автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.06, диссертация на тему:Повышение эффективности компрессорногои холодильного оборудования путем создания научно-обоснованной технической и производственной базы их изготовления

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

п л п На правах рукописи

6 ОД

ГАЛЕЕВ

3 '..II •

АХМЕТ МУХЕТДИНОВИЧ

УДК 621. 515. 002. 2 (043)

Повышение эффективности компрессорного

и холодильного оборудования путем создания научно-обоснованной технической и производственной базы их изготовления

Специальность 05.04.06—Вакуумная, компрессорная техника и пневмосистемы

Научный доклад, обобщающий совокупность опубликованных работ, представленный на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург, 1994 г.

Работа выполнена в НПО „Казанькомпрсссормаш*

Официальные оппоненты —доктор технических наук,

профессор Бухарин Н. Н. —доктор технических наук, профессор Новиков И. И. —доктор технических наук, профессор Нуждин А. С.

Ведущая организация—ВНИИхолодмаш, г. Москва

Защита состоится 31 мая 1994 г. в 16.00 ч. на заседани! специализированного Совета ДО 63.38.05 Санкт-Петербургскоп Государственного технического университета в ауд. 251 главной здания (195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29).

Отзыв на научный доклад в двух экземплярах, заверенньп печатью организации, просим направить по вышеуказанному адрес] на имя ученого секретаря специализированного Совета.

Научный доклад разослан . ^ " апреи*_1994 г

Ученый секретарь специализированного Совета, доктор технических наук, профессор

И. П. Фадеев

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность проблемы. Интенсивное развитие ведущих отраслей народного хозяйства, таких как добыча и переработка нефти и гвза, химическая и нефтехимическая промышленности,переработка сельскохозяйственной продукции, создание систем комфортного и промышленного кондиционирования постоянно выдвигают новые требования к компрессорному и холодильному оборудованию. Техническое перевооружение и развитие этих отраслей возможно лишь при создании нового высокоэффективного оборудования, выпуск которого только за период с 1975 по 1980 г.г. увеличился более чем на 25%, а количество типоразмеров гентробежных и винтовых компрессоров возросло более чем на 40%. Развитие прогрессивного газлифтного метода добычи нефти, увеличение мощности технологических линий по производству аммиака до 1360 т/сутки, разработка новых газоконденсатных месторождений, обеспечение стабилизации новых технологических пропессов в химической промышленности потребовали создания центробежных компрессоров с конечным давлением до II и 32 МПа, не имеющих аналогов в мировой практике одноступенчатых винтовых компрессоров с конечным давлением 8+10 МПа, низкотемпературных холодильных машин, работающих при различных температурах кипения хладоагента.

Одним из основных факторов, сдерживающих своевременное освоение новой техники и не позволяющих обеспечить её поставку в сроки, оговариваемые заказчиком (1,5*2 года с момента выдачи технического задания), являлись сложившийся к началу ТО-х годов индивидуальный метод проектирования и изготовления компрессорной и холодильной техники и связанные с этим постоянно возрастающая номенклатура основных узлов и деталей и нестабильность технологических прогессов. Использование же серийных машин в условиях многообразных требований заказчиков было малоэффективным.

При создании новых высокоэффективных компрессорных машин, в основном, идут по пути повышения скорости вращения роторов и реализации больших перепадов давления в одном корпусе сжатия. В связи с этим возникла необходимость решения ряда научно-технических проблем, прежде всего связанных с обеспечением надежной' работы опорных и уплотнительных узлов, системы "ротор-подшипники" в условиях повышенных нагрузок и окружных скоростей скольжения.

Работа выполнялась в соответствии с Постановлением. ГКНТ СССР № 502 от ЭЭ.10.73 "Создание криогенных гелиевых установок...", № 417 от 26.08.75 "Основные направления работ по фундаментальным и прикладным исследованиям в области трения, смазки и износа на 1976... 80г.г., № 390 от 5.II.76 "Проведение НИР и ОКР по созданию центробежных компрессоров сверхвысокого давления", приказом Минхиммаша № 93 от 4.03.80.

Цель работы - повышение эффективности компрессорного и холодильного оборудования, резкое сокращение сроков его освоения путем разработки и создания на основе комплексных расчетно-теоретических и экспериментальных исследований научно обоснованной технической и производственной базы их изготовления.

ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ РАБОТЫ:

1. Определение основных требований к компрессорным агрегатам и холодильным машинам со стороны потребителей и проведение анализа современных тенденций развития компрессорного и холодильного машиностроения.

2. Разработка и научное обоснование комплекса мероприятий, обеспечивающих повышение эффективности и снижение сроков создания нового оборудования на базе унифицированных рядов.

3. Решение ряда проблем, направленных на повышение надежности компрессорного и холодильного оборудования, в том числе разработка уточненных методов расчета подшипников скольжения для высокоскоростных роторов компрессоров,''исследование эффективности гашения пульсаций давления рабочей жидкости в системе кошевых уплотнений пентробежных компрессоров высокого давления и др. -

4. Выбор оптимальных технологических процессов и принципов организации производства унифицированных рядов компрессорной и холодильной техники.

5. Создание экспериментальной базы, разработка системы испытаний компрессорного и холодильного оборудования.

6. Проведение экспериментальных исследований оригинальных конструкций и проверка адекватности разработанных методов расчета.

7.Реализация результатов исследования в практике разработки^ испытания, доводки опытных образцов и организация серийного производства компрессорного и холодильного оборудования.

Научая новизна. В процессе решения научно-технической проблемы автором получены новые научные результаты, которые

выносятся на защиту:

1. Разработан, научно-обоснован и реализован комплексный подход к созданию нового высокоэффективного компрессорного и холрдильного оборудования, включающий проблему выбора приннипоЕ конструирования, форм организации производства и технологических процессов с учетом их взаимного влияния.

2. Рассмотрен ряд проблем, направленных на повышение надежности и эффективности компрессорного и холодильного оборудования, е том числе:

- разработаны математическая модель, методики к программы расчета конических опорно-упорных подшипников скольжения различного типа с учетом центробежных сил инергии, неизотермичнос-ти течения смазки, погрешностей изготовления и перекоса осей рабочих поверхностей;

- проведены расчетно-теоретические исследования гасителей пульсаций давления рабочей -«идкости в системе конпеЕых уплотнений центробежных компрессоров еысокого давления, разработана методика и программа расчета эффективности гашения пульсаций давления с учетом сопротивления трубопроводной системы;

- с использованием разработанной математической модели конических подшипников выполнен анализ характеристик и выработаны рекомендации по выбору оптимальных параметров спорного гидростатодинамического подшипника скольжения винтовых компрессоров высокого давления, обоснована возможность достижения в одной ступени сжатия последних перепада давлений до 8 МПа.

3. Получен и обобщен обширный экспериментальный материал, включавший результаты исследований подшипников скольжения различного типа, опытных образцов и натурных компрессоров и холодильных машин, подтвердивший правомерность разработанных методов расчета, высокую эффективность конических опорно-упорных подшипников скольжения при подавлении низкочастотной вибрации роторов.

Практическая значимость и внедрение результатов исследований.

По результатам проведенных исследований разработан комплексный подход к созданию в короткие сроки нового высокоэффективного компрессорного и холодильного оборудования, при реализации которого на Казанском компрессорном заводе создана гибкая техническая и производственная база, позволившая освоить как серийное производство типоразмерных рядов центробежных и винтовых компрессоров и холодильных мапшн, так и изготавливать

оборудование по индивидуальным заказам. Разработана и внедрена на вновь созданной испытательной станции система поагрегат-ных испытаний новых образцов техники, позволившая существенно сократить объем испытаний и сроки доводки новых машин.

На базе разработанной математической модели созданы программы расчета подшипников скольжения различного типа, в том числе гидростатодинамического подшипника винтовых компрессоров высокого давления, не имеющих аналогов в мировой практике.

На конструкторские разработки получено шесть авторских свидетельств СССР на изобретение.

Методы и программы расчётов, принципы организации производственных проиессов используются в практике АО "НИИтурбокомп-рессор", ВНИИХолодмаша и Казанского компрессорного завода.Они нашли отражение в более чем 20 стандартах и руководящих технических материалах предприятия и были использованы при создании новых рядов компрессорного и холодильного оборудования.

Достоверность научных положений и практических результатов определяется применением современных методов расчета и исследования, обширным экспериментальным материалом по испытанию модельных, опытных и натурных образцов компрессорной и холодильной техники, а также большим опытом завода, накопленным при производстве и успешной эксплуатации выпускаемой продукции, подтвердивших правомерность разработанных методов расчета, проектирования и организации производства.

Апробация работы. Материалы диссертационной работы докладывались на отчетных научно-технических конференциях Казанского химико-технологического института им.С.М.Кирова (г.Казань, 19684-19?Эг.г.), на Международном семинаре по теории, расчету газовых турбин (г.Казань, 1990г.), IX Международной научно-технической конференции по компрессоростроению (г.Казань, 1993г.), на секциях компрессорных и холодильных машин НТС Мин-химмаша СССР, Научного Совета по проблемам компрессоростроения Миннауки РФ, научного Совета Ассоциации компрессоршиков и пнев-матиков, на международных конференциях по проблемам машиностроения в Париже и Мадриде (1993г.).

Публикации. Основное содержание работы опубликовано в 28 печатных работах и ряде рукописных отчетов.

I.. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ОСНОВНЫЕ ПУТИ РЕШЕНИЯ ПРОБЛЕМ

Анализ современных тенденций развития холодильного и компрессорного машиностроения, выполненный с учетом опыта

ведущих отечественных и зарубежных фирм, позволил сформулировать основные требования к компрессорному и холодильному оборудованию, предъявляемые развитием отраслей-потребителей. К ним относятся:

- повышение единичной мощности оборудования, включая увеличение конечного давления до 50 МПа и выше для центробежных

и до 10 МПа для винтовых компрессоров;

- увеличение температуры конденсации до плюс 45-50° для холодильных машин и плюс 90-110°С для тепловых насосов,снижение температуры охлаждения до минус 130°С в холодильных машинах;

- возможность одновременной работы холодильных агрегатов на двух и более температурных уровнях;

- точное соответствие рабочих параметров требованиям технологии потребителя и поддержание их в заданных пределах при изменении внешних условий без значительного изменения энергетических показателей;

- повышение надежности, обеспечивавшей время безостановочной работы до межремонтного периода установок;

- простота монтажа, обслуживания и отсутствие постоянного наблюдения, наличие сервисного обслуживания;

- сокращение сроков создания нового оборудования до 18-24 месяцев со дня получения задания.

Выполнение указанных требований, особенно при создании нового компрессорного и холодильного оборудования большой единичной мощности, требует уточнения существующих и создания новых методов их расчета, разработки концепции конструирования и органиэаиии производства.

Основополагающими в области разработок современных методов расчета и проектирования центробежных и винтовых компрессоров и холодильных машин являются работы ученых Риса В.Ф.(НЗЛ), Селезнева К.П., Галёркина Ю.Б., Рекстина Ф.С. (СПбИУ), Дена Г.Н Сакуна И.А., Бухарина H.H., Пекарева В.И.(СПбТИХП), Андреева П.А (ЦКТИ), Чистякова Ф.М., Нуждина A.C. (МГТУ), Калниня И.М.(МИХМ) Шнеппа В.В., Шварца А.И. (АО НИИТК), Шкова A.B., Сухомлинова И.Я. (ВШШолодмаш), Поспелова Г#А., Мифтахова A.A., Максимова В.А,, (КГТУ). Работами этих ученых создана научно-теоретическая база расчетов, реализованная в практике отечественного компрессорного и холодильного машиностроения.

В условиях высоких скоростей скольжения и нагрузок, характерных для современного компрессорного и холодильного маши-

ностроения, повышенные требования предъявляются к опорным и уплотнительным узлам, от надежной работы которых во многом зависит надежность и эффективность упомянутого оборудования в целом. Большой вклад в исследования устойчивости системы "ротор-подшипники", подшипников скольжения, конпевых уплотнений валов внесен работами отечественных ученых Коровчинского М.В., Шнеппа В.Б., Поспелова Г.А., Максимова В.А., Олимпиева В.И., Токаря И.Я., Подольского М.Е.

Однако, существующие методы расчета опорных узлов не отвечали требованиям точности, т.к. не учитывали ряд факторов (например, перекос и погрешности изготовления рабочих поверхностей), которые становились определяющими при расчете подшипников центробежных и винтовых компрессоров высокого давления. Методы расчета некоторых типов подшипников (например, конические подшипники с клинообразуюшими скосами на рабочей поверхности,гидро-статодинамический подшипник), эффективности гашения пульсаций давления рабочей жикости в различных сечениях системы уплотнений центробежных компрессоров высокого давления отсутствовали вообше.

Анализ цикла создания компрессорного и холодильного оборудования показывает, что основные причины удлинения сроков освоения определяются индивидуальным характером проектирования новой техники, недостаточным уровнем подготовки и организации производства, включая разработку и внедрение новых технологических процессов, методов экспериментального исследования, испытаний и доводки машин. Снижения сроков можно добиться за счет применения широкой унификации конструкций, использующейся в других отраслях машиностроения при крупносерийном производстве.

Анализ показал, что в условиях мелкосерийного производства и большой номенклатуры изделий, свойственных предприятиям, выпускающим промышленное холодильное и компрессорное оборудование, успешное решение этой проблемы возможно лишь при комплексном подходе, учитывающем взаимное влияние принципов конструирования, форм организации производства и технологических процессов, системы и методов испытания и доводки новой техники. При этом за основу должен быть принят единый принцип унификации конструкций базовых элементов для всех разрабатываемых новых рядов компрессорного и холодильного оборудования и унификация между рядами отдельных агрегатов и узлов, позволяющие создать специализированные производства с типовыми технологическими процессами, вести испытания и доводку новой техники поагрегатно,сокращая объем и сроки испытания машин в целом.

При организации испытательного центра, обеспечивающего проведение экспериментальных Научных исследований, доводку и испытания новых и серийных машин, многие из которых работают на взрывоопасных и экологически вредных средах, необходимо обеспечить -выполнение требований экологии и техники безопасности.

Таким образом, повышение эффективности холодильного и компрессорного оборудования требует проведения комплекса работ, направленных на создание не только прогрессивных схем и конструкций унифицированных рддов этого оборудования, но и гибкой производственной базы, позволяющей при минимальных затратах освоить выпуск новой техники в короткие сроки.

2. РАСЧЁТНО-ТЕОРИЖЕСКИЕ МЕТОДЫ И ИССЛЕДОВАНИЕ НАДЁЖНОСТИ ЭЛИЛШТОВ ЦЕНТРОБЕШЛ И ВИНТОВЫХ КОМПРЕССОРОВ.

С целью повышения надежности компрессорных и холодильных машин был рассмотрен ряд проблем, в частности следующие:

2.1. Методы расчета и некоторые результаты исследования конических подшипников скольжения.

Разработанная с учетом неизотермичности течения смазки математическая модель (ММ) подшипника скольжения состоит из уравнений Рейнольдса, энергии, зависимости вязкости смазки от температуры, выражения для формы смазочного слоя.

Применительно к коническим опорно-упорным подшипникам скольжения с клинообразуюшими скосами на рабочей поверхности (КПКС) уравнение Рейнольдса в конической системе координат (рис.2.I.) имеет следующий вид [20]:

л

И Я

с граничными условиями я

(2.1)

где р-рфг/б/и{Ш'в; р -р/р, ;

* Ч)СГ- (Г-ЛуР/Х^ ; ¿ср -Йср/ЦЛр} Л - 1{Агц Лц -1к/(Яср ■В); Ла - ЬШср В),

Уравнение энергии, описываюшее распределение температуры в смазочном слое КПКС, имеет вид:

+ --¿1— Ж.'

12

+ЛТЖ_,

/иЩнЩ.

с граничным условием

ж\*

\

(2.2)

0,

Рис 2 I. Расчётная схема конического подшипника с клинообразутацими скосами.

О 02 04 05 £г » ' /

2

-Ц6

-ОН -02

Х-О \ /

«А

И '<5

11 '.3

0 -0,1 -0,2 -0,3 ¿г

5)

Рис.2.2. Зависимость коэффициентов радиальной (а) и осевой (б) несущей способности от параметра.

СО!___

-0,5-0,25 0 0,25 ур

так

-Ц5 -0,25 О 0,35 Г

Рис.2.3. Влияние параметра перекоса на коэффициент несущей способности (а) и ограничивающие параметры (б) подшипника.

где / = Д f■C■(¡|t|!г/&|J^■ш■8; ЬЬТ-Ъ ; ti - температура смазки на входе в смазочный слой,удельная теплоемкость и плотность смазки. Зависимость вязкости смазки огг температуры аппроксимируется известной формулой Рейнольдса:р~ехр(~х t ) (2.3) гдеД'^А^^7/" Режимный параметр, /3 - температурный коэффициент. Форма смазочного сдоя описывается выражением:

+ СС5(("> Ар (О )*5Ц ]0), (2.4)

где ф = (4-№г*№( (С&й + \2<ГЧг(1~!Г) /]} .

/Г \H-ff Лгр I 1±СГ Л

У„ -р-ф'1;<л„ ^р-ф'1- ф-у'-Ве-др) л3=1к/Яср; ег--ег/5'

9е- угол эксцентриситета;ег - радиальный эксцентриситет;

ег- осевой эксцентриситет;/- порядковый номер конуса;/' - порядковый номер сектора;/? - число секторов;^- угол перекоса; с<,р- погрешность изготовления угла конуса упорного гребня; Кг - параметр, характеризующий расстояние между конусами; £ - параметр, характеризующий направление радиальной нагрузки.

Данная система уравнений позволяет вычислять характеристики как чисто опорных ( 0 = 0', Ап'0 ) так и чисто упорных (Л^Л^О) подшипников. При этом выражение для формы смазочного слоя зависит от профилирования рабочей поверхности. Например, для конических подшипников с гладкой рабочей поверхностью [б] в выражении (2.4) будет отсутствовать третий'член, а если не учитывать перекос и погрешность изготовления, то останутся только два первых члена.

Применительно к коническим подшипникам с гладкой рабочей поверхностью данная задача была решена автором первоначально в изотермической постановке. Рассматривалось уравнение Рейнольдса, имеющее в левой части дополнительный член, учитывающий центробежные силы инерции смазки [I] : Л ?] , где

г/20") 1 У - кинематическая вязкость смазки. Было выявлено, что яри скоростях скольжения свыше 50 м/с силы инерции снижают до 30% несущую способность подшипника и почти в 1,5 раза увеличивают расход смазки. Учет неизотермичности течения смазки через усредненные расчетные температуры позволил вычислить характеристики конических подшипников с точностью до [3].

Решение полной системы уравнений (2.14-2.4) применительно к КПКС выполнено впервые под научным руководством автора- доклада [20] . Параметрический анализ результатов решения показал, что основное влияние на характеристики подшипника оказывает режимный параметр X , учитывающий такжэ тепловые эффекты. Например, для условий работы высокоскоростных турбомакшн ( % =1,5 ) даже при сравнительно небольших значениях радиальной и осевой нагрузок (6Г*0,3; £2 «0,3) расчеты, проведенные по изотермической теории ( завышают на 254305? коэффициенты несущей способности и до 4)% коэффициент потерь мощности на трение (рис.2.2). Согласно расчетным исследованиям для условий работа высокоскоростных турбомаюин ( X »1,5) потери мощности на трение и осевая несущая способность, практически, не зависят от радиального эксцентриситета и могут быть определены для концентричного положения ротора. Зто позволяет значительно сократить время расчета КПКС, т.к. не требуется сложной, с математической точки зрения, двумерной интерполяции. Необходимо отметить, что в несимметричных КПКС (С/(г) \ Л^Л^ ) потери мощности на трение зависят от осевой нагрузки, т.к. при перемещении ротора в сторону конуса у »=2 потери мощности на трение в этом конусе возрастают интенсивнее, чем снижаются в конусе у'=1.

Перекос ротора в КПКС неоднозначно сказывается на характеристиках подшипника. Если коэффициент осевой несущей способност; КПКС при малых значениях осевого эксцентриситета, практически, не зависит от степени перекоса ур, то коэффициент радиальной несущей способности в области отрицательных значений перекоса (сближение поверхностей) даже возрастет (рис.2.3). Перекос осей отрицательно сказывается на минимальной толщине и максимальной температуре смазочного слоя, в особенности, при£2<-0,3, т.е. для компрессоров с высоким уровнем осевых сил.

Анализ расчетных данных показал, что для нормальной работы КПКС в полном диапазоне скоростей скольжения и нагрузок параметр перекоса не должен превышать величины | <0,1.

Погрешность изготовления угла конусности упорного гребня в большей степени оказывает отрицательное влияние в случае сближения поверхностей скольжения {<Ар<0 ) в зоне /?>Цср из-за напряженного теплового режима е этой области. Проведенные расчетные исследования с изменением параметра скр для конуса у =1, который воспринимает лишь радиальную нагрузку, показали, что в довольно широком диапазоне погрешностей изготовления (-0,3<о^<0,3) коэффициента радиальной Д» и осевой рг несушей

способности, практически, не изменяются. Однако, при низких значениях осевой нагрузки (-0,3<£г< 0,2) величину погрешности следует ограничить пределами (-0,1<^<0,15).

Приведенная вш:е ММ была использована и при расчете опорного гидростатодинамического подшипника винтового компрессора высокого давления. При разработке программы расчета конических подшипников скольжения с самоустанавливаюшимися подушками (КПСП) [16] были использованы безразмерные характеристики единичной подушки, полученные В.А.Максимовым. Проводились также исследования и опытно-конструкторские разработки опорных и упорных подпипниксе скольжения с самоустанавливаюшимися подушками[4,12], завершившиеся разработкой стандарта предприятия.

На основании проведенных исследований была разработана инженерная методика расчета, позволяющая с достаточной точностью определять статические характеристики (несущая способность, потери мощности на трение, расход смазки) и ограничивающие параметры (минимальная толщина и максимальная температура смазочного слоя) подшипников скольжения.

2.2. Исследование эффективности гашения пульсаций давления рабочей жидкости в системе уплотнений центробежных компрессоров еысского давления

Подача рабочей (затворной) жидкости в концевые уплотнения валов центробежных компрессоров высокого давления осуществляется плунжерными или аксиально-поршневыми насосами, характерной особенностью которых является'неравномерность подачи, приводящая к пульсации, давления жидкости в трубопроводной системе. Пульсирующий поток жидкости служит основным источником вибрации трубопроводов, может привести к автоколебаниям системы поддержания перепада давлений " масло-газ" и , следовательно, к разгерметизации уплотнений.

■ Для снижения пульсаций давления потока рабочей жидкости применяются специальные гасители пульсаций давления. Наиболее простыми по конструктивному исполнению являются реактивные гасители типа акустического фильтра. Идентичность дифференциальных уравнений, описывающих процессы в гидравлических и электрических пепях, позволяет применить для расчета гасителей метод электроаналогии. В этом случае динамические свойства реактивного гасителя типа акустического фильтра (электрическим аналогом которого является четырехполюсник) описывается матрицей передачи, с помощью которой устанавливается связь между комплексными амплитудами давления/?и расхода* на входе и выходе

гасителя:

:p¡

-а-

h.

Для оценки эффективности гашения пульсаций давления в сечениях трубопрсводной системы, расположенной за гасителем, Шорин В.П. рекомендует пользоваться коэффициентом вносимого затухания, который при расположении гасителя непосредственно у источника расхода может быть определен из выражения\Ksh=Kc K¡ Кт

где Кс =|(А,< +Агг)"'54 (Ап +Az¡f* I - коэффициент собственного затухания; кв = \(Z6i/ZB¡)0,s\ - коэффициент, учитывающий затухание за счет несимметричности гасителя;/^=#5-коэффициент, учитывающий затухание за счет отражения от трубопроводной системы; ZBi '\{A„-An)/fAu 'АггТ, 21г--\(АггАп)/(АцАн)Т - волновые сопротивления гасителя со стороны входа и выхода; Z,*-импеданс (полное сопротивление) трубопроводной системы; Ан,А - коэффициенты матрицы передали А •

Из приведенных выражений следует, что расчет коэффициента вносимого затухания сводится к вычислению коэффипиентол матрипы передачи гасителя и полного сопротивления трубопроводной системы.

Следует отметить, что в известной литературе рассмотрены лишь простые однозвенные гасители, а эффективность гашения из-за сложности вычисления импеданса трубопроводной системы оценивалась без учзта влияния последней.

Согласно Ольсону Г. импедансы емкостных Zc и индуктивных Z¿ элементов гасителей определяются следующими выражениями:

, 2 Zc =-i/uJ C ; ZL =¡ Cü-L , греС=1//рд- акустическая емкость камеры гасителя,индуктивность соединительного канала гасителя, V - объём камеры гасителя, L,S - длина и плошадь поперечного сечения соединительного канала, д - плотность рабочей жидкости, й - скорость звука в рабочей жидкости,СО - круговая частота колебаний. Если вычислить по этим формулам значения импедансов элементов и подставить в приведенные Шориным В.П. выражения для коэффициентов матрицы передачи гасителей, выполненных по Т и П - образным схемам, то после несложных преобразований приведем их к виду, удобному для параметрического анализа [28] : * а") Т - образный гаситель

túz) Ап = ioogл/7'ljsz-~LtCül/5Z)/5/ ;

Аи=шЩаг; Агг =1-1г'йг/5г ,

где й)=ш/и)*,1 и-12/1<; 5г~5г15г,ои**>\_(5<йгЩС<)Т. б) П - образный гаситель

Ан= ^ К -й2; А,г -¡со ■д1,/51 ;

Аг1 -¡и йг)/фй2);Аг2"{-а!г-,

где уг -

Коэффишенты матрицы передачи трехкамерного гасителя, не приведенные здесь из-за громоздкости, были определены на основе анализа структурных связей между элементами электрического аналога, метода расчета линейных цепей, правил действия над матрицами.

При вычислении импеданса трубопроводной системы (этот вопрос был рассмотрен применительно к системе уплотнений центробежного компрессора 433ГЦ2-143/25-321)' была применена теория расчета сложных звукопроводов (Ржевкин С.Н.). Решение задачи по вычислению импеданса трубопроводной системы, коэффициентов матрицы передачи реализовано в виде программы расчетов с применением ЭВМ.

Параметрический анализ результатов решения показал, что в случае _сиюетричного_ исполнения рассмотренных гасителей (9г = /; ^/2=/; 1}"/; 5г =/; 5,*/) выражения для коэффициента Ац матрицы передачи и коэффициента собственного затухания К с значительно упрошаются и для всех гасителей принимают один и тот же вид: Ан * 1-й 2; Ке =| А« +(ЛЦ - Л0,51.

Из полученных выражений следует, что гашение пульсаций давления (Кс > I) имеет место при условии > I, что соответствует значению Ш>-/2~(рис. 2.4). Сместить граничную частоту гашения Шгр=оиГр - и)* в сторону меньших значений и повысить эффективность гасителя можно, обеспечив меньшее значение СО** Как показали исследования [28] , параметр СО* , характеризующий объём и гидравлическое сопротивление соединительного канала первой камеры, оказывает основное влияние на эффективность гашения. Например, уменьшение значения от 600 до 390 позволяет повысить коэффициент вносимого затухания Л^/у для трехкамерного гасителя при частоте пульсации 200 гц в шесть раз.

Эти же исследования показали, что для П - образных гасителей с увеличением параметра V\ , усиливается затухание пульсаций давления как в самом гасителе (Кс), так и за счет отражения на выходе из гасителя^^ . В то же время наблюдается некоторое . ослабление затухания, связанное с уменьшением волнового сопро-

AttKc

' Ц

Ош

-ч -8

Рис. 2.4. Зависимость коэффициента матрицы передачи. й коэффициента собственного затухания Кс от относительной частоты пульсации.

Kc,KSH ко го о

100 МО 180 220^ГЦ

Кс;КВц 20 О

100 140 130 220 ¿ГЦ

Кфн 60

¡ю 20

о

100 т № 220¿ГЦ

Рис.2.5. Сравнение характеристик гасителей, выполненных'по П-образной.(а), трёхкамерной (б) и Т-образной(в) схемам.

- 17 -

тивления на выходе из гасителя (Кц) . Однако, это ослабление при значениях И2 > I, практически, становится незначительным.' Следовательно, обеспечивая значения К2> I, можно добиться некоторого повышения коэффициента вносимого затухания Кцц . Например, увеличение Рг от I до 2 приводит к повышению при частоте пульсации { =140 гц в три раза. Необходимо отметить, что при этом увеличиваются габариты и масса гасителя. Сравнение эффективности гашения в гасителях с различными значениями У г , но имеющих одинаковый суммарный объём камер показало, что неболь-

шим преимуществом обладают симметричные гасители.

Заметного повышения эффективности гашения можно добиться увеличением параметра ¿г/5г • Например,_при значениях = /

Уг=/; СО* -390 с увеличение 1г15г от I до 2 приводит к

повышению коэффициента вносимого затухания при частоте пульсаций 140 гц более чем в 5 раз.

Для гасителей, выполненных по Т - образной схеме, влияние параметра /2/52 аналогично, хотя одинаковая эффективность достигается при более высоких значениях параметра. При увеличении параметра ¡.¿/$г необходимо исходить из допустимых потерь давления в системе и линейных размеров гасителя, имея ввиду, что любой линейный размер гасителя должен быть меньше одной восьмой минимальной длины волны колебаний в рассматриваемом диапазоне частот.

Сравнение характеристик гасителей, имеющих одинаковый суммарный объём камер, но выполненных по различным схемам, показывает (рис.2.5), что гасители, выполненные по Т - образной схеме, имеют более высокие значения коэффициента собственного затухания, но всё же из-за слабости затухания за счет взаимодействия с присоединенной системой по эффективности гашения уступают гасителям, выполненным по двум другим схемам. Лучшими являются гасители, выполненные по П - образной схеме. При такой схеме исполнения на долю первой камеры по сравнению с трёхкамернын гасителем приходится большая часть суммарного объёма, и значит обеспечивается меньшее значение и*, которое, как было показано выше, оказывает основное влияние на характеристики гасителя.

Экспериментальная проверка результатов теоретических исследований, проведенная на установке, рассчитанной на давление до 10 МПа, показала, что применение гасителей типа акустического фильтре позволяет снизить амплитуду колебаний давления в трубопроводной системе более чем в три раза даже в случае подачи рабочей жидкости плунжерным насосом типа РНАС, имеющим девять

плунжеров.

По результатам исследования была разработана инженерная методика расчета эффективности гашения пульсаций давления в различных сечениях трубопроводной системы компрессорных установок, даны рекомендации по проектированию самих гасителей.

2.3. Исследование системы "ротор-поддшпники" винтовых компрессоров высокого давления.

Известно, что винтовые компрессоры с традиционной схемой исполнения системы "ротор-подшипники" (рис.2,6а) позволяют достигать в одной ступени перепад давлений АР"Рн~РесФвс> Рн ~ - давления рабочей среды на входе и выходе ступени) до 1,7 МПа для конструкций с подшипниками качения и до 2,5 МПа при использовании в качестве опор подшипников скольжения.

При более высоких значениях перепада давлений резко возрастают газовые силы и моменты, действующие на систему "ротор-подшипники", вынуждая переходить на многоступенчатое сжатие газа из-за недостаточной жесткости роторов и несушей способности подшипников. При этом увеличиваются габариты и вес компрессорного агрегата, ухудшая показатели металлоёмкости.

Цикл исследований, в ходе которых расчетным путем проводи лась оценка прочности и жёсткости роторов при различных соотношениях числа зубьев, несущей спосооности подшипников различного типа в зависимости от величины газовых сил, действующих на систему "ротор-подшипники", позволил разработать принципиально новую конструкцию винтового компрессора, позволяющего достигать в одной ступени перепад давлений до 8 МПа.

Отличительной особенностью винтового компрессора высокого давления является применение в качестве опоры со стороны всасывания компрессора гидростатодинамического (ГСД) подшипника, выполненного по обращенной схеме и размешенного во внутренней расточке ротора (рис.2.66). При такой схеме исполнения гидростато-динамический подшипник (цапфа, консольно закрепленная в корпусе компрессора), максимально приближенный к зоне действия газовых сил, воспринимает большую часть нагрузки, разгружая тем самым обычный гидродинамический подшипник со стороны нагнетания. Гид-рортатическая сила, возникающая благодаря перепаду давлений смазки в зонах высокого и низкого давления, позволяет эффективно разгружать и осевой подшипник. Расчет системы "ротор-подшипники" предусматривает совместное решение задач по вычислению газовых сил, реакций опор (нагрузок на подшипники), прочностых и жёст-

ВтШ

6)

Рис.2.6. Схемы исполнения системы "Ротор-подшипники".

40'

г*'

НА

4 8 лРППа

я)

30 15

55 / •гз,'

¿¿х , -у У

' / ЛРЫДППа

0 4 8 лР,МПа б) ёмПа

0 * V 8

¿/О

¿мпа

.30 20

го

но

X х

/'Л .ОШа

1 _

60 30

о

О Ц 8 йРИПа

г)

Рис.2.7. Влияние перепада давления на работоспособность элементов систеш "Ротор-подшипник".27 =0,2м; ¿/#=0,9.

АР,та 8

6 2

Г&/ Л / /

-Чш

Рис.2.8. Рекомендуемая область применения ВК ЗД.

27=0,2м; ¿/27=0,9.

I: ГВ-3,5/14-25; 2: ГВ-10/5-30; 3: ГЗ-20/16-64; .4: ГВ-18/35-85.

Ы

0 12 3 ЦРВсШо.

костных характеристик роторов и цапф, несушей способности подшипников. Подпрограмма расчета ГСД - подшипника, учитывающая изменение геометрии смазочного слоя при прогибе ротора и цапфы под действием газовых сил, разработана на основе предложенной автором ММ конического подшипника. Расчетно-теоретические исследования показали, что величины газовых сил и моментов (рис.2.7а), реакций опор (рис.2.76) зависят от сочетания перепада давлений и давления всасывания. Вычисленные из условия работоспособности подшипников•(рис.2.76), прочности и жёсткости роторов (рис.2.7в) и цапф (рис.2.7г) предельные значения перепадов давления при заданном давлении всасывания, позволили определить область возможного применения винтовых компрессоров высокого давления. Например, целесообразная область применения масло-заполненных компрессоров (рис.2.8) ограничена отношением давлений Ж от 2 до 8 и лежит ниже кривой,, которая характеризует производительность компрессора и может быть определена для каждого конкретного случая.

3. НОВЫЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ И ПРИНЦИПЫ

ОРГАНИЗАЦИИ ПРОИЗВОДСТВА УНИФИЦИРОВАННЫХ РЯДОВ КОМПРЕССОРНОГО И ХОЛОДИЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ.

Наряду с научными проблемами создания новой компрессорной и холодильной техники не менее важной является проблема освоения их производства в короткие сроки. Успешное решение этой проблемы стало возможным благодаря тому, что в основу проектирования -новых рядов -компрессорного и холодильного оборудования были заложены принципы унификации базовых элементов в пределах каждого ряда, разработанные Шнеппом В.Б. (АО НИИтурбокомпрес-сор), Калнинем И.М., Сухомлиновым И.Я. (ВНИИХолодмаш). Высокая степень унификации в пределах ряда, а также унификация между рядами отдельных агрегатов и узлов (мультипликаторы, теплооб-менные аппараты, подшипники и т.д.) позволили создать специализированные производства и участки с типовыми технологическими процессами. Учитывая принципиальные конструктивные отличия от- ' дельных рядов (например, воздушные турбохолодильные машины), были организованы четыре основных технологически замкнутых механосборочных производств [27] : производство центробежных компрессорных машин; производство, центробежных' компрессоров высокого давления; производство винтовых компрессорных и холодильных машин; производство воздушных турбохслодильных машин. При

наличии около 35 тысяч наименований заготовок из более чем пяти тысяч наименований материалов и сортамента чёткое обеспечение механических пехов комплектными заготовками стало возможным только после организации самостоятельного заготовительного производства. Аналогичные принципы унификации, заложенные при создании разных рядов компрессорного и холодильного оборудования, позволили создать единые специализированные производства агрегатов и узлов (корпуса, мультипликаторы, роторы, подшипники т.д.).

Более подробно проблема освоения новой техники рассмотрена на примере унифицированных центробежных компрессорных машин (УЦКМ) и типоразмерного ряда турбохолодильных машин типа 'ГХМВ.

3.1. Унифицированные центробежные компрессорные машины

Оценка эффективности обеспечения требуемых параметров, определяющей эксплуатационные расходы потребителя, и затрат на освоение производства показала, что наиболее целесообразным в условиях Казанского компрессорного завода (ККЗ) является освоение центробежных компрессоров производительностью от 100 до 400 нмэ/мин., а для обеспечения потребности народного хозяйства в компрессорах производительностью свыше 400 нм3/мин. целесообразно использовать производственные мощности других заводов (например, НЗЛ), где имеется необходимое оборудование [II]. Потребность же в компрессорном оборудовании производительностью до 100 нм3/мин. может быть с меньшими затратами удовлетворена за счет винтовых компрессоров [б] . С учетом вышеизложенного была проведена корректировка схемы УЦКМ и в качестве базовых корпусов сжатия, подлежащих освоению на ККЗ, из шести разработанных корпусов были выбраны четыре с диаметрами колёсВг =0,3; 0,38; 048; 0,6м.

Высокая степень унификации (до 85%) [ю] основных элементов УЦКМ потребовала при их освоении принципиально нового подхода к организации производства. Был создан ряд новых замкнутых специализированных участков по изготовлению мультипликаторов, теплообменных аппаратов, агрегатов сиазки и уплотнений, подшипников и уплотнений, обработке рабсчих колёс, расточке корпусов сжатия, организованных на базе станочного парка, позволяющего вести обработку ^злов и агрегатов всех упомянутых четырех баз ¿ШС1. Реализация этого подхода потребовала разработки и внедрения и* период с 1571 по 1992 годы более двухсот прогрессивных

технологических процессов, в том числе таких, как электроимпульсный метод выбивки стержней, закрытая расточка рабочих поверхностей, фрезерование и шлифовка плоскостей разъёма, относящихся к изготовлению корпусов сжатия [27] . Внедрение некоторых технологий, таких как холодная прокатка медных трубок с высоким оребре-нием на новом прокатном станке, нарезка зубьев в термоконстантных условиях, центробежная заливка баббита, осуществлялось одновременно с созданием специализированных участков по изготовлению теплообменников, мультипликаторов, подшипников скольжения.

Решение ряда проблем, возникавших в ходе освоения и доводки новых машин, требовало комплексного подхода. Например, решение проблемы повышения надежности системы "ротор-подшипники" потребовало проведения комплекса работ, включая разработку программы по динамике ротора с учетом податливости опор, освоение технологии высокочастотной балансировки роторов на оборудовании фирмы "Шенк", внедрение технологии плазменного напыления твердосплавного порошка СНГН-50 на шейки роторов, уменьшающего износ, освоение технологии изготовления сотовых уплотнений, исключавших закрутку газового потока и возможность возникновения низкочастотных колебаний ротора [И] . Повышение прочностынх характеристик рабочих колёс из дисперсионно твердеющей стали 09Х15Н8Ю при внедрении вакуумной пайки позволило в 1,5 раза уменьшить толшину лопаток, увеличить рабочие скорости до 320 м/с, повысить надежность и эффективность компрессорных машин, получить годовой экономический эффект в 90 тыс.руб. (в ценах 1980г.). В результате проведенных организационных и технических мероприятий, научных исследований было создано -производство, обеспечивающее сокращение сроков освоения новой техники в два раза с суммарным годовым экономическим эффектом в 1971*1975 годах более 3 млн.руб. К 1980 году с увеличением числа осваиваемых и выпускаемых машин годовой экономический эффект превысил 8 млн.руб. (иены 1980г.). Первый из ряда УВДМ компрессор 22ЦК0-42/8-38 был изготовлен уже в 1972 году, т.е. через два года после начала работ.

3.2. Типоразмерный ряд ТХМВ и холодильные турбоагрегаты

Комплексный подход к решению проблемы освоения новой техники, отработанный при создании УЦКМ, был применен и при разработке тнпоразмерного ряда ТХМВ. Эта работа велась в тесном сотруд-

ничестве со специалистами ВНИИХолодмаша. Учитывая специфику холодильных машин и требование производства по унификации, тринадцать типоразмеров двухступенчатых компрессоров, обеспечивавших работу холодильных машин на пяти температурных уровнях, выполнены в двух базовых корпусах (Лг- 0,35; 0,48 м) с вертикальным разъёмом [27] . Ряд ТХМВ охватывает больший диапазон холодопроизводитель-ностипо сравнению с машинами типа ХТМФ (табл.3.1) и могут работать при повышенной температуре конденсации.

Табл.3.1

!

Параметр

ХТМ$

!

ТХМВ

1. Холодопроизводительность, МВТ 1,7 4 4,5 1,5 * Ю

2. Максимальная температура кон- „

денсаши, оС +40°С +50°С

3. Температура хладоносителя,°С -20°С*2°С -20°С*Ю°С

4. Количество базовых корпусов

сжатия 2 2

5. Наружный диаметр рабочего колеса, м 0,35; 0,48 0,35; 0,48

6. Количество модификаций холодильных машин. 22 52

В связи с ограничениями по применению озоноопасных хладо-агентов при разработке нового ряда учитывалась также возможность модернизации находящихся в эксплуатации холодильных машин за счет минимальных конструктивных изменений.

' Несмотря на конструктивные отличия' с рядом УЦКМ, комплексный подход к решению проблемы, единые принципы унификаций основных элементов проточной части компрессорных агрегатов позволили выполнить подготовку производства ТХМВ на базе уже освоенных заводом технологических процессов. Не удалось вписать в существующее производство изготовление весьма эффективных компактных мультипликаторов планетарного типа, для изготовления которых потребовалась разработка технологии нарезки зубьев с внутренним зацеплением, приобретение станков "МАА!? расширение зуборезного участка в термоконстантном цехе.

Требование завода о максимальном использовании уже освоенных производством основных элементов ряда ТХМВ было учтено при создании базовых двухсекционных компрессоров с оппозитным расположением секций, что позволило на имеющемся оборудовании изготавливать по индивидуальным заказам потребителей турбоагрегаты, ра-

|ботакшше на различных хладоагентах. Били разработаны три корпуса с диаметром колес 31= 0,35; 0,48; 0,6 м. На входе каждой секши установлен регулирующий аппарат, обеспечивающий регулирование холодспроизводительности в диапазоне от 100 до 50% [18] . Конструкции базовых компрессоров рассчитаны на высокие скорости вращения роторов. При сжатии легких газов окружная скорость рабочих колес (до 400 м/с) зависит от их прочности, а тяжелых - от условного числа Маха, которое ограничено допустимым снижением эффективности проточной части значением Ми = 1,36. Такой подход позволяет сократить число ступеней при сжатии углеводородов при температурах кипения 71д = 40°С и конденсации Тк = 50°С до четырех, а при сжатии аммиака до пяти ступеней при tв =-30°С и tк =50°С.

Учитывая, что реализация различных температурных диапазонов при использовании двух рабочих агентов (£ 12, Й 22) возможна при различных окружных скоростях, для каждого базового корпуса были сконструированы три планетарных мультипликатора с различным передаточным отношением. При этом литые корпуса, подшипники и уплотнение выходного кониа вала были унифицированы. Мультипликаторы отличались лишь размерами зубчатого зацепления (шестерни сателлитов, эпициклические шестерни). Однако, при одинаковом модуле зуба изготовление того или иного мультипликатора требовало только настройки станка с использованием одного стандартного инструмента.

Разработанная концепция организации серийного производства холодильной техники позволили заводу осуществить переход на конструкцию экологически чистых воздушных холодильных машин для получения низких температур (до -120°С) с центробежным вместо осевого компрессором и вести их изготовление на созданной для УЦКМ и ТХМВ производственной базе без потери эффективности[9,19]

В дальнейшем принцип унификации и накопленный опыт был использован при разработке рядов на винтовые компрессоры сухого (ВКС), маслозаполненного (ВКМ) типов и винтовые холодильные машины (ВХМ) [7, 15, 23], центробежных компрессоров высокого давления.

В результате комплексного подхода к решению данной проблемы заводом в короткие сроки был освоен выпуск широкой гаммы центробежных и винтовых компрессоров различного назначения [24*26].

4. ЭКСПЕРШЕНТАЛБНАЛ БАЗА И МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ.

При разработке схемного решения и создании испытательного центра, являющегося важным звеном в обшей системе комплексного подхода к созданию нового холодильного и компрессорного оборудования, сертификации выпускаемой продукции исходили из того, что испытательный центр (аттестат Л/'XI/ 0001.6.1.0040) должен обеспечить возможность проведения как,научных экспериментальных исследований, так и испытаний готовой продукции. С целью сокращения объёмов испытаний, сроков доводки новых машин, повышения.их эффективности была разработана система испытаний, согласно которой испытаниям в полном объёме с отработкой всех узлов подвергались лишь вновь разрабатываемые' агрегаты (тепло-обменные аппараты, мультипликаторы, подшипники и т.д.) компрессорных или холодильных машин. Унифицированные агрегаты, прошедшие эти испытания, при использовании их в новых машинах проходили только механические испытания.

Внедрение этой системы позволило резко сократить сроки освоения новых машин, в состав которых входили агрегаты с отработанными конструктивными решениями.

Более тридцати стендов испытательного центра размешены в II боксах, специализированных на проведение механических, газодинамических, теплотехнических и акустических испытаний по типовым методикам, разработанным для определенной группы и типа оборудования (турбохолодильные машины; винтовые холодильные машины; центробежные и винтовые компрессоры высокого и низкого давления; центробежные кислородные и воздушные компрессоры). Разработанные методы предусматривают возможность проведения испытаний компрессоров и компрессорных агрегатов холодильных машин на натурных и модельных газах (азот, двуокись, углерода, хладон 22), а в случае испытания холодильных машин в целом - на хладоаген-тахЯ 12, /? 22, Я 717.

Сравнительные экспериментальные исследования холодильных машин на стендах замкнутого контура с применением различных модельных газов, всесторонняя проверка полученных результатов в условиях эксплуатации позволили принять в качестве стандартного метода более простой метод сдачи газовых холодильных компрессоров по контрольной характеристике, полученной на воздухе. Механические испытания в зависимости от рода (свойств) рабочего газа проводятся на воздухе (открытый контур) или под вакуумом (замкнутый контур) с измерением уровня вибрации на корпусе или

амплитуды виброперемешения шеек ротора относительно подшипников и шумовых характеристик. При предъявлении к компрессорной или холодильной технике особых требований по шуму и вибрации (например, для судовых установок) испытания проводятся в специальном акустическом боксе. Стенды испытаний оборудованы автоматизированной информационно-измерительной системой испытания компрессоров (АИИС-ИсК), позволяющий реализовать в диалоговом режиме проведение испытаний одновременно на 4 стендах, сократить в 10*15 раз время.на проведение измерений параметров и подготовки исходных данных для проведения расчетов характеристик испытываемых изделий.

Внедрение автоматизированной системы управления технологическим процессом испытаний компрессоров (АСУТП-ИсК) позволило повысить точность измерений параметров, сократить время обработки и анализа результатов испытаний, уменьшить потребление электроэнергии, воды, модельного газа. Обработка результатов акустических исследований проводятся приборами, позволяющими проводить анализ шума и вибрации в реальном масштабе времени.

Экспериментальная проверка работоспособности новых конструкторских разработок и достоверности теоретических исследований проводятся на специально разрабатываемых установках, монтируемых на тех же стендах.

Единый подход к разработке методов и проведению испытаний оборудования различного типа, оснащению боксов, научно-обоснованное применение упрошенных методов сдачи машин позволили резко сократить сроки подготовки и проведения всех видов испытаний. компрессорного и холодильного оборудования, повышения их качества и эффективности.

5. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРШЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ И ИХ АНАЛИЗ.

С целью проверки выводов теоретических исследований конических подшипников скольжения, работоспособности системы "ротор-подшипники" винтовых компрессоров высокого давления на специальных стендах были проведены экспериментальные исследования.

5.1. Конические подшипники скольжения.

Экспериментальные исследования двухсторонних конических подшипников скольжения с гладкой рабочей поверхностью [6] , с клинообразуюшимися скосами на рабочей поверхности [17] , с само-устанавливаюшимися подушками; [16] проводились на специально раз-

работанных стендах, позволяющих по своим параметрам обеспечить соответствие условий эксперимента режиму работы подшипников в условиях эксплуатации [2,5] .

В ходе проведения экспериментов измерялись и регистрировались температура смазки в различных сечениях подшипников, температура на рабочей поверхности, распределение давления в смазочном слое, толшина смазочного слоя, положение ротора, относительно подшипников, радиальная и осевая нагрузка, частота вращения, расход смазки.

Экспериментальные исследования показали, что течение смазки в зазорах всех типов испытанных подшипников является существенно неизотермичным, что приводило к расхождению до 15*20% опытных'данных по несушей способности, потерям мощности на трение, расходу смазки с расчетными, вычисленными в предположении ицотермичности течения смазки [5] . В то же время распределение температуры, полученное расчетным путем с учетом тепловых эффектов, удовлетворительно согласуется с опытными данными . (рис.5.1).к

При малых и средних значениях радиальной нагрузки (£/.<■0,65), которые характерны для подшипников турбокомпрессоров, угол эксцентриситета бе в КПКС составляет 28*35°С и с достаточной точностью совпадает с расчетными данными (рис.5.2). При увеличении угол эксцентриситета в КПКС снижается до величин, характерных для КПСП 20°), что способствует повышению виброустойчивости системы "ротор-подшипники".

Эпюры давлений в смазочных слоях КПКС и КПСП, полученные после обработки осциллограмм, подтвердили неравномерность распределения давления по секторам КПКС и подушкам КПСП и показали удовлетворительное совпадение с расчетными данными (рис.5.3.).

Исследования КПСП показали, что с ростом частоты вращения ротора равновесное положение подушек достигается при больших значениях угла поворота их относительно линии (точки) опоры, в результате чего,своего минимального значения толшина смазочного слоя достигает на выходной кромке подушки в зоне наибольшего радиуса конуса. К значительному снижению толшины смазочного слоя в этой зоне приводит и увеличение осевой нагрузки. Поэтому в

х Разработка и исследование высокоскоростных конических подшипников скольжения. Отчет НИИтурбокомпрессор № 2661-89 по теме 86-90, № госрегистрации 01.860122490, 1987, 76с.

Рис.5.1. Распределение температуры на рабочей поверхности КПКС.---теория; -о- эксперимент ;Р =20кН;£^=628рад/с.

£г О.Ь ом ОЛ о

Р,МПа <>5

О

/ н Г —

11 о (У*

г \У V

1 \

Рис.5.2.Кривые подвижного

равновесия. - теория;

о' - КПКС'

КПКС

- эксперимент.

*Ю

гз

0,5

..а. ад й

"1А о А 1 А 61 к У

ш А { 0

О у Ык

" о

О 0,25 0,5 0,75*

Рис.5.3. Распределение давления в смазочном слое КПКС.

--- теория;

-эксперимент;

Ц = -0,2; Рг=Ю кН;

?г = 3 к!1; со =628рад/с.

Убс^/мин. а 9 .6

О 1,0 г,О 3,0 Ар,Г1Па

Рис.5.4. Характеристики экспериментального компрессора ГВ-18/35-85 Э.

д

КПСП более, целесообразным является применение подушек прямоугольной формы.

Несмотря на некоторое расхождение результатов теоретического анализа с опытными данными, которое можно объяснить допущениями, принятыми при математическом моделировании (осреднение температуры по толшине. смазочного слоя, тепловая изоляция последнего), можно считать, что эксперименты подтвердили справедливость принятой ММ и результатов теоретических исследований.

Замена штатных подшипников компрессоров 2ВЦ-18/28-П5, ЦК-135/8 на конические подшипники, для которых характерно сочетание высокой демпфирующей способности и достаточной виброустойчивости, позволило устранить высокий уровень вибраши роторов и обеспечить нормальную работу машин [13,20,27] .

5.2. Винтовые компрессоры высокого давления

Экспериментальные исследования опытного образца винтового компрессора высокого давления проводились в два этапа. На первом этапе на стенде испытания подшипников после соответствующей доработки экспериментальной установки была проведена проверка работоспособности системы "ротор-подшипники". Исследования проводились на модели ротора винтового компрессора ГВ-18/35-85С. В ходе эксперимента дополнительно к упомянутым в разделе 5.1 параметрам измерялись величина и координата приложения разгрузочной силы, регистрировался уровень вибраши ротора относительно корпусов подшипников.

Проведенные исследования подтвердили работоспособность системы "ротор - ГСД - подшипник" при скоростях скольжения до 130 м/с. Вибрация ротора при частоте вращения 9000 об/мин. не превышала 25 мкм. Температура на рабочей поверхности подшипника не превышала П0°С. Расхождение расчетных и опытных данных по расходу смазки и потерям мощности на трение не превышала 8*10$.

На втором этапе после подтверждения возможности разгрузки опор со стороны нагнетания была проверена работоспособность винтового компрессора высокого давления в целом. Испытания проводились на вновь созданном стенде замкнутого контура, размешенном в одном из боксов испытательного центра. Программой исследования предусматривалось испытание экспериментального компрессора при различных давлениях всасывания /^.=0,2*3,5 МПа. Максимальное отношение давлений Ж-2,4 было установлено, исходя из температуры газа (азот) на нагнетании, которая по условиям безопасности

ке должна была превышать 180°С. Измерения расхода газа и потребляемой мощности проводились стандартными сужающими устройствами к приборами.

Проведенные экспериментальные исследования показали удовлет ворительное совпадение опытных данных с расчетными (рис.5.4) и подтвердили правильность выбранного технического решения и работоспособность предложенной принципиально новой конструкции винтового компрессора высокого давления, на базе которой были разработаны, изготовлены, испытаны и отправлены заказчикам не имеющие аналогов в мировой практике винтовые компрессоры высокого давления [24] : 5ГВ-10/5-30 (криогенная техника); ГВ-18/35-85С (сбор и переработка газа); ГВ-20/16-64 (сепарация газа); ГВ-3,5/14-95 (газлифтная добыча нефти). Изотермический к.п.д. компрессора 5ГВ-10/5-30 при испытаниях в условиях эксплуатации на номинальном режиме составил Т/из- 0,56, что соответствует лучшим значениям к.п.д. винтовых компрессоров.' В настоящее время ведутся работы по созданию подобных компрессоров для комплекса по добыче битумных нефтей [14, 21, 22].

6. ВНРДРШИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЯ.

На основе комплексного подхода к решению проблемы освоения новых рядов высокоэффективного компрессорного и холодильного оборудования в сравнительно короткие сроки была создана необходимая техническая и производственная база, позволившая создать и освоить:

- типоразмерный ряд УЦКМ производительностью от 100 до 400 нм3/мин. с конечным давлением от 0,35 до 4,0 МПа;

- типоразмерные ряды винтовых компрессоров сухого, маслозапол-ненного типов производительностью до 100 нм3/мин., винтовых холодильных машин холодопроизводительностью до 300 квт;

- типораэмерный ряд ТХМВ холодопроизводительностью от 1,5 до 7 МВт;

- центробежные компрессоры высокого давления конечным давлением до 32 МПа;

- винтовые компрессоры высокого давления на перепад давлений в одной ступени до 8 МПа;

- воздушные низкотемпературные холодильные машины типа МТХМ и ВХМ с температурой охлаждения до -120°С.

Практическая реализация разработанной концепции комплексно-

- 31 -

го решения проблемы позволила.сократить сроки создания новых машин с 5-гб лет до 1,5*2 (например, компрессор 5ЦКК-216/1,05-5 из ряда УЦКМ был освоен за 2 года), стабилизировать технологические процессы, повысить качество и эффективность компрессорного и холодильного оборудования (например, удельная холодопроизводитель-ность машины 5ВХ-350/£йС на 10% выше по сравнению с машиной

-$4/2 фирмы "Шталь", Швеция), довести изготовление новой техники по индивидуальным заказам до 5С'Р/0 объёма производства, поднять производительность труда за 20 лет в три раза, довести ежегодное освоение ноьой техники до 7*8 наименований, обеспечить выпуск компрессорного и холодильного оборудования в широком диапазоне производительности, давления (рис.6.I), холсдопроизводительности и температурных уровней (рис.6.2). Выпуск освоенных заводом центробежных компрессоров высокого давления позволил получить положительный эффект на многих предприятиях химической и нефтяной промышленности от замена малоэффективных металлоёмких поршневых компрессоров. Например, компрессор "синтез-газа" 433ГЦ2-142/25-321 заменил шесть поршневых компрессоров оппозитного типа, что позволило получить годовой экономический эффект 1,5 млн.руб. (в ценах 1980г.). Было налажено изготовление запасных частей и сервисное обслуживание выпускаемой заводом техники.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. На основе анализа тенденции развития отечественного и зарубежного компрессорного и холодильного машиностроения определены основные требования к данному виду оборудования. Показано, что сокращение сроков освоения новой техники, увеличение выпуска серийного оборудования может быть достигнуто созданием гибкой производственной базы, основанной на использовании взаимосвязанных принципов унификации элементов выпускаемого оборудования, технологических процессов и организации производства.

2. Разработан и реализован комплексный подход к решению проблемы освоения нового высокоэффективного холодильного и компрессорного оборудования в короткие сроки, учитывающий взаимное влияние принципов конструирования, форм организации производства и технологических процессов, системы и методов испытания и доводки новой техники. При этом за основу принят единый принцип унификации конструкций базовых элементов для всех рядов и унификация между рядами отдельных агрегатов и узлов, позволяющие создавать

Р,МПа кй

10 к

з

г-р---

1-й

вкн |

о

цквд

ВКС №Ь

..и

10 30 ЮО 40 600 У^/мин

Рис.6.1. Поле параметров центробежных и винтовых компрессоров.

0,5

0,4

0,3

с —я\г ---№

"Уу * **

у УУ ' \ \io-0

о г -Ч 6 8 ю б<Ьт*ю'3

0,5

цн

63

Ь^о'с / № / ш/ /0_ /ЩУ ✓ Ж а у

/ / / / . г / г у У у »

/// / г ✓ / —то ---я 7/7

о

12 18 24 30 а,ф*10

гЗ

Рис.6.2. Поле параметров холодильных турбоагрегатов.

I

специализированные производства с типовыми технологическими процессами, вести испытания и доводку новой техники поагрегатно, сокращая объём и сроки испытания машин в целом.

3. В результате обобщения результатов теоретических и экспериментальных исследований, направленных на повышение надежности работы компрессорного и холодильного оборудования:

- разработаны ММ и программы расчета конических подшипников скольжения различного типа, позволяющие определять статические характеристики с учетом неизотермичности течения смазки", перекосов осей и технологических погрешностей изготовления конусов, выработаны рекомендации по проектированию, позволившие увеличить ресурс работы подшипников до 8000 часов; экспериментально подтвеж.-дена высокая эффективность конических подшипников скольжения при подавлении низкочастотной вибрации роторов;

- обоснована возможность достижения в одной ступени винтового компрессора перепада давлений до 8 МПа и расширения области их применения в сторону высоких давлений; на базе предложенной принципиально новой конструкции разработаны не имеющие аналогов в мировой практике винтовые компрессоры высокого давления;

- разработана методика расчета эффективности гашения пульсаций давления потока рабочей жидкости в системе уплотнений центробежных компрессоров высокого давления, учитывающая сопротивление трубопроводной системы, получены рекомендации по выбору схемы и оптимизации основных параметров гасителя; основные выводы подтверждены экспериментально.

4'. Разработан и создан зарегистрированный Госстандартом уникальный и экологически безопасный испытательный центр, обеспечивающий проведение научных экспериментальных исследований, испытаний натурных образцов новой техники и серийной продукции завода.

5. Налажено сервисное обслуживание выпускаемой заводом компрессорной и холодильной техники и изготовление запасных частей.

6. Основные результаты работы нашли отражение в более чем двадцати стандартах и руководящих технических материалах предприятия, которые используются в практике ВНИИХолодмашаАО НИИтурбо-компрессор и завода при разработке и освоении нового холодильного и компрессорного оборудования.

Работы по созданию воздушной холодильной машины МТХМ1-25Р (1930г.) и винтовых компрессоров для сбора нефтяного попутного газа (1982г.) удостоены Премии Совета Министров СССР. Качество продукции и стабильность производства Казанского компрессорного

- 34 -

завода отмечены призами "Международная Золотая Звезда за качество" (1993г.), "Международный приз Африки" (1993г.)

Основное содержание научного доклада опубликовано автором в следующих работах:

1. Влияние сил инериии на распределение давления в коническом подшипнике скольжения. Труды КХТИ, 1969г., серияХ, с.57-62. Соавтор Поспелов Г.А.

2. Экспериментальное исследование осевого усилия ротора Ш корпуса компрессора КТК-12,5/35. Труды КХТИ, 1970., выпуск I. сЛУО-194. Соавторы Премет З.И., Вольфензон В.Д.

3. Расчет двухстороннего конического подшипника скольжения.Труды КХТИ, 1971г., вып. 47, с.167-174. Соавтор Поспелов Г.А.

4. Расчет потерь мощности в упорных гидродинамических подшипниках скольжения турбокомпрессорных машин. Труды КХТИ, 1971г., вып. 47, с.161-166. Соавторы Баткис Г.С., Максимов В.А., Сидоров В.П.

5. Экспериментальное исследование конических подшипников скольжения. Труды КХТИ, 1971г., вып.49, с.27*34. Соавтор Поспелов Г.А.

6. A.C. 345301 (СССР). Двухсторонний конический упорно-опорный подшипник скольжения. Соавтор Поспелов Г.А. опубл. в Б.И. 1972г., № 22.

7. Казанские ксмпрессоростроители в девятой пятилетке. Холодильная техника, 1975г., №7, с.2-6.

8. Состояние и перспективы развития винтового компрессорострсения. Труды ЦКТИ, вып.127, 1975г., с.3*7. Соавторы Андреев П.А., Шнепп В.Б., Шварц А.И., Бобриков Н.И.

9. A.C. 5534II (СССР) Способ работы воздушной холодильно-нагрева-тельной установки. Соавторы Дубинский М.Г., Сницаренко-Захаренко B.C., Соколов К.К., Старостин А.П., Либкинд Н.Б., Парфенов В.А., опубл. в Б.И. 1976г., № 13.

10. Опыт освоения производства УЦКМ на Казанском компрессорном заводе. Химическое и нефтяное машиностроение, 1978г., № I, с.5*6. Соавтор Шнепп В.Б.

11. Новые центробежные компрессоры. Химическое и нефтяное машиностроение, 1981г., с.Ш13. Соавторы Шнепп В.Б., Солопов Н.й., Александровский П.Г.

12. A.C. 1454008 (СССР). Самоустанавливаюшийся сегмент подшипника скольжения. Соавторы Можанов В.В., Харасов О.М., Максимов В.А., Курин Л.М., опубл. для служебного пользования, 1987г.

13. Устранение неустойчивых автоколебаний ротора центробежных компрессоров высокого, давления. Химическое и нефтяное машиностро-

ение, 1968г., » 7, с.19*20. Соавторы Шнепп В.В., Баткис Г.С., Поляков В.М.

14. A.C. I662156 (СССР). Установка для термического воздействия на нефтяные пласты. Соавторы Алемасов В.Е., Верный А.Л., Гибадуллин К,Г., Кравцов Я.И., Магсумов Т.М., Меркулов Н.Ф., Потемкин U.A., Хисамеев И.Г., опубл. для служебного пользования, 1988г.

15. Потребителю современную компрессорную технику. Химическое и нефтяное машиностроение, 1989г., №8, с. 10*12. Соавтор Максимов В.А.

16. A.C. 1480466 (СССР). Сегментный конический подшипник скольжения. Соавторы Баткис Г.С., Максимов В.А., Хайсанов В.К. опубл. для служебного пользования, 1989г.

17. A.C. 1599594 (СССР). Двухсторонняя коническая опора скольжения. Соавтор Баткис Г.С. опубл. в Б.И. 1990г., № 38.

18. Принципы создания и перспективы развития холодильных машин и' агрегатов с центробежными компрессорами. Холодильная техника, 1990г., № 9, с.2*5. Соавтор Быков A.B.

19. Повышение надежности воздушной турбохолодильной машины. Газовые турбины (теория, конструирование, производство, эксплуатация). Материалы международного семинара. Казань, 1990г.,

с.123*127. Соавторы Проккоев В.В., Евгеньев С.С., Кошкин Ю.И., Мустафин Н.Г., Падалко В.В.

20. Расчёт и некоторые результаты исследования конических подшипников турбокомпрессоров. Химическое и нефтяное машиностроение, 1991г., № II, с.16*18. Соавторы Максимов В.А., Можанов В.В., Курин Л.М,

21. Основные направления создания комплекса оборудования и технических средств для добычи природных битумов и высоковязких нефтей. Труды Всесоюзной конференции по проблемам комплексного освоения природных битумов и высоковязких нефтей (извлечение и переработка). Казань, 1992г., с.76-79. Соавторы Алемасов В.Е., Садыков А.Ф., Хисамеев И.Г., Верный A.A., Гибадуллин К.Г., Кравцов Я. И.

22.Комплексы оборудования и технических средств для добычи битумных нефтей. Труды ТатНИИнефгемага, ЦИНТИхимнеФтемаш, М., 1992г., с.34-37. Соавторы Верный А.Л., Гибадуллин К.Г., Садыков А.Ф., Хисамеев И.Г.

23. Создание отечественных винтовых холодильных компрессоров малой производительности. Материалы IX международной научно-техни-

ческой конференции по компрессоростроению, июнь 1993г. Соавч оры Хисамеев И.Г., Медведев В. А.

24. High pressure screw coapressors for oil and gas production and refinery industries. European finance Director, London, 1995, p.116.

25. Kazen compressor plant."KKZ-TAKTÏ The Council of European Municipalities and Hegions Reference Book 1995/94» London, p.351.

26. Kazan compressor plant "KXZ ТАКТ". The World of Plant and

Industrial Machinery. 1993..London, p.34-35.

27. Опыт создания и освоения новых компрессорных и холодильных машин на Казанском компрессорном заводе. Компрессорная техника и пневматика, 1994г., № 3.

28. Исследование гасителей пульсации давлений рабочей жидкости в системах уплотнений центробежных компрессоров высокого давления. Компрессорная техника и пневматика, 1994г., № 3. Соавторы Максимов В.А., Хэмидуллин И.В.

Соискатель nb^1^'