (класс точности 0 с ценой деления 0,01 мм). Результаты определяли как усредненную величину по 10 измерениям.

В третьей главе приведены результаты расчетов и результаты исследований натяга запорных органов клапанов ПК.

Одной из основных причин неудовлетворительной работы поршневых компрессорных машин является отсутствие клапанов, обладающих высокой долговечностью, хорошей герметичностью и небольшим аэродинамическим сопротивлением. Также клапаны должны в условиях эксплуатации обеспечить удобство монтажа, демонтажа и ремонта. В наибольшей степени этим условиям удовлетворяют клапаны конструкции СГИк.

В рассматриваемом клапане запорный орган представляет собой разрезное пружинное кольцо с круговой наружной поверхностью радиусом R, кото-

рое имеет прямоугольное поперечное сечение шириной к, толщиной Ь и углом разреза кольца <р.

Для определения параметров запорного органа (разрезного пружинного кольца) были проведены исследования, в результате которых установлено распределение натяга разрезного пружинного кольца по периметру паза седла клапана с учетом радиуса кривизны кольца и диаметра паза (рис. 1). Полученные данные аналогичны результатам приводимыми другими авторами на других материалах и могут быть, в первом приближении, описаны периодической зависимостью. Для сравнения полученных результатов при исследовании запорных органов с различными конструктивными параметрами перешли к удельным значениям величин.

р Па-мг

135 180 225 270 315

а. фая

Рис. 1. Распределение удельного натяга запорного органа (ленты) по периметру паза седла клапана диаметром 100 мм. Материал запорного органа -сталь 65Г.

Радиус кривизны ленты: 1 - 95, 2 - 100, 3 - 125,4 - 150 мм

Из проведенных исследований следует, что величина максимального удельного натяга р возрастает пропорционально увеличению угла разреза ф запорного органа (разрезного пружинного кольца) и диаметра паза седла клапана (рис. 2). Полученная зависимость сохраняется для различных материалов ленты.

р Па'мг

т30 60 90 ПО 150 ISO 210 2J0 фаД

Рис. 2. Зависимость максимального удельного натяга ленты (Ртах), от угла разреза <р разрезного пружинного кольца. Диаметр паза седла клапана, мм: 1 -100 мм, 2-125 мм, 3 - 190,4-200 мм.

240 270

D. мм

Рис. 3. Зависимость отношения максимального удельного натяга разрезного пружинного кольца к минимальному от его диаметра для различных диаметров пазов клапана. Материал - сталь 65Г мм

Неравномерность распределения натяга по периметру запорного органа определяли как отношение минимального (ртіп) к максимальному (ртах) значе-

нию удельного давления. Характер зависимости рт\т/ршт от диаметра запорного органа качественно сохраняется для всех диаметров пазов седла клапана и основных используемых материалов (рис. 3).

Периодический характер распределения (см. рис. 1) не обеспечивает равномерного натяга, что значительно ухудшает термодинамические и технико-экономические показатели компрессора при его эксплуатации. Поэтому, независимо от конструктивного исполнения клапанов, при их изготовлении желательно выдерживать оптимальный натяг запорного органа с целью синхронизации (одновременного открытия) их работы.

В литературе практически отсутствуют как экспериментальные, так и теоретические данные по описанию распределения натягов незакрепленных запорных органов клапанов, а также теоретически обоснованные методики их расчета.

Для определения теоретического распределения натяга по периметру паза седла клапана был использован алгоритм расчета распределения радиального давления на стенку цилиндра поршневого кольца на основе приближенных решений. С учетом отличий запорного органа - разрезного пружинного кольца от поршневого разрезного кольца, а именно толщина кольца существенно меньше его диаметра и высоты (Ъ/г = 0,01...0,005; Ъ/к = 0,05...0,025), зазор между концами кольца в свободном состоянии зависит от угла разреза ср и соизмерим с радиусом, была получена зависимость величины радиального давления (ра) от конструкторско-технологических параметров запорного органа клапана поршневого компрессора

„ _ £й3| ) ч , -1+У1Т5-ГЛ Ра ~ 18*7-3 1 1 +

где а - текущий угол, А =

I (S?) + si"2 а + 2 cos + cos а)}|' 0>

. ф S1I1— _г_

2тг-ф

Радиальное давление имеет максимальное значение ртах при а = 0 и минимальное значение pmin при а = я.

Выражение (1) позволяет связать свойства материала (Е) - модуль упругости, геометрические параметры разрезного пружинного кольца в исходном состоянии (b, h и ср), радиус паза седла клапана (г) - и может быть применено для описания распределения удельного натяга запорного органа.

Теоретические исследования подтверждают неравномерный характер распределения радиального давления разрезного пружинного кольца. Характер зависимости pm¡n /рт1х от угла разреза <р запорного органа (рис. 4) качественно соответствует аналогичной зависимости, полученной экспериментальным путем (см. рис. 3).

В качестве примера приведено сравнение расчетной зависимости распределения величины натяга для разрезного пружинного кольца с углом разреза ф = 180°, установленного в паз поршневого клапана диаметром 200 мм, определенное по зависимости (1) и для сравнения приведены экспериментальные данные для тех же условий (рис. 5). Расчетные зависимости удовлетво-

РттФп

■mm 0,9 0,8 0,7

0.S 0

60 90 -120 ! 150 180

210

.град

Рис. 4. Зависимость отношения максимального радиального давления стального разрезного пружинного кольца к минимальному от угла разреза (р. Теоретическая кривая и точки - экспериментальные значения

а, град

Рис. 5. Распределение величины удельного натяга запорного органа по длине стенки паза седла клапана (диаметр паза седла -200 мм;

угол разреза кольца <р = 180°): 1- теоретическая кривая; 2 - точки - практические значения. Материал запорного органа- сталь

рительно согласуются с экспериментальными данными, при этом корреляционное отношение для кривой 2 составляет 0,7 - 0,8.

Следовательно, для повышения эффективности работы клапанов компрессора необходимо получить равномерное распределение натяга запорного органа по периметру паза седла клапана.

Для выполнения этого условия рассмотрим запорный орган клапана, представляющий собой разрезное кольцо с круговой наружной поверхностью радиусом R, прямоугольным поперечным сечением шириной h и толщиной Ь, которое, при установке в паз клапана радиусом г, будет оказывать равномерно распределенное давление р на стенки паза седла.

Изменение кривизны кольца вследствие изгиба при установке в паз описывается известным уравнением:

ds г R El' '

где - Ada изменение угла между двумя смежными бесконечно близкими сечениями кольца; ds - длина элемента кольца между двумя смежными бесконечно близкими поперечными сечениями; М- изгибающий момент под действием равномерно распределенного давления р\ I - момент инерции сечения кольца; Е - модуль упругости материала кольца.

Известно, что изгибающий момент М, возникающий в любом поперечном сечении кольца т-п (рис/ 6) под действием равномерно распределённого по внутренней поверхности давления р, можно вычислить:

2

M = 2phr2s\n

Введем коэффициент kR--

1 1

r/R. Заменив выражение---- на

г R

г '

(3)

рас-

крыв момент инерции I =~ и подставив выражение (3) в формулу (2), получим:

і-кя

24г Ь3

■ sin

2 а

(4)

Уравнение (4) можно решить относительно двух разных величин: радиуса и толщины запорного органа. Следовательно, можно рассматривать два варианта конструкции запорного органа: с постоянным радиусом Л и переменной толщиной, с постоянной толщиной Ъ и переменным радиусом Я.

Рассмотрим первый вариант (см. рис. 6).

Рис. 6. Расчётная схема запорного органа Рис. 7. Схема запорного органа клапана клапана в виде разрезного пружинпого кольца пере-

менного радиуса, а; - текущий угол

Выразим величину текущей толщины (6) кольца:

Ь = г-\

24 р

■ 2 « БШ —.

Е(\-кя) 2

(5)

Полагая а = п и обозначив через ^ наибольшую толщину кольца, получим:

~24 р

Рассмотрим второй вариант. Из формулы (4) получим выражение для определения текущего радиуса кольца Л;

р = Ь3Ег

Ь3Е-24рг35т2ос/2' К '

Наибольшая величина радиуса запорного органа соответствует условию, наименьшее значение К - г при а = 0 (рис. 7).

Уравнение (7) не имеет смысла, когда его знаменатель будет равен нулю, отсюда нижнее граничное значение толщины запорного органа

. 3/24Р

Длина окружности (Ь) кольца переменного радиуса

айа =

Ь3Ег

__ 24г3р

ЕЬ3 '

Ь3£-24рг35іп2|

2тгг

(8)

где ц

Длина запорного органа должна быть равна длине окружности паза седла клапана (/):

Ь-Ьл= 1 = 2тгЛ- фй =2ттг. (9)

Длина дуги, соответствующая углу разреза (см. рис. 7):

¿л =

<?R = 2 f* Rd.1 =

Из совместного решения уравнений (8) - (10) получим:

фг _ 2т- -

,- = —-— 2ЛГ.

Тогда угол разреза запорного органа можно определить как

(Ю)

(П)

<р = 271(1-1/1 —(?) .

Для определения рабочего значения толщины запорного органа воспользуемся уравнением (11). Откуда следует:

' ' (12)

Ьр = г

з I 24р _ L 3[~

-сЧИ УП^Т

Зависимости (79), (11), (12) позволяют определить основные геометрические параметры запорных органов — И, Ь, ср, изготовленных из различных материалов и обеспечивающих заданное равномерное давление на стенки паза седла клапана при различных диаметрах паза.

Третий вариант. Запорный орган с постоянной толщиной Ъ и радиусом

Я, но переменной шириной /г (рис. 8).

11

Рис. 8. Расчётная схема развертки запорного органа клапана (А- максимальная ширина, hi— текущая ширина, h\- минимальная ширина)

Для определения закона изменения высоты разрезного пружинного кольца по длине воспользуемся известным дифференциальным уравнением упругой линии поршневого кольца с малым углом разреза

и = kr( 1 + cos а), где и - перемещение в радиальном направлении точки разрезного пружинного кольца при установке его в паз седла клапана;

к =

EI

(13)

Поскольку запорный орган клапана поршневого компрессора в виде разрезного пружинного кольца отличается от рассмотренного поршневого кольца, было выведено уравнение упругой линии разрезного пружинного кольца с большим углом разреза

(l+jr)-t4 = fcr(l + cosc0-u. (14)

В соответствии с условиями равномерного и постоянного радиального давления на кольцо, (р = const) и заданного радиуса изогнутой линии кольца (г = const) можно найти величину коэффициента к из уравнения (14).

Для этого рассмотрим разрезное кольцо с радиусом R, сжимаемое по-

(р

стоянным давлением р до радиуса г, где текущии угол 0 < а < п — а <р -

угол разреза кольца (рис. 9).

Радиальное перемещение при этом с и = R — г = const, поэтому иа=иа=0.

Таким образом, уравнение (14) примет вид

Q = rk(\+cosa)-(R-r).

Отсюда

к =

Я-г

r(l+cosa)

(15)

Рис. 9. Схема разрезного пружинного кольца, сжимаемого постоянным радиальным давлением р

Приравняв уравнение (13) к уравнению (15), с учетом выражения (9), и раскрыв момент инерции относительно оси у, получим:

L 2 а

hi = г* сos-

£ЬГ(;

24р —. (16)

N

Полученная зависимость (16) позволяет определить профиль запорного органа, изготовленного из различных материалов и обеспечивающего равномерное давление на стенки паза седла клапана при различных диаметрах паза седла клапана.

Минимальная ширина запорного органа см. рис. 8) определяется как сумма высоты опорной поверхности и ширины паза (диаметра отверстия) для подачи газа.

Для повышения эффективности поршневых компрессоров необходимо совершенствование термодинамического процесса, снижение потерь производительности и мощности. Потери газа происходят в том числе через клапаны вследствие запаздывания посадки замыкающего органа или преждевременного открытия, неравномерности открытия и т. п. Следовательно, различные утечки и перетечки в значительной мере снижают производительность компрессора. Поэтому можно считать, что повышение эффективности работы клапана, за счет уменьшения потерь газа, приведет к повышению производительности компрессора в целом.

Обеспечение равномерного натяга запорного органа клапана уменьшает утечки газа, что и было подтверждено лабораторными и полупромышленными испытаниями. Проведенные измерения показали влияние геометрических па-

раметров запорного органа на неравномерность перемещения его сечения в точках приложения давления в пазе седла клапана от профиля запорного органа (см. рис. 10).

Рис. 10. Зависимость неравномерности перемещения сечения от профиля запорного органа. 1 - запорный орган с постоянной шириной;2- с переменной

По индикаторным диаграммам снятых с цилиндра первой ступени сжатия компрессора 6ГШ 16 - 2/1,1 - 320Г- 01 (зав. № 991002) при использовании клапанов с разными запорными органами определяли к. п. д. клапана, по аналогии с изотермическим к. п. д.

Пкл

Рис. 11. Изменение к.п.д. клапана от величины равномерности натяга запорного органа

компрессора, как отношение полезной работы, совершаемой при сжатии газа, к действительной. Из результатов исследования следует, что с увеличением величины равномерности натяга запорного органа повышается к. п. д. клапана (рис. 11) и, следовательно, эффективность компрессорав целом.

В четвертой главе приведена дополненная классификация прямоточных клапанов с кольцевыми пазами, основанная на форме запорного органа; предложена методика выбора материала запорного органа, приведены методики расчетов параметров запорного органа клапана, обеспечивающие равномерный натяг - давление запорного органа на стенки паза седла клапана.

При работе клапана поршневого компрессора запорный орган испытывает циклические изгибающие нагрузки. При этом максимальное изгибающее напряжение возникает в точке, противоположной замку кольца, которое можно определить по известной формуле

amax = £=12pg, (17)

где M - изгибающий момент в поперечном сечении; W - момент сопротивления сечения при изгибе.

Для выбора материала запорного органа предложено уравнение, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе при установке в паз клапана, с его конструктивно-технологическими параметрами, а за максимальное изгибающее напряжение, принято допускаемое напряжение изгиба для заданного материала

[ая] =12pg)Z = 2nPg)2, (18)

где [cj - допускаемое напряжение изгиба, МПа; Р - рабочее давление ступени компрессора, МПа; р — необходимая величина натяга запорного органа клапана, МПа; р. = ^ = 0,01 - отношение между величиной давления создаваемой ступенью компрессора и необходимой величиной натяга запорного элемента клапана поршневого компрессора, выведенное на основании данных литературы и результатов экспериментов.

Для изготовления запорных органов обычно используются инструментальные углеродистые стали и низколегированные стали, например, У8, У9, 65Г, 55С2А, 70СЗА. Величины допустимых напряжений изгиба этих сталей находятся в пределах 200...470 МПа. С учетом прочностных характеристик этих сталей можно найти граничные значения параметра г/Ъ.

Из совместного решения известной зависимости (19) величины зазора разрезного пружинного кольца в свободном состоянии от конструкторско-технологических параметров и величины зазора (20), полученой геометрически (см. рис. 8), получим квадратное уравнение (21), корнем которого является коэффициент к (22).

5 = 5я£§Г + Р~тгУ ъ^кт (19)

5= 2Rsin| (20)

т 4тгг sin—

3nrk2 + 3xrk--- = 0 , (21)

2п-ф 4 '

,;Кк = — ' г , (22) В то же время коэффициент к определяется согласно выражению (11). Подставив полученное значение корня и выражение (И) в уравнение (22) и разделив переменные получим уравнение

slnf

2Я-<Р _ 9Рг3

-,+ /ц 16 Sin У/2 ЕЬз '

у 3 2Л-<р

_____ 2

т* h , 16 sin ip/2 . . slnf

Из условия 11 + у > 0, или > 0, определим граничные значения угла разреза 0 <ф< 7г.

Обозначим левую и правую часть уравнения (23) соответственно как Ф1И Ф2, и рассмотрим его совместно с выражением (18) как систему уравнений (24). Тогда Ф] будет являться функцией угла разреза (<р), запорного органа, а Ф2 - функцией его конструктивно-технологических параметров.

Ф1 =

5Ш| 2П—ф

1 +

-4

16 51п ¡р/2 '

3 2П~<р

Ф, =

2

ЭРГ3 ЕЬ3 '

(24)

Фг = Ф2 = Ф; [аи] =2 цр(£)2.

Данная система уравнений позволяет определить граничные значения углов разреза запорного органа и значения параметра ~, связать угол разреза,

конструкторско-технологические параметры запорного органа и возникающие изгибающие напряжения при установке в паз седла клапана.

Графическое решение системы уравнений (24) представляет собой номограмму (рис. 12), которая позволяет для заданного рабочего давления компрессора и размера паза седла клапана подобрать материал и геометрические параметры запорного органа (Ъ, К, И, <р), обеспечивающие требуемый натяг.

Например, для заданного рабочего давления Р и радиуса паза седла клапана г, по номограмме (см. рис. 12) можно определить толщину Ь запорного органа, угол разреза <р и подобрать марку стали.

<?. грая •

0.35 / /

0.3 / /

0 25 / / /

\ 0 2 / /

\ 015 // /

1 V--

0.05 |

? V ----

300 240 180 120 60 100 200 300 ' 400 500 600 40 ао во юо > ■ —I 1

.....^

\ \ \

\ \ ч

Рис. 12. Номограмма для определения конструктивных параметров запорного органа, материал сталь

На основе проведенных исследований и рассмотренных теоретических положений предложены методики определения конструктивно-технологических параметров и разработаны новые конструкции запорного органа клапана, позволяющие повысить эффективность работы поршневого клапана и компрессора в целом, что позволило расширить и дополнить существующую классификацию прямоточных клапанов поршневых компрессоров.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В работе на базе выполненных теоретических и экспериментальных исследований изложены пути повышения эффективности работы поршневых компрессоров и предложены методики определения конструкторско-технологических параметров запорных органов клапанов, обеспечивающих равномерный натяг.

Выполненные исследования позволяют сформулировать следующие основные выводы:

1. Дополнена теория расчета упругих разрезных колец с большим углом разреза: выведено уравнение, описывающее распределение натяга запорного органа после установки его в паз седла клапана и дифференциальное уравнение упругой линии кольца.

2. Получено аналитическое выражение, связывающее величину угла разреза с другими геометрическими параметрами и материалом запорного органа (разрезного пружинного кольца) клапана.

3. Выведены уравнения, описывающие взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан с его конструктивно-технологическими параметрами;

4. Установлены граничные значения геометрических параметров запорного органа клапана при заданных конструктивных параметрах клапана и режимах эксплуатации компрессора.

5. Разработаны методики исследования и расчета распределения радиального давления (натяга) запорного органа на стенки паза седла клапана поршневого компрессора.

6. Дополнена классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.

7. Основные научные положения работы внедрены в производство Уральским заводом новых технологий. Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1934,3 руб. на один клапан.

8. Разработаны новые конструкции запорных органов клапанов для поршневых компрессоров (патент на полезную модель № 107313, Заявка на изобретение).

Основные научные результаты диссертации опубликованы в следующих изданиях:

Статьи, опубликованные в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях, входящих в Перечень ВАК Минобрнауки России

1. Глинникова Т. П., Хазин М. Л., Волегов С. А. Анализ влияния параметров запорного органа на эффективность работы прямоточного клапана // Изв. вузов. Горный журнал. 2009. № 6. С. 62-65.

2. Глинникова Т. П., Хазин М. JL, Волегов С. А. Влияние диаметра паза седла и материала запорного органа на эффективность работы прямоточного клапана // Изв. вузов. Горный журнал. 2010. № 6. С. 62-65.

3. Глинникова Т. П., Хазин М. Л., Волегов С. А. Определение профиля сечения самопружинящего запорного органа клапана поршневого компрессора // Изв. вузов. Горный журнал. 2011. № 3. С.23-26.

4. Глинникова Т. П. Определение натяга запорного органа прямоточного клапана поршневого компрессора // Изв. вузов. Горный журнал. 2011. №7. С. 110-113.

5. Глинникова Т. П., Хазин М. Л,, Волегов С. А. Методика определения конструктивных параметров запорного органа клапана поршневого компрессора // Изв. вузов. Горный журнал. 2013. №2. С. 90 — 96.

Работы, опубликованные в других изданиях

6. Глинникова Т. П. Повышение эффективности работы поршневых компрессоров // Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности: сб. докладов VIII Междунар. науч.- технич. конф. Чтения памяти В. Р. Кубачека. Екатеринбург: УГГУ, 2010. С. 27 - 30.

7. Глинникова Т. П., Томилов Д. В. Исследование распределение натяга запорного органа прямоточного клапана поршневого компрессора // Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности: сб. докладов VIII Междунар. науч.-техн. конф. Чтения памяти В. Р. Кубачека. Екатеринбург: УГГУ, 2010. С. 37 - 41.

8. Глинникова Т. П., Хазин М. JI. Влияние параметров запорного органа на эффективность работы клапана // Известия Уральского государственного горного университета. Вып. 24 Екатеринбург: УГГУ, 2010. С. 91 -93.

9. Глинникова Т. П. Классификация прямоточных самодействующих клапанов конструкции СГИ-УГГУ // Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности: сб. докладов VIII междунар. науч.-техн. конф. Чтения памяти В. Р. Кубачека. - Екатеринбург: УГГУ, 2011 г. С.

10. Глинникова Т. П. Математическое моделирование параметров запорного органа клапана поршневого компрессора // Всероссийская конференция «Математическое моделирование механических явлений» сб. докладов -Екатеринбург, УГГУ, 2011. С. 39 - 41.

11. Глинникова Т. П., Хазин М. Л. Конструктивные параметры запорного органа клапана поршневого компрессора // Известия Уральского горного университета. Вып. 27 Екатеринбург: УГТУ, 2012 г. С.100 - 102.

12. Глинникова Т. П., Хазин М. Л., Волегов С. А., Глинников В. И. Прямоточный клапан: Патент на полезную модель № 107313. Заявка №2010132055, приоритет полезной модели 28 июля 2010 г. Зарегистрировано в государственном реестре полезных моделей РФ 10 августа 2011 г.

13. Глинникова Т. П., Хазин М. Л. Определение основных параметров запорного органа клапана поршневого компрессора // Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности: сб. докладов XI между-нар. науч. - техн. конф. Чтения памяти В. Р. Кубачека. - Екатеринбург: УГГУ, 2013 г. С. 28-32.

14. Глинникова Т. П., Хазин М. Л. Улучшение аэродинамических характеристик клапанов поршневых компрессоров // Проблемы инновационного пути развития шахтного и карьерного стационарного оборудования: Сб. докладов междунар. науч. - техн. конф., посвященной 80-летию кафедры горной механики: УГГУ, 2013 г. С. 23 -25.

Подписано в печать 30.05.2013 г. Бумага офсетная формат 60x84 1/16. Печать на ризографе. Печ. л. 1,0. Тираж 100 экз. Заказ ЗО-Отпечатано с оригинал-макета в лаборатории множительной техники изд-ва УГГУ 620144, г. Екатеринбург: Изд-во УГГУ, 2013.

Министерство образования и науки РФ ФГБОУ ВПО Уральский государственный горный университет

На правах рукописи

04201340471

ГЛИННИКОВА Татьяна Петровна

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ПРЯМОТОЧНЫХ КЛАПАНОВ РУДНИЧНЫХ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

Специальность 05.05.06 - «Горные машины»

Диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель -доктор технических наук, профессор Хазин М. Л.

Екатеринбург -2013

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ.........................................................................................................3

1. КЛАПАНЫ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ........................................9

1.1. Тенденции развития современного компрессоростроения...... 9

1.2. Применение ПК в горной и нефтедобывающей промышленности..............................................................................12

1.3 Требования, предъявляемые к клапанам поршневых компрессоров.................................................................................................14

1.4. Недостатки конструкции клапанов поршневых_компрессоров и их параметры................................................................................................17

1.5.Пути улучшения работы клапанов поршневых компрессоров..........28

Постановка задач исследования..................................................................32

2. МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТА...............................................................33

2.1. Предмет исследования..........................................................................33

2.2. Устройство для гибки ленты................................................................34

2.3. Определение натяга запорного органа клапана.................................40

Выводы..........................................................................................................45

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ЗАПОРНЫХ ОРГАНОВ КЛАПАНОВ.................................................................................46

3.1. Экспериментальные исследование натяга запорного органа прямоточного клапа,2на поршневого компрессора..................................46

3.2. Известные методы определения величины радиального давления разрезного кольца.........................................................................................55

3.3. Теоретическое исследование величины натяга запорного органа... 65

3.4. Влияние толщины запорного органа клапана на радиальное.............

давление........................................................................................................72

3.5. Определение радиуса кривизны запорного органа...........................75

3.6. Обоснование ширины запорного органа клапана..............................80

3.7. Влияние профиля запорного органа на эффективность работы

клапана поршневого компрессора...............................................83

Выводы..........................................................................................................87

4 .МЕТОДИКИ ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОНСТРУКТИВНО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗАПОРНОГО ОРГАНА КЛАПАНА........................................................................................................88

4.1. Классификации прямоточных клапанов............................................88

4.2. Методика определения геометрических параметров запорного органа переменной толщины......................................................................95

4.3. Методики определения конструктивных параметров запорного органа переменного радиуса.....................................................................105

4.4. Методика определения конструктивных параметров запорного

органа переменной ширины......................................................................110

Выводы........................................................................................................115

ЗАКЛЮЧЕНИЕ .............................................................................................116

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК ........................................................118

ПРИЛОЖЕНИЕ 1...........................................................................................130

ПРИЛОЖЕНИЕ 2....................................................................131

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы. В современном промышленном производстве сжатый воздух является одним из самых дорогих видов энергии. Затраты на пневмоприводы промышленных машин и механизмов в 7-10 раз выше, чем у электроприводов, вырабатывающих сопоставимую энергию. Тем не менее, технологии с применением пневматики имеют целый ряд свойственных только им преимуществ. Немаловажная особенность пневмооборудования - экологическая чистота, взрыво- и пожаробезопасность. Эксплуатация пневмотехники возможна при высокой температуре окружающей среды, ее можно использовать и в условиях повышенной влажности при открытых и подземных горных работах.

Развитие поршневых компрессоров сопровождается повышением скорости вращения коленчатого вала и средней скорости поршня, что связано с трудностями обеспечения высокой надёжности самодействующих клапанов и поддержания низкого уровня потерь энергии в них.

Одним из основных узлов, связанным с существенным потреблением подводимой к коленчатому валу компрессора энергии, является клапан. Низкие технико-экономические показатели функционирования компрессоров позволяют сделать вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.

Поэтому вопросы сокращения энергетических потерь и расходов при производстве сжатого воздуха являются актуальными.

Связь темы диссертации с государственными программами

Работа выполнялась в соответствии с договором с Минобрнауки России № 13.025.31.0010 от «07» сентября 2010 г. по созданию производства высокотехнологичного оборудования для добычи природного камня открытым способом в рамках реализации Постановления Правительства России от 9 апреля 2010 г. № 218 «О мерах государственной поддержки развития кооперации российских высших учебных заведений и организаций, реализующих комплексные проекты по созданию высокотехнологичного производства» и соответствии с соглашением с Минобрнауки России № 14.В37.21.1097 от 13 сентября 2012 г. о предоставлении гранта на проведение научных исследований по теме «Разработка научно-технических основ энергосберегающего технологического метода одностадийного получения объемных наноструктурированных металлов и сплавов конструкционного назначения».

Объект исследования. Прямоточный клапан поршневого компрессора.

Предмет исследования. Запорный орган прямоточного клапана поршневого компрессора.

Цель работ. Повышение эффективности работы прямоточного клапана поршневого компрессора.

Идея работы. Обеспечение равномерного натяга запорного органа клапана.

Методы исследований включают в себя обобщение и анализ литературных источников, теоретические и экспериментальные (промышленные и лабораторные) методы исследования, базирующиеся на

классических законах математики и физики, а также физическое моделирование.

Научные положения, выносимые на защиту:

- уравнение, описывающее распределение натяга запорных органов, с различными конструктивно-технологическими параметрами, после установки их в паз седла клапана и дифференциальное уравнение упругой линии кольца с большим углом разреза;

- равномерное распределение величины натяга запорного органа по периметру паза седла клапана определяется его конструктивно-технологическими параметрами.

- на эффективность работы клапана, в значительной мере, оказывает влияние величина и равномерность натяга запорного органа.

Научная новизна работы

- дополнена теория расчета упругих разрезных колец: выведено уравнение, описывающее распределение натяга запорного органа после установки его в паз седла клапана и дифференциальное уравнение упругой линии кольца;

- исследованы распределения значений натягов запорных органов с различными геометрическими параметрами на стенки паза седла клапана;

- получено аналитическое выражение, связывающее величину угла разреза с другими геометрическими и технологическими параметрами запорного органа (разрезного пружинного кольца) клапана;

- установлена зависимость между геометрической формой запорного органа в свободном состоянии и распределением радиальных давлений (натяга) на стенки паза седла клапана в сжатом (рабочем) состоянии;

- установлены граничные значения величины толщины запорного органа клапана и обосновано условие выбора материала для его изготовления при заданных конструктивных параметрах клапана.

- дополнена классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.

Практическая ценность работы

- обоснованы конструктивно-технологические параметры свободно расположенного запорного органа клапана с концентрично расположенными пазами;

- разработаны методики расчета распределения радиального давления (натяга) запорного органа с различными конструктивно-технологическими параметрами на стенки паза седла клапана поршневого компрессора;

- разработаны новые конструкции запорных органов клапанов для поршневых компрессоров (патент на полезную модель № 107313, заявка на изобретение), обеспечивающие равномерный натяг.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования запорных органов клапанов поршневых компрессоров, хорошей сходимостью результатов теоретического анализа с экспериментальными данными, а

также статистической обработкой результатов экспериментальных и теоретических исследований. Расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 10 % с доверительной вероятностью 0,95.

Реализация результатов работы. Основные научные положения работы внедрены в производство «Уральским заводом новых технологий». Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1990 руб. на один клапан.

Апробация работы. Результаты работы докладывались на научно-практических конференциях, проводимых в рамках Уральской горнопромышленной декады VI - IX Международных научно-технических конференциях «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2010 -2013 г.г.), международной научно-технической конференции «Математическое моделирование механических явлений» (г. Екатеринбург, 2011 г.), международной научно-технической конференции «Проблемы инновационного пути развития шахтного и карьерного стационарного оборудования» (г. Екатеринбург, 2013 г.).

Личный вклад автора

- дополнение теории расчета упругих разрезных колец с большим углом разреза и выведении уравнения, описывающего распределение натяга запорного органа после установки его в седло клапана;

- вывод уравнения, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан с

его конструктивно-технологическими параметрами и дифференциального уравнения упругой линии кольца;

- разработка методик исследования запорного органа клапана и расчете его конструктивно-технологических параметров;

- установление граничных значений величин геометрических параметров запорного органа при заданных конструктивных параметрах клапана и условий его эксплуатации;

- расширение классификации прямоточных клапанов, основанной на форме запорного органа;

- проведение экспериментов и анализ их результатов.

Публикации. По теме работы автором опубликовано 14 работ, в

том числе 5 в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях.

Структура и объем. Работа состоит из введения, 4 глав, заключения и 2 приложений. Содержание работы изложено на 129 страницах машинописного текста, содержит 45 рисунков и 8 таблиц. Библиографический список содержит 115 наименований.

1. КЛАПАНЫ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

1.1. Тенденции развития современного компрессоростроения

В современных производствах компрессоры получили чрезвычайно широкое применение. Компрессоры - это энергетические машины для сжатия газов и их перемещения из области низкого в область высокого давления. Трудно назвать отрасль промышленности, где бы они не использовались.

Советская экономика во многом была ориентирована на создание крупных промышленных предприятий. Часто потребности страны в том или ином виде продукции удовлетворяли всего несколько заводов-гигантов. Отсюда и подход к оснащению таких предприятий

мощными поршневыми и центробежными компрессорными установо

ками с производительностью от нескольких десятков до сотен м /мин. Данное оборудование составляло к середине 90-х годов основу компрессорного парка страны, а отечественные компрессорные заводы, соответственно, занимались его производством. В то же время, компрессорное оборудование с производительностью от нескольких сотен л/мин, до нескольких десятков м /мин эксплуатировалось и выпускалось в гораздо меньшем количестве.

Однако российская промышленность нуждалась именно в таких компрессорах. Прежде всего, потому, что приоритетом отечественной экономики становилось развитие предприятий малого и среднего бизнеса. Кроме того, те крупные промышленные предприятия, которые «удержались на плаву», значительно сократили объемы произ-

9

водства. Следовательно, эксплуатировать имеющееся на них оборудование стало экономически неэффективно.

Полностью насытить рынок необходимым оборудованием отечественные компрессоротроители не смогли. Поэтому с середины 90-х годов начались активные поставки в Россию импортных компрессоров, прежде всего винтовых и поршневых.

За прошедшие годы в стране начали активную работу практически все известные мировые компрессорные компании - «ABAC GROUP» (Италия), «ALUP KOMPRESSOREN» (Германия), «ATLAS (Швеция), «СОМ PAIR» (Великобритания), «FIAC» (Италия), COMPRESSORS S.p.a» (Италия), «GARDNER DENVER ТАМ ROTOR» (Финляндия), «INGERSOLL RAND» (США), «KAESER KOMPRESSOREN» (Германия) и многие другие. И каждая компания, несмотря на достаточно жесткую конкурентную борьбу, сумела занять свою нишу на российском рынке. Более того, объем поставок компрессоров в Россию занимает у зарубежных производителей одно из ведущих мест в общем объеме продаж [1-5].

В 2009 году российский рынок воздушных компрессоров ощутил значительное влияние экономического кризиса, в который вступила российская экономика в III квартале 2008 года. Данное влияние выразилось в сокращении объема рынка воздушных компрессоров на уровне 70-80 % [6, 7].

В структуре рынка на протяжении рассматриваемого периода сильные позиции сохраняли компрессоры зарубежного производства. Доля импортного оборудования оценивается экспертами на уровне 70-80% во всех сегментах компрессорного оборудования. Многие

отечественные компрессорные заводы, несмотря на объективные трудности, сумели не только сохранить, но и приумножить имеющийся производственный потенциал. Среди них - ОАО «Бежецкий завод «ACO», ОАО «Борец», ОАО «Казанькомпрессормаш», ОАО «Машиностроительный завод «Арсенал», ОАО «Пензкомпрессор-маш», ОАО «УКМ», ЗАО «Челябинский Компрессорный завод» и др. Правда, многие успешно развивающиеся российские предприятия работают сегодня на импортных комплектующих. Можно отметить и один из самых известных компрессорных заводов «ближнего зарубежья» — ЗАО «РЕМЕЗА» из Белоруссии. Завод приобрел большую популярность, начав производство компрессоров на базе поршневых групп итальянской компании «FIAC».

Доминирующий объем на рынке воздушных компрессоров занимает сегмент поршневых компрессоров. Доля данного сегмента в общем объеме импорта и отечественного производства, в натуральном выражении, в 2009 году находилась на уровне 95 %. Согласно оптимистичному прогнозу экспертов рост российского рынка поршневых компрессоров в 2013 году может составить порядка 10 %. Как показывают исследования, в мировой структуре производства, 4050 % общей потребности приходится на поршневые компрессоры [2, 3, 5, 7]. Однако, в России и странах СНГ их доля существенно выше, она составляет около 80 % [4, 10].

На сегодняшний день самыми популярными на территории Росо

сии типами компрессоров производительностью до 100 м /мин являются поршневые компрессоры. Это вызвано тем, что данная техноло-

гия сжатия воздуха является самой простой и разработанной, что положительно отражается на цене компрессоров.

Развитие поршневых компрессоров (снижение металлоемкости и трудоёмкости, повышение технико-экономических характеристик и др.) сопровождается повышением скорости вращения коленчатого вала и средней скорости поршня. Эту тенденцию в развитии поршневого компрессоростроения усложняют препятствия, связанные, в первую очередь, с трудностями обеспечения высокой надёжности самодействующих клапанов и поддержания низкого уровня потерь энергии в них [4 - 13]. Таким образом, повышение эффективности поршневых компрессоров непосредственно связано с решением проблемы улучшения характеристик самодействующих клапанов, отвечающих минимуму затрат энергии в них и обеспечивающих требуемый уровень надёжности. Только применение новых методов расчёта клапанов позволяет оценить влияние на них изменения давления в цилиндре, пульсации в трубопроводах и определить оптимальные их параметры для конкретных условий работы [12-14].

1.2. Применение поршневых компрессоров в горной и нефтедобывающей промышленности

Сжатый воздух в качестве энергоносителя имеет широкое применение во всех отраслях горнодобывающей промышленности. На шахтах и рудниках для приведения в действие бурильных, буросбо-ечных, добычных, проходческих,