автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.06, диссертация на тему:Повышение эффективности объемного одноступенчатого компрессора на основе математической модели процессов при сжатии реального газа

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

/Ч

ба-

^ На правах рукописи.

о , §

О?

Перевозчиков Михаил Михайлович

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОБЪЕМНОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА НА ОСНОВЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ПРОЦЕССОВ ПРИ СЖАТИИ РЕАЛЬНОГО ГАЗА

05.04.06 - вакуумная, компрессорная техника и пневмосистемы

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург 1997

Работа выполнена в Санкт-Петербургском Государственном Техническом Университете.

Научный руководитель кандидат технических наук, доцент

Хрусталев Б.С.

Официальные оппоненты доктор технических наук, профессор

Пластинин П.И.

кандидат технических наук Перепечко Ю.П.

Ведущая организация: ЛЕННИИХИММАШ

Защита состоится "¿^^" 1997 года в часов I

заседании диссертационного совета К 063.38.01 при Санкт-Петербургско Государственном Техническом Университете по адресу: 195251, Санкт-Петербур Политехническая ул.,29, ауд. сЩ. Главного здания.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета. Отзывы * реферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просим направлять секретар совета по вышеуказанному адресу.

Автореферат разослан " _ 1997 года.

Ученый секретарь специализированного совета, кандидат технических наук, доцент

Л.П.Грянко

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность темы исследований. Парк установок с использованием компрессоров объемного действия для сжатия реального газа огромен. Поршневые компрессоры (ПК) являются одним из крупнейших потребителей электроэнергии. При модернизации компрессоров часто применяется способ повышения производительности, основанный на явлении 'акустического наддува'. Эффективность способа в значительной степени определяется сочетанием и качеством подбора параметров всасывающей системы, клапанов и компрессора. Большое место среди ПК занимают холодильные компрессоры, новые разработки которых связаны с применением новых типов хладоагентов. В последние годы эта задача приобрела особое значение в связи с проблемой перехода на озонобезопасные хладоагенты. При такой замене изменяется отношение давлений в цилиндре, что вызывает изменение производительности, удельного расхода мощности и температуры нагнетания. Изменение давлений всасывания и нагнетания влечет за собой изменение динамики клапанов, газодинамических характеристик газового тракта. Изменение значений скорости звука хладоагента ведет к изменению шумовых характеристик компрессора и установок в целом. Все вышесказанное можно реализовать только путем изменения конструкций узлов компрессора, что для большинства производителей крайне нежелательно, так как требует длительных исследований. Применение математических моделей для исследований процессов в компрессорах дает возможность сократить объем экспериментальных работ и ускорить процесс внедрения более совершенных конструкций.

В качестве объекта исследований был выбран бытовой холодильный компрессор N11-75 с холодопроизводительностью 300 Вт. Для тщательной отработки методики и выполнения параметрического анализа исследования также проводились на воздушном поршневом компрессоре 2ВУ-2.5/13, оборудованном прямоточными клапанами и электродвигателем с переменным числом оборотов.

Пели и запачи исследований. Целью настоящей работы следует считать: повышение эффективности и надежности компрессорных установок за счет применения научно обоснованной и экспериментально проверенной методики расчета изменения параметров реального газа и показателей эффективности в процессе работы поршневого одноступенчатого компрессора с учетом нестационарного течения газа во всасывающей системе.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи: -разработать математическую модель ступени поршневого компрессора для сжатия реального газа, учитывающую совместное влияние неустановившегося течения в трубопроводе и динамику клапана;

-разработать метод расчета неустановившегося течения газа во всасывающей коммуникации;

-разработать и проверить алгоритмы для численного решения дифференциальш уравнений математической модели рабочих процессов;

-выполнить экспериментальные исследования на различных типах поршневг компрессоров для проверки адекватности разработанной математической модели; -используя разработанную математическую модель, выполнить численнь эксперимент с целью анализа влияния различных факторов на характеристш компрессора;

-разработать комплекс программ для практического использования предложение методики расчета рабочих процессов.

Научная новизна заключается в следующем: -разработана и экспериментально проверена математическая модель компрессо объемного действия с учетом нестационарных рабочих процессов, построенная ] основе дифференциальных уравнений термодинамики реального га: дифференциальных уравнений, описывающих нестационарное одномерное течен газа в трубопроводах и динамики клапанов;

-показана применимость модели для различных типоразмеров компрессоров, в т< числе и для бытовых холодильных компрессоров малой производительности; -получены экспериментальные временные диаграммы скоростей газа в различи! сечениях всасывающего трубопровода;

-проанализированы экспериментальные и теоретические результаты : исследованию влияния "акустического наддува" на показатели работы компрессор которые показывают необходимость обязательного согласования параметров к всасывающей, так и нагнетательной систем, а также параметров клапанов, д получения большей эффективности.

Достоверность полученных в работе результатов подтверждает использованием обоснованной расчетной схемы, математической модел основанной на фундаментальных законах физики, удовлетворительным совпадет« результатов расчета с данными экспериментов, проведенных в рамках настоящ работы, в том числе диаграммами изменения давления во всасывающ трубопроводах, индикаторными диаграммами и диаграммами движения клапане полученными при исследованиях на воздушном компрессоре 2ВУ-2.5/12 и бытовом холодильном компрессоре NR-75 с хладоагентами R12 и R134a лаборатории кафедры компрессоростроения Санкт-Петербургского Государственно Технического Университета.

Практическая значимость работы состоит в следующем: -разработана и экспериментально проверена математическая модель рабоч процессов в поршневых компрессорах с учетом нестационарных явлений коммуникациях, на основе уравнений сохранения, описывающих неустановившее течение газа;

-полученные результаты моделирования позволяют рассмотреть процесс изменения параметров газа в различных сечениях всасывающей коммуникации, а также изучить совместное влияние неустановившегося течения газа в трубопроводе и динамики клапана;

-разработанная модель позволяет выявить основные факторы, влияющие на колебания давления во всасывающей системе, и их влияние на интегральные показатели работы компрессора;

-при модернизации компрессора с применением "акустического наддува" разработанные методика и программа позволяют выполнить необходимую корректировку параметров всасывающей системы и клапанов для получения наибольшего эффекта;

-разработанные с использованием математической модели программы расчета ступени поршневого компрессора для сжатия идеального и реального газа используются в расчетной практике в АО ЛЕННИИХИММАШ, а также в учебном процессе на кафедре компрессоростроения СПбГТУ и в ТУ Дрезден (Германия).

МНТК по компрессоростроению (Казань, 1985,1993,1995г.), на Российской НТК "Инновационные наукоемкие технологии для России"(Санкт-Петербург, 1995г.),на МНТК "Холод и пищевые производства" (Санкт-Петербург, 1996г.), на Международных конференциях по компрессоростроению (США, университет Пурдью, 1992,1994 и 1996 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 13 статей, из них 3 в США.

Объем н структура диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения и списка литературы. Содержит стр. машинописного текста, иллюстраций и таблиц.

Во введении обосновывается актуальность темы диссертации, формулируется цель и основные положения, выносимые на защиту.

выбранного направления исследований. Выполнен обзор публикаций, связанных с вопросами моделирования рабочих процессов в одноступенчатом поршневом компрессоре, сжимающим реальный газ. Особое внимание обращено на разработку методики расчета нестационарного течения газа в трубопроводах всасывающей системы компрессора. Среди этих работ по общему математическому моделированию рабочих процессов в поршневых компрессорах выделяются работы П.И.Пластинина, И.К.Прилуцкого, Б.С.Фотина, И.Б.Пирумова, М.Ю.Елагина, Дж.МакЛарена, Р.Коэна, В.Соедела. Исследование нестационарного течения газа нашло большое отражение в фундаментальных работах в области компрессоростроения М.И.Френкеля, Ф.П.Петровой, Т.Ф.Кондратьевон, В.М.Писаревского, А.Г.Платонова, а также в работах Л.А.Штейнгарт,

[. Материалы диссертации докладывались на VII, IX и X

Краткое содержание работы

посвящена анализу состояния вопроса и обоснованию

С.С.Воронкова, Н.М.Антонова и других авторов. Анализ публикаций позвол сформулировать цели и задачи настоящего исследования.

Вторая глава посвящена разработке математической модели рабоч процессов в одноступенчатом поршневом компрессоре, сжимающим реальный г Физическая модель газового тракта компрессора (рис.1) состоит из типов: элементов: емкостей постоянных или переменных во времени объемов те пл »обменных поверхностей, а также сосредоточенных гидравлическ сопротивлений постоянного или переменного проходных сечений .

Математическое описание рабочих процессов сводится к составлению интегрированию нелинейной системы дифференциальных уравнений. Количест элементов определяет размерность системы дифференциальных уравнен! Переменные параметры газа в емкости определяются с помощью уравнения первс начала термодинамики в дифференциальной форме, уравнения массовых расходов также уравнения состояния и калорических уравнений. В качестве основнь определяющих процессы и состояние газа переменных выбирались: объем камер полная внутренняя энергию газа, находящегося в данной полости и его мас-Система уравнений для описания свойств газа в элементе типа емкость выгляд следующим образом:

¿V т "2 (IV

— = а-Г-(Гст-7) + ^/,-т,

Ш ,.[ Ш

Ш

ш '-1 1-1 (1) р=77; и ="Т7; Т = Я"-РУ- г = /(р,Л; р = г-р-Я-Т; ¡ = и + ^ ,

V М р

где и-внутренняя энергия газа в рассматриваемой емкости; М-масса газа в емкое У-объем емкости; 1-время; р-давление; Т-температура; и-удельная внутрень энергия; Р -плотность газа, находящегося в емкости; г-коэффициент сжимаемое-

-температура стенок емкости; '' -удельная энтальпия газа, притекающая через 1; т. т, отверстие; 1 -удельная энтальпия газа в емкости; 1, > -массовые расходы газа че!

1-ое и ^ое отверстие; а -коэффициент теплоотдачи между газом и стенка емкости; Б-площадь поверхности теплообмена; Я-газовая постоянная. Таи представление исходных уравнений позволяет создавать модели для любых газ так как реальность газа легко учитывается функциями для определен коэффициента сжимаемости и температуры. При этом отпадает необходимость дифференцировании уравнения состояния, которое к тому же для большинства га: неизвестно. В работе приводится методика переработки информации по свойств реальных газов и получение полиномиальных зависимостей для связи параметр-характеризующих эти свойства. Ошибка аппроксимации составляла меньше 1%.

Течение газа через клапаны и сосредоточенные гидравлическ сопротивления описывается как установившееся течение газа под действт

перепада давления в двух соседних емкостях. Для клапанов проходное сечение изменяется во времени и находится из решения соответствующего уравнения динамики. Для описания протечек через различные неплотности используется методика профессора С.Е.Захаренко. Движение запорных элементов клапанов описывается с помощью уравнения движения материальной точки, но блочная структура модели позволяет рассматривать и более сложные случаи.

Нестационарное одномерное течение газа в трубопроводах поршневого компрессора описывается уравнениями: неразрывности, переноса количества движения и переноса энергии, а также уравнениями состояния Р - f(z•P^T) и связи между параметрами газа Т = /(р,и) ^ Эр 1 Э(УУ-р)_0 Э/ э*

Э(р-1У) , Э(р.УУ2) Эр

--1--=---п ■ Р

Эг дх дх

Э(р-Е) | Э(УУ-р-Е) _ д(р-\У)

Эг дх дх ^2)

Данная система решалась при соответствующих граничных условиях: х = Оих = /

р(0)=Рк; т =

2 гСр^Г^-Л-ГСО) (3)

СЛРк.Тк) 1(рвс,Твс)-1<-Т{1) р (/) 2 (4)

Путем дискретизации по пространственной координате с использованием центрально-разностной аппроксимации, система уравнений в частных производных (2) приводилась к системе обыкновенных дифференциальных уравнений.

Для численного решения систем дифференциальных уравнений математической модели ступени компрессора использовались простые явные схемы первого порядка, в которых значения искомых функций на новом временном слое ищутся через их значения и значения переменных на предыдущем слое (5) и уточняются путем итераций:

ГМ=Г,+Аг ■£(/,. Л) > (5)

где: ^^''^''"'^"'-п-мерный вектор искомых параметров, относительно которых разрешается система; ^'''^^-п-мерный вектор правых частей рассматриваемой системы дифференциальных уравнений; И-вектор исходных данных по компрессору, по сжимаемому газу, по условиям работы компрессора и т.д.; ^заданный шаг расчета по времени; ¡-предыдущий временной слой.

Шаг расчета выбирался переменным в зависимости от цикличности работы компрессора. Приемлемая точность для модели обеспечивается, если выбрать шаг расчета по углу поворота коленчатого вала равным 0.005 градуса. Начальные условия принемались из физических представлений. Полагалось, что при угле

5

поворота коленчатого вала равного нулю (верхняя мертвая точка) распределен давления во всасывающей системе постоянно и равно давлению всасывания. Д нагнетательной системы - давление нагнетания. Моментом окончания расчетов ! модели являлось выполнение условия периодичности - совпадение значений вс искомых параметров за цикл с заданной точностью.

Третья глава посвящена экспериментальным исследованиям, на основан) результатов которых осуществлялась проверка адекватности разработанной моде, как в целом, так и отдельных ее составляющих.

Исследования проводились в два этапа, так как проведение работ использованием хладоагентов в большей программе исследований связано большими техническими и экономическими трудностями. На первом этапе бы выполнены исследования на бытовом холодильном компрессоре с хладоагентш И.12 и Я 134а. На конкретных режимах работы холодильной установки бы выполнено индицирование и запись диаграмм движения пластины клапана использованием хладоагентов. На воздухе проводилась запись колебаний давлен во всасывающей системе и запись диаграмм движения пластины клапана.

На втором этапе, исследования проводились на компрессорной установке базе компрессора 2ВУ-2.5/13. В ходе этих исследований варьировались параметр всасывающей системы и частота вращения, и определялись мгновенные значен давления и скорости воздуха в нестационарном потоке во всасывающей систе компрессора. Одновремено проводилась запись диаграмм движения пласти! клапана.

В ходе экспериментальных исследований использовались хоро! зарекомендовавшие себя методики измерений. Измерение давления в трубопровс осуществлялось тензометрическим методом. Пневмометрический мет использовался для определения мгновенной скорости газа. Для холодильнс компрессора была разработана методика регистрации перемещения пластш всасывающего клапана сложной формы с использованием тензометрическ датчиков. В связи с малыми размерами всасывающей системы холодильнс компрессора (диаметр патрубка 5 мм) использовались специально разработанные кафедре компрессоростроения (науч.гр. проф.Р.А.Измайлова) тензометрическ датчики давления. Были определены статические и динамические характеристи этих датчиков. Для корректной оценки процесса идентификации расчетных экспериментальных результатов было выполнено исследование погрешнос измерений.

В четвертой главе приводится программная реализация разработанн математической модели. Модель составлена для так называемой обобщено ступени компрессора (рис.2), где полости с номерами б и 7 сообщаются с рабоч полостью 3 (рабочий цилиндр). Для модели, изображенной на рис.1, полость отсутствует, а полость 7 является картером компрессора. Программная реалнзаь б

осуществлена на языке Фортран 5.1. для ОС MS DOS. Ввод данных, включая выбор схемы, контроль и управление вычислительным процессом производится с помощью диалоговой системы. Выходная информация представляется в графической и текстовой форме и содержит следующие сведения: индикаторную диаграмму; диаграммы давления и скорости газа в различных сечениях трубопровода; диаграммы движения клапанов; интегральные характеристики ступени (мощность, производительность); максимальные скорости движения клапанов; углы открытия и закрытия клапанов и т.д. Программа позволяет проводить параметрические исследования ступени компрессора. Использование визуализации при получении расчетных данных помогает более наглядно представить характер изменения давления во всасывающем трубопроводе (рис.4). Из полученных диаграмм давления в различных сечениях трубопровода видно, что амплитуда давления возрастает от открытого конца к всасывающей камере, а также увеличивается с увеличением длины трубопровода и частоты вращения. Смещение диаграмм по фазе показывает, что возмущения распространяются со скоростью звука.

Пятая глава посвящена сравнению и интерпретации результатов, полученных расчетным и экспериментальным путем, как для различных хладоагентов, так и для воздуха.

На основании расчета и эксперимента были проведеньг сравнения диаграмм движения пластины всасывающего клапана и давления во всасывающих трубопроводах одноступенчатого холодильного компрессора и первой ступени компрессора 2ВУ-2.5/13 при различных длинах всасывающего трубопровода и частотах вращения компрессора. На рис.3 приведены некоторые результаты проверки модели на адекватность. Обращает на себя внимание хорошее совпадение характера движения пластины, углов открытия и закрытия клапана, а также совпадение амплитуд и частот колебания давления. Проведенные эксперименты с использованием хладоагентов также показали хорошее совпадение расчетных и экспериментальных данных (результаты приводятся в диссертации).

В пятой главе также приводятся результаты экспериментальных исследований, которые подтверждают расчетное исследование явления 'акустического наддува'. На рис.5,6 показаны экспериментальные диаграммы давления и скоростей потока газа во всасывающем трубопроводе. Приведенные диаграммы были записаны в нескольких сериях экспериментов, отличающихся по времени выполнения для исключения случайных ошибок. Результаты практически идентичны. Длина трубопровода оказывает существенное влияние на амплитуду и частоту пульсаций давления. Характерным является факт наличия колебаний более высоких частот, чем первая собственная для данных параметров системы. Эти колебания вызываются 'флаттером' клапанов и могут присутствовать в спектре в любом месте системы.

В шестой главе проводится численный анализ влияния различных факторов на работу компрессора. 7

В ходе численного эксперимента проводилось исследование влияния длш всасывающего трубопровода на интегральные характеристики поршнево компрессора 2ВУ-2.5/13. Расчеты проводились по разработанной математическ! модели с учетом нестационарных явлений во всасывающем трубопроводе (м/м пу и без учета этого эффекта (м/м б/пул). Расчет проводился для двух варианте п=600об/мин и Е)тр=0.053м; п=1000об/мин и Е>тр=0.07м. Все остальные параметры ходе расчета были постоянны. Приводятся диаграммы изменения давления цилиндре, камере всасывания и во всасывающем трубопроводе; диаграмма движен: пластины всасывающего клапана; изменение объемного коэффициен производительности и др., расчитанные по 'м/м пул' и 'м/м б/пул'.

Как видно из рис.7а производительность V и мощность N практически изменяются с изменением длины трубопровода Ь при расчете по 'м/м б/пул'. Ц учете инерционности газа в трубопроводах ('м/м пул') имеем значительн увеличение производительности при длине трубопровода Ь=3м. Наблюдает увеличение мощности при этой длине, и рост мощности при большей длине. Э объясняется тем, что первая собственная частота данной всасывающей систе)* совпадает со второй гармоникой вынуждающей силы при Ь=3м; и совпадает первой гармоникой вынуждающей силы при Ь=7м. Полученный резулы соответствует известным предположениям об увеличение производительности п наличии 'второго' резонанса при увеличении значений удельной мощности № При изменении длины трубопровода от Зм до 7м имеется переходная 301 изменение производительности и мощности в которой, объясняется наличи резонансов по более высоким гармоникам. Экспериментальные диаграммы давлен на рис.5 также показывают значительное влияние длины трубопровода на характ изменения давления в трубопроводе, что невозможно расчитать с помощью 'м б/пул'. Аналогичные результаты были получены и для второго варианта расчет« Только в этом случае 'первый резонанс' проявляется при Ь=4.5м, а 'второй'-п Ь=2м.

Проведено численное исследование влияния частоты вращения при услов обеспечения максимальной производительности компрессора (рис.7б). Для кажд частоты вращения были расчитаны длины трубопроводов, соответствуют резонансу по второй гармонике вынуждающей силы, что, как показано выи вызывает увеличение производительности. Как видно из графика, при увеличен частоты вращения уменьшается эффект увеличения производительности за с» резонансных явлений. Это объясняется влиянием членов, входящих в коэффицие производительности:

др Д7*

X = --—'---где и ДР, разница между объемом и давление*

верхней мертвой точке и в момент закрытия клапана. На графике видно, что г увеличении частоты вращения увеличивается влияние Д^ /V, и уменьшав 8

влияние ДР11 Рк. Таким образом, наличие 'резонансных размеров' всасывающей системы не является достаточным условием увеличения производительности и необходимо принимать во внимание динамику работы клапанов.

Была проведена теоретическая оценка влияния параметров клапана на изменение производительности при резонансных условиях. Наиболее удобно регулируемым параметром клапана является предварительное поджатие пластины. Расчеты проводились при различных значениях эквивалентной площади прохода в клапане. Результаты показали, что изменение производительности за счет резонансных явлений может быть соизмеримо с ее изменением при варьировании параметров клапана, например при варьировании предварительного поджатия. Причем, эти изменения могут иметь разный знак, и тогда ожидаемое увеличение производительности не наблюдается.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основании выполненных теоретических и экспериментальных исследований можно сделать следующие выводы:

1.Разработана математическая модель рабочих процессов в ступени поршневого компрессора, учитывающая разнообразие конструктивного исполнения ступени, а также изменение параметров реального газа в проточной части одноступенчатого объемного компрессора с учетом динамики клапанов и нестационарного течения газа во всасывающей системе. Выбран численный метод решения системы дифференциальных уравнений одномерной газодинамики. Проведена проверка сходимости и точности предлагаемого метода расчета.

2.Предложенная блочная структура модели обеспечивает удобную для любых ЭВМ алгоритмитизацию и облегчает процесс разработки программ. Выбранные численные методы позволяют получить требуемую точность расчетов при сравнительно небольших затратах времени, что необходимо при разработке подсистем САПР.

3.Разработанная программа 'БШСОР' для расчета показателей эффективности ступени компрессора является основой для разработки специализированных программ при проектировании одно- и многоступенчатых компрессоров, сжимающих различные реальные газы.

4.Результаты выполненных экспериментальных исследований на разработанных стендах с поршневыми компрессорами различных типоразмеров и с различной цикличностью работы при сжатии разных газов (воздух, хладоагенты Ш2 и Я 134а) позволяют судить о достаточной адекватности предлагаемой математической модели рабочих процессов с учетом разработанных и примененных методик расчета свойств реальных газов и расчета нестационарного одномерного течения в трубопроводах. с,

5.Для обеспечения требуемого уровня экспериментальных исследовав помимо традиционно применяемых в компрессоростроении методов измерений бь разработаны и проверены: методика записи диаграмм движения пласт лепестковых клапанов сложной формы с применением тензометрических датчик методика определения пульсирующей скорости газа и статического давления всасывающих трубопроводах с использованием специально сконструировали малогабаритных датчиков давления, характеристики которых соответств) мировым стандартам. Разработана и проверена методика измерений, кото] позволяет использовать датчики в трубопроводах диаметром 5...50 мм.

6.Результаты исследований показали, что эффективность работы зависит только от свойств газа, но и от геометрических параметров всасывающей нагнетательной системы компрессора и его элементов, а также динамичен характеристик клапанов. При переходе на другую сжимаемую среду рекомендуе использовать предлагаемую методику и программу для анализа и подб< параметров клапана и газового тракта, сохраняя основные параметры б< компрессора.

7.Изучение спектра скорости газа во входном сечении компресс! показывает, что в нем могут присутствовать составляющие, которые определяю как режимом 'флаттера' клапана, так и резонансными явлениями во всасывакш системе. Анализ этих процессов с помощью разработанной модели и программ! ряде случаев позволяет добиться снижения акустического шума на данных часто путем изменения параметров клапана и всасывающей системы.

8.Выполненный теоретический анализ показал, что применяемый I модернизации компрессоров способ повышения производительности пу использования резонансных явлений во всасывающей системе сопровождав увеличением удельных затрат энергии на сжатие газа из-за увеличения потерь всасывающей и нагнетательной системах, а также в клапанах. При этом необход! учитывать изменение динамики клапанов. В работе показано, что при сохране! неизменными параметров клапанов эффект 'акустического наддува' может не д желаемого результата.

9.Результаты анализа позволяют рекомендовать разработан! математическую модель и программу для выбора рациональных парамет всасывающей и нагнетательной систем, а также рациональных параметров клала с учетом технических требований конструктора.

10. Разработанная модель и программа используются для проектирова компрессоров и их элементов (всасывающей системы, клапанов) в ЛЕННИИХИММАШ, на Пензенском компрессорном заводе, ТОО 'Компресс (Пенза), а также в учебной и научно-исследовательской работе кафе; компрессоростроения СПбГТУ и в ТУ Дрезден (Германия).

Ю

ПУБЛИКАЦИИ

1 .Перевозчиков М.М.,Прилуцкий И.К.,Антонов Н.М. Применение математической модели двухступенчатого двухрядного поршневого компрессора для прогнозирования технико-экономических показателей компрессоров ПО АРМХИММАШТезисы докл. VII ВНТК по компрессоростроению. - Казань, 1985.

2.Перевозчиков М.М., Прилуцкий И.К, Антонов Н.М. Анализ работы и обоснование оптимальной схемы движения газа в промежуточном теплообменнике поршневого компрессора. Межвуз.сборник научных трудов.-Л.ДТИХП, 1987, с.73.

3.Перевозчиков М.М.,Прилуцкий И.К., Антонов Н.М.,Воронков С.С. Расчет двухступенчатого поршневого компрессора с тронковым поршнем. Сборник НИВЦ МГУ N 12.-М. 1987.

4.Перевозчиков М.М. Создание САПР малорасходных поршневых компрессоров. Тезисы VI НТК молодых спецналистов.-М.:ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1991,с.29.

5. Пере возчиков М.М.,Хрусталев Б.С. Методология проектирования математических моделей объемных компрессоров.Тезисы докл. IX МНТК. - Казань, 1993,с.107-108.

6.Перевозчиков М.М.,Хрусталев Б.С.,Пирумов И.Б.,Здалинский В.Б. Математическая модель поршневого компрессора. Программа SIMCOP.Тезисы докл. РНТК 'Инновационные наукоемкие технологии для России'. -С.-Петербург, 1995,с.59.

7.Перевозчиков М.М.,Хрусталев, Лабзунов С.В. Математическая модель процесса изменения параметров реального газа в поршневом холодильном компрессоре. РНТК 'Инновационные наукоемкие технологии для России*. -С.-Петербург, 1995,с.б0.

8.Перевозчиков М.М.,Хрусталев Б.С.,Пирумов И.Б.,Здалинский В.Б. Обобщенная математическая модель поршневого компрессора. Программа SIMCOP. Тезисы докл. X МНТК по компрессоростроению. -Казань, 1995,с.б2-63.

9.Перевозчиков М.М.,Хрусталев, Лабзунов С.В. Математическая модель процесса изменения параметров реального газа в поршневом холодильном компрессоре.Тезисы докл. X МНТК по компрессоростроению. -Казань, 1995, с.63.

Ю.Перевозчиков М.М.,Хрусталев, Здалинский В.Б. Математическая модель процесса изменения параметров реального газа в поршневом холодильном компрессоре. Тезисы докл. МНТК 'Холод и пищевые производства '. -С.-Петербург, 1996,с.60.

11.Perevozchikov М.М., Pirumov I.B., Chrustalev B.S., Ignatiev K.M., Taha A. Low Flow Displacement Compressor: Thermodynamical Process Analysis. Proc. of International Compressor Engineering Conference at Purdue, pp.1429-1436, 1992.

12.Perevozchikov M.M., Chrustalev B.S. Theoretical And Experimental Researches of Unsteady Gas Flow in the Pipeline of the Reciprocating compressor. Proc. of International Compressor Engineering Conference at Purdue, pp.515-520, 1994.

13.Perevozchikov M.M., Chrustalev B.S., Ignatiev K.M., Zdalinsky V.B. Simulation And Parametric Analysis of the Suction Valve and Muffler of a Small Reciprocating Compressor. Proc. of International Compressor Engineering Conference at Purdue, pp.205209, 1996.

всасывающий трубопровод

нагнетат. трубопровод

поршень

Рис.1 Схема газового тракта одноступенчатого поршневого компрессора простого действия.

всасывание р1, Т1

гт

т12

ш21

камера всасывания

У2, иг, М2

пт23

6

камера над рабочей камерой У6(0. рб, Т6

шЗб

шбЗ

ш32

рабочая камера

УЗ(О, из, МЗ

т34

Г7

ш37

т73

7

камера под рабочей камерой У7(0, р7, Т7

ш43

4 камера

нагнетания

У4, и4, М4

ш45 1 г |ш45

нагнетание р5, Т5

Рис.2 Блочная структура математической модели обобщенной ступени поршневого компрессора.

2

3

Рис.3. Расчетные и экспериментальные диаграммы движения пластин клапана и диаграммы давления во всасывающей системе компрессора, й а) 2ВУ2.5-13, п=600 об/мин., Ь=0.8 м, Г)тр=0.053 м, среда - воздух.

б) к-р 0п=0.02 м, п=3000 об/мин., Ь=0.15 м, 1>тр=0.007 м, среда - воздух.

Рис.4. Визуализация распределения давления во всасывающем трубопроводе по времени и по длине.

иь

103 ■

102 • 101 • 100 м и

»7 »6

яПл

103 102 101 100 «в »8 87

ев

Рис.5. Экспериментальные диаграммы давления в различных сечениях

трубопровода (к-р 2ВУ-2.5/13, L=0.8 м, Бтр=0.053 м, п=600 об/мин.)

а)

V 650 60.0

•15.0

0 30 60 80 120 160 180 210 240 270 300 330 360

Fi, град

б)

Рис.6. Экспериментальные диаграммы в выходном сечении трубопровода компрессора 2ВУ-2.5/13. (Drp=0.053 м.)

а) - давление газа при различных длинах трубопровода при п=600 об/мин.

б) - скорость газа при различных частотах вращения при L=0.2 м.

№

18.0

1.52 N.

•18.0

1.48у, кУ/

1.44*3 14.0

МВД 12.0

1.4

10.0

1.36

8.0

1.32

6.0

1.28

4.0

1.24

2.0

1.2

0.0

1.16 ■

2.80

Ыун. kWz.6o ~мЗ"

МИН 2.40

6 ЦМ7

0.2 О

а)

2500 ЭООО

п, об/мин

1.2

1 kW

6.0

V, мЗ

— 4.0 МИН

ДР1/РВС 4% —* **

13 % ____

ДУ1АТ1

V рез 6%

13 %

30дР1/Рвс 20 %

10 о -10 •20 -30 -40 -60

2500 3000

п, об/мил

б)

Рис.7. Расчетное исследование. Влияние различных факторов на интегральные характеристики 1-ой ступени компрессора

2ВУ-2.5/13. а)-влияние длины трубопровода,. п=600 об/мин. Е>тр=0.053 м. б)-влияние частоты вращения, при условии,