автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Повышение эффективности работы гидропневматических агрегатов с катящимся ротором

НОСОВ ЕВГЕНИЙ ЮРЬЕВИЧ

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ С КАТЯЩИМСЯ РОТОРОМ

специальность 05.04.13 «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

□□3465227

003465227

НОСОВ ЕВГЕНИЙ ЮРЬЕВИЧ

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ С КАТЯЩИМСЯ РОТОРОМ

специальность 05.04.13 «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Работа выполнена в Омском государственном техническом университете

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Болштянскнй Александр Павлович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Ведрученко Виктор Родионович;

кандидат технических наук Титов Игорь Евгеньевич

Ведущая организация: научно-технический комплекс (НТК)

«Криогенная техника»

Защита состоится 16 апреля 2009 г. в 14-00 час. на заседании диссертационного совета Д 212.178.09 при Омском государственном техническом университете по адресу: 644050, Омск, пр. Мира, 11.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Омского государственного технического университета

Автореферат разослан « /У» ¿) ^ 2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

Аверьянов Г. С.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы

В последние десятилетия чрезвычайно обострилась проблема экономии различных видов энергии, что связано как с экологическими, так и с экономическими проблемами современного общества. Одним из крупнейших потребителей энергии является компрессорная техника, т.к. сжатые газы находят самое широкое применение в различных отраслях промышленности в качестве, как непосредственно рабочего вещества процессов, так и для передачи механической и других видов энергии. Только стационарные компрессоры потребляют около 10% всей электроэнергии, производящейся в России, что превышает на 4% такого мощного потребителя, как железнодорожный транспорт. Одним из вариантов исполнения компрессорных машин является ротационный компрессор с катящимся ротором (РКсКР), конструкция которого нашла самое широкое распространение в криогенной и холодильной технике. Неоспоримым преимуществом этой машины является ее компактность и высокая уравновешенность, сравнительно высокий КПД. Во всех конструктивных вариантах в РКсКР присутствует развитая система смазки и охлаждения, в связи с чем эту машину следует рассматривать, как гидропневматический агрегат, т.к. его рабочие процессы происходят в присутствии значительного количества смазочно-охлаж-дающей жидкости, играющей одновременно и роль уплотняющей среды.

В то же время хорошо известно, что одной из основных тенденций современного компрессоростроения является получение газов, свободных от различных примесей, в том числе и от смазочных материалов. Причем это характерно не только для компрессоров общего назначения и машин, снабжающих сжатым газом специализированные производства, но и для холодильной техники, т.к. известно, что присутствие масла в холодильном агенте снижает холодопроизводительность компрессора на 15-17 %.

В связи с этим весьма актуальна задача создания РКсКР. обладающего всеми преимуществами, заложенными в его конструкции, но с уменьшенным количеством жидкости, участвующей в проведении рабочих процессов. Очевидно, что при этом необходимо сохранить возможность интенсивного охлаждения сжимаемого газа.

Подобные задачи относятся к области поисковых научных исследований, составляющих часть НИОКР, в которых дается поиск и теоретическое обоснование новых конструктивных решений

Для решения поставленной задачи необходимо упорядочить конструкции РКсКР, предложить усовершенствованную конструкцию РКсКР с уменьшенной подачей смазочно-охлаждающей жидкости в рабочую полость, объяснить целесообразность использования гидродиодов в системе охлаждения,1 предоставить возможность математического и эмпирического анализа и прогноза их характеристик РКсКР при работе в типичных ситуациях, определить

особенности конструирования и указать пути конструктивного совершенствования.

Работа выполнена по Плану НИОКР ОмГТУ в рамках Единого Заказ-наряда и в соответствии с решениями ХШ-Х1У Конференций по вакуумной науке и технике.

Цель работы и задачи исследования

Целью данного исследования является повышение эффективности работы РКсКР с принудительной системой циркуляции смазочно-охлаж-дшощей жидкости во внешнем контуре с внутренним насосом объемно-динамического действия и применением гидродиодов в качестве запорных элементов.

Для достижения этой цели необходимо решить следующие задачи:

1. Предложить конструктивную схему РКсКР, охлаждение которой производится во внешнем по отношению к компрессорной полости контуре.

2. Разработать и экспериментально подтвердить методику расчета гидродиодов, работающих в пульсирующем возвратно-поступательном потоке жидкости.

3. Создать математическую модель РКсКР с принудительной системой циркуляции смазочно-охлаждающей жидкости и внутренним насосом объемно-динамического действия.

4. Выявить основные режимные и конструктивные факторы, оказывающие существенное воздействие на характеристики данного типа РКсКР и дать прогноз развития конструкции.

Методы исследования. В работе использованы методы математического анализа, математического моделирования, механики жидкости, термодинамики, механики твердого тела, динамики, параметрического анализа, методы формальной логики, анализа и синтеза конструкции путем конвергенции конструктивных признаков. Физические методы исследования - визуализация сложных течений жидкости, расходометрия, оптические методы измерения динамических процессов.

Научная новизна. В общей постановке заключается во впервые полученных результатах исследования гидравлической линии с пульсирующим потоком и установленными в нем гидродиодами в форме усеченного конуса, как составной части гидропневмоагрегата - РКсКР.

В том числе:

1. Установлена возможность применения методики расчета прямого и обратного сопротивления диффузорных гидродиодов к расчету гидродиодов рассматриваемой конструкции, причем совпадение экспериментальных и расчетных данных увеличивается с увеличением числа Рейнольдса.

2. Разработана методика проведения экспериментальных исследований силовых характеристик гидродиодов в стационарном и пульсирующем потоке жидкости.

3. Найдены оптимальные соотношения геометрических характеристик рассматриваемых гидродиодов, обеспечивающие максимальную диодность в пульсирующем потоке жидкости.

4. Обнаружено существенное влияние струйного эффекта, обеспечивающего повышение диодности в пульсирующем потоке жидкости, а также выявлены соотношения, обеспечивающие наличие этого эффекта.

5. Определены основные зависимости между конструктивными параметрами гидродиодов и режимами работы компрессорной полости РКсКР.

Практическая ценность:

В целом состоит в том, что дано теоретическое и экспериментальное обоснование возможности и целесообразности создания РКсКР с внешней системой жидкостного охлаждения, в состав которой в качестве рабочего органа насоса используется разделительная пластина, а в качестве распределительных органов - гидродиоды.

В том числе:

1. Предложена методика экспериментального определения эффективности применения гидродиодов в качестве распределительных органов в пульсирующем потоке.

2. Разработанная схема и алгоритмы расчетов могут быть использованы на первом этапе реального конструирования РКсКР с внешней системой жидкостного охлаждения, в состав которой входят гидродиоды, организующие однонаправленный поток смазочно-охлаждающей среды.

3. Результаты качественного и количественного анализа работы гидродиодов в стационарном и пульсирующем потоке могут быть использованы при разработке различных гидравлических устройств с использованием этих элементов.

4. Результаты параметрического анализа работы РКсКР позволяют оценить различные конструктивные решения при разработке конструкций реальных вариантов этих агрегатов при использовании в их конструкции внешней системы теплоотвода с гидродиодами.

5. Применение гидродиодов в системе внешнего охлаждения РКсКР позволяет существенно повысить экономичность работы этого агрегата.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Результаты анализа известных технических решений и синтез перспективной конструкции РКсКР с оригинальной системой внешнего охлаждения с применением гидродиодов в пульсирующем потоке охлаждающей жидкости.

2. Методика расчета основных характеристик РКсКР с гидродиодами в системе внешнего охлаждения компрессорной полости.

3. Результаты экспериментальных исследований гидродиодов в стационарном потоке и потоке пульсирующей жидкости, позволившие установить оптимальные геометрические соотношения и режимные факторы, обеспечиваю-

щие повышение эффективности применения гидродиодов в исследуемой конструкции агрегата.

4. Результаты параметрического анализа характеристик РКсКР и гидродиодами в системе внешнего охлаждения, позволяющие сделать вывод о перспективности использования разработанной конструкции и ее более высокой экономичности по сравнению с известными агрегатами.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и получили положительную оценку на регулярных научных семинарах кафедры ГМиТМ ОмГТУ (2002-2008 гг.), на МНТК «Современное состояние и перспективы развития гидромашиностроения в XXI веке» (С.-Петербург, 2003), МНТК «Гидрогазодинамика, гидравлические машины и гидропнев-мосистемы»,. (Москва, МЭИ, 2006), на XIII и Х1У НТК с заруб, участием «Вакуумная техника и технология» (М. - МГИЭМ, - Сочи, 2006, 2007 гг.), VI МНТК «Динамика систем, механизмов и машин», Омск, ОмГТУ, 2007.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 11 печатных работ (5 статей и 5 докладов на конференциях различного ранга), в том числе 2 статьи в изданиях перечня ВАК, один патент РФ на изобретение.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из оглавления, списка обозначений и сокращений, введения, пяти глав, заключения с общими выводами, приложений и списка литературы, содержащего 97 наименований использованных первоисточников. Общий объем работы - 198 страниц, основной текст изложен на 166 страницах, содержит 63 рисунка. В приложении представлены схема расчета и фотографии элементов и узлов экспериментальной установки и ее внешний вид.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дано краткое обоснование снижения наличия смазочно-охлаждающей жидкости в рабочей камере РКсКР, которое предложено реализовать путем применения внешнего интенсивного охлаждения.

В первой главе («Общий подход к проектированию РКсКР») дана типичная схема рассматриваемого агрегата, приведены сведения о необходимости присутствия определенного количества масла в рабочей полости с целью снижения утечек и перетечек между ротором и цилиндром. Показано, что уменьшение зазоров до величины порядка 10-11 мкм необходимость наличия значительного количества масла, используемого для герметизации рабочей полости, снижается и может составлять не более 100 г/ч. Однако дальнейшее снижение содержания масла сталкивается с проблемой достаточного для экономичной работы РКсКР охлаждения компрессорной полости. Приведены известные аналитические зависимости, демонстрирующие необходимость охлаждения сжимаемого газа для повышения термодинамической эффективности компрессорной полости. Достаточно подробно рассмотрены возможные схемы внешнего

охлаждения (преимущества, недостатки), в том числе охлаждения парами хладагента (для РКсКР холодильных машин) и прокачкой жидкости через рубашку и полости агрегата. Проанализированы также методы и конструкции охлаждения компрессорной полости за счет внутреннего отвода теплоты при впрыске масла различными способами, а также процессы трения и износа в узлах компрессора, для снижения которых применяются смазочные жидкости. В заключительных разделах 1-й главы на основе информационного поиска и проведенного анализа известных конструкций сделано предложение использовать паз и совершающую в нем колебательное движение разделительную пластину в качестве насоса, прокачивающего смазочно-охлаждающую жидкость через внешнюю рубашку цилиндра агрегата. На основе анализа работы жидкостного насоса с высокой частотой (порядка 25-50 ГЦ), сделано предложение применить вместо самодействующих клапанов гидравлические диоды (гидродиоды). В конце главы, с учетом того обстоятельства, что использование гидродиодов для подобных целей неизвестно, сформулированы цели и задачи исследования.

Во второй главе подробно описаны различные типы гидродиодов (рези-сторный диафрагеменного типа, вихревой, сопловой и диффузорный), приведены схемы течения жидкости и основные расчетные уравнения, проведен анализ их работы, в результате которого установлено, что наиболее перспективным для рассматриваемого случая является резисторный диод диафрагменного типа (рис. 1), т.к. его работа в отличие от вихревого диода не предполагает поворота струи потока, в результате чего он может легко встраиваться в этот поток, технологичен в изготовлении и в отличие от диффузорного диода предполагает возможность появления струйного эффекта, увеличивающего диодность, в пульсирующем потоке переменного направления.

а) б)

Рис. 1. Схема резисторного гидродиода диафрагменного типа, (а) - протекание прямого потока, (б) - протекание обратного потока: 1. Канал. 2. Набор фасонных диафрагм

Приведены методы расчета гидродиодов рассматриваемых типов, и в том числе, определение основных характеристик - диодностей \\Д (отношение соответственно расходов 2 и гидравлических сопротивлений С в прямом и обратном направлении):

До=7Г-> С)

Определено, что наиболее близкими к выбранному типу гидродиодов являются диффузорные, для которых прямое и обратное гидравлические сопротивления рассчитываются по формулам

+-

8йт

2

+Гь

(2)

(3)

где о) и £2 соответственно меньший и больший диаметры отверстий, /? -угол конуса диода.

При последовательной установке гидродиодов их суммарное сопротивление определяется уравнением

4оЕ( I)__

у _ СПР{2)

где с,г-;

д

ПП1)

Совт г

+ . ЬПР[ 2) -

2) _д,+Д2£2

т-Е

При параллельной: д^

СпРЦ) + СпР{1)

ДгД,

1 + ^2 1 +

з ПР{Ц

(4)

(5)

При последовательном соединении гидродиода и обычного, не обладающего диодными свойствами, гидравлического сопротивления (например, трубопровода)

Д

-2«

+

£ <1Р С Г7Р

1 +

С

(6)

Далее разработана методика расчета установившегося и неустановившегося потока жидкости в системе охлаждения агрегата при использовании схемы, изображенной на рис. 2.

В задачу расчета входит определение расходов жидкости во всасывающей 6 и нагнетательной 7 ветвях системы. Основой расчета служит уравнение Бернулли для идеальной жидкости с учетом потерь на трение в прямом и обратном направлении. Для неустановившегося потока равнение Бернулли дополнено инерционными потерями кии и уравнениями динамики потока в предположении о гармоническом законе перемещения пластины-поршня в насосной полости 1:

2

/ 1

(7)

_ _ А /Т /7 А 1} ГЩ У ип . ~

У Ч У ё Ж 8/ &

где 1б, 1п, Ре и рн соответственно геометрические высоты и давления бака и насосной полости; уБ скорости жидкости в соответствующих сечениях;

аЕ и ац - коэффициенты Кориолиса, ЕИП - суммарные потери напора, обусловленные трением и местными сопротивлениями, / и/- длина и сечение трубопровода. Знак перед слагаемым соответствует знаку ускорения жидкости.

Рис. 2. Обобщенная гидравлическая схема системы охлаждения: 1. Насосная полость. 2. Гидродиоды. 3. Полости рубашки охлаждения цилиндра. 4. Бак. 5. Теплообменники. 6. Всасывающая ветвь. 7. Нагнетательная ветвь. С2 - суммарный расход; С>| - расход во всасывающей ветви; СЬ - расход в нагнетательной ветви

Прогноз геометрических размеров системы охлаждения выполнен в соответствии со схемой на рис. 3. В общем случае уравнение теплового баланса будет выглядеть следующим образом:

ес„=е™+еов+е*. (в)

с с с

Рис. 3. Гидравлическая схема системы охлаждения РКсКР: 1. Компрессор (РКсКР, компрессорная полость). 2. Насос с гидродиодами (насосная полость). 3,4. Радиатор и рубашка системы охлаждения (гидравлическая линия). 5. Зона всасывающего окна. 6. Зона нагнетательного клапана; О,ов - теплота, отводимая в обратном потоке. ()рц - теплота, отводимая в прямом потоке через радиатор. - теплота, отводимая от сжимаемого газа, Qx - теплота, отводимая через стенки корпуса

Величина на данной стадии математического моделирования опреде-

)

)

ляется задаваемым показателем п политропы процесса сжатия: <2С{П) =

к-п

где £«,)=—-Рв'Усж

п — 1

ь -

индикаторная работа цикла компрессорной

полости, Рв и Рн - соответственно давление всасывания и нагнетания, УСж - объем сжимаемого в цикле газа, к - показатель адиабаты.

Для произвольного у'-того участка каждой гидравлической ветви уравнение для определения теплового потока имеет вид

2„=>»1,с,(Т„-ТК), (9)

где тк - массовый секундный расход жидкости, сР - ее удельная теплоемкость, Гц - температура жидкости на входе в участок ветви, ТК - ее температура на выходе.

Пренебрегая в первом приближении величинами Qoв и Оследует записать 2С„ = 2Г = 2™ ~'кт ■ ^'тп ■ (тн ~тк)- где кт - коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среде, - поверхность теплообмена, 0_г - теплота, отводимая от теплообменника. Для тонкостенных трубок радиаторов, работающих при низких и средних давлениях, величина кт определяется уравнением кт =(1 /а, + 1/а2Г', где а, и а2 - соответственно коэффициенты теплоотдачи от жидкости к внутренней поверхности трубки радиатора и от наружной поверхности трубы к окружающей среде. В этом случае общая площадь трубок радиатора определится как = (>сЛ{а? + а^)-АТср], где АТСр - средний перепад температур между жидкостью и окружающей радиатор средой. Таким образом, имеется возможность на первой стадии расчетов сформировать общий конструктивный облик системы охлаждения.

Третья глава посвящена математическому моделированию процессов, происходящих в компрессорной полости агрегата. Рассмотрены общие подходы к математическому моделированию, работа идеального и реального компрессора. Расчетная схема компрессорной полости приведена на рис. 4, сил трения и распределение давлений в разделительной платине - на рис. 5.

Рис. 4. Схема рабочих полостей и газораспределительных органов РКсКР; направление вращения ротора показано стрелкой; расстояние 0-0| равно эксцентриситету е\

1. Начало изменения рабочего объема (увеличение при всасывании, уменьшение при сжатии - нагнетании).

2. Конец изменения рабочего объема.

1-Ь - процесс сжатия; Ь-2 - процесс нагнетания; 1-2 - процесс всасывания; МТ - мертвая точка

Разделительная

Расчет рабочего объема Усж находился из зависимостей Гсж = Н ■ /сж ; fcx=\-{ К • d<p - 7]р- ■ dv

2

\ и V /

где Н - высота цилиндра (ширина ротора), р - текущее значение расстояния от оси цилиндра до поверхности ротора.

При расчетах газ рассматривается, как идеальный. На первом уровне (предпроектный расчет) не учитываются утечки и перетечки через неплотности рабочих органов и теплообмен между ними и газом, потери на трение в подшипниках ротора и в разделительной пластине, нагнетательный клапан открывается на полную величину и закрывается мгновенно. Давление и температура определяются из зависимостей

Р = Р ■

1 i+\ ri

V, ) _ М -R

>1 ¡+1 - ~z у » где Pi, Vr текущие значения дав-"/+1 ) "/+] '' 1+1

ления и объема рабочей камеры, jPi+1, Ум, Ti+i - рассчитываемые (последующие) давление, объем, температура газа в камере сжатия. Начальные (индекс V) и конечные (индекс "2") условия: Р, = РВ; Р2 = Рц; Т, = Тв; V, = У0 (объем рабочей камеры при положении ротора в мертвой точке при <рк = 0); процесс всасывания: Pi = Рв = const.-, Т; = Тв = const/, процесс нагнетания: Pi=Pu=const; Т: = Тц = const.

Рис. 5. Схема основных сил и давлений, действующих в зоне полости разделительной пластины в процессе нагнетания в I - тьш момент времени: Рп - давление в пазу над пластиной; рщ - распределение давления в щелевом зазоре между пластиной и пазом;

рк - распределение давления в контакте

между пластиной и стенкой паза; Рн - давление нагнетания; Рв - давление всасывания; Р| - сила инерции пластины; Кр - сила, действующая со стороны пружины; Рт - сила трения.

На втором уровне (проектный расчет) не учитывается наличие неплотностей нагнетательного клапана и явление отскока его запорного элемента. Скорость и величина его подъема х описывается уравнением т,Р*.х" = рд~ рпр -ртр~с > гДе Рд - сила давления газа; РПР - сила упругости пружины; G = mnpueg - вес подвижных частей клапана; mnpue - приведенная масса запорного элемента. Массовые потоки газа через всасывающее окно и проходное сечение нагнетательного клапана и радиальный зазор между рото-

ром и цилиндром рассчитывается как поток через отверстие с учетом сжимаемости газа с использованием уравнения Сен-Венана-Ванцеля. Массовые потоки (утечки и перетечки) через торцевые зазоры между пластиной и цилиндром, ротором и цилиндром рассчитываются, как ламинарный изотермический поток через щель конечных размеров с учетом изменения динамической вязкости газа в зависимости от его температуры.

Расчет термодинамических параметров газа проводится с использованием уравнения сохранения энергии

Аим = Д0 - Р^У + ЯЛШЫ - Ц,АМа,, (11)

где Х;пДМл ,1г0ДМ0 - привнесенная („)или отделяемая („) с газом массой М энергия; Д(3 = в,(7'е„| -Т^^т- отводимая или подводимая за время Ат через стенки с поверхностью Рсп теплота; е^ - коэффициент теплоотдачи, определяется как функция размеров цилиндра, теплопроводности, плотности и вязкости газа и числа Прандтля. Расчеты по модели второго уровня отличаются от расчетов по модели первого уровня на 15%, что говорит о возможности использования модели первого уровня для предварительной оценки характеристик компрессора.

Четвертая глава посвящена экспериментальным исследованиям характеристик гидродиодов в стационарном и пульсирующем потоке жидкости, в качестве которой использовалось масло АМГ-10.

Эксперименты в стационарном потоке проводились на установке, схема которой изображена на рис. 6.

Рис. 6. Конструктивная схема установки для испытания гидродиодов: 1. Корпус. 2. Паз. 3. Пластины. 4. Соединительные муфты. 5. Дифференциальный манометр. 6. Герметизирующие крышки. 7. Стеклянные стенки. 8. Дроссель слива. 9. Расходомер. 10. Дроссель подачи. 11. Манометр. 12. Устройство для ввода подкрашивающего вещества

Для измерения расхода воды (поз. 9) применялся расходомер водяной модели «2Е1ЧЫЕ11 В-92» класса точности 1,5 и секундомер с ценой деления 0,2 с. Давление подачи воды измерялось образцовым манометром 11 с диаметром шкалы 160 мм, рассчитанной на измерение избыточного давления от О до 0,1 МПа, цена деления шкалы - 0,0005 МПа. Герметизирующие прозрачные

крышки б стягивались болтами. В качестве дифференциального манометра 5 использовалась и-образная прозрачная трубка и шкала с ценой деления 1 мм. В качестве подкрашивающего вещества применялось отработанное полусинтетическое масло, дававшее при вводе в воду хорошо различимые шарообразные включения диаметром 0,1-1 мм. Эксперименты проведены для одного и двух последовательно установленных гидродиодов с различными углами а и соотношениями ы/й, размещенных на разных расстояниях друг от друга.

Некоторые результаты исследований представлены на рис. 7-9.

Д 2

О

-2,5 -5,0

2ч г- 'У'1

/ И г1-

Рис. 7. Зависимость диодности Д от числа Рейнольдса Ке при угле а = 45° и ш = 10 мм: 1. Расчет. 2. Эксперимент

П 1000

3000

5000

7000

Ие

Рис. 8. Типичное распределение прямого потока через гидродиод при турбулентном режиме течения:

а - зона дестабилизации потока перед входом в гидродиод, составляет примерно (2-4)12; б - зона стабилизации потока после выхода из гидродиода, составляет примерно (4-6)Я;<и' - фактическое сечение потока через сопло гидродиода (еа'<а>); а и б - устойчивые зоны затопления; в - устойчивая зона вихреобразования; а -смещение сечения сужения потока относительно выходного сечения гидродиода; / и ii - соответственно сечения потока до дестабилизации и после стабилизации

<г

30

25

20

15 10

Ке кр.

■

\

N..

\ ъ \ \ ✓

\\ ч

/ £ир (2)

Рис. 9. Экспериментальная зависимость коэффициентов сопротивления прямо-го^пр) и обратного (£об) потоков через два гидродиода от -числа Рейнольдса Ие при угле а = 45° и -о) = 4 мм; в скобках указано отношение -Ш

2000 4000 6000 8000 Ие

Результаты исследований позволили сделать вывод о качественном совпадении расчетов с экспериментальными данными, существенной зависимости суммарного сопротивления последовательно установленных диодов от расстояния между ними, а также от геометрических соотношений размеров диодов, и о наличии застойных зон, которые при смене направления потока и разрушении могут привести к появлению положительного струйного эффекта.

Для исследования нестационарного пульсирующего в двух направлениях потока использовалась установка, изображенная на рис. 10, 11.

В качестве гидродиодов использовались точеные усеченные конусы одного наружного диаметра 7 мм с разными углами образующей и разными выходными отверстиями.

/

Рнс. 10. Схема установки для исследования динамических характеристик гидравлических диодов:

1. Цилиндр. 2. Поршень. 3. Трубка с диодами прямого потока. 4. Трубка с диодами обратного потока. 5. Соединительные трубки - имитатор теплообменника компрессора. 6. Шкалы для определения перепада высот. 7. Кран. 8. Манометр. 9. Газовая полость. 10. Кривошипно-ползунный механизм с поршнем, имитирующим разделительную пластину компрессора

Пп = уаг

Рис 12. Схема установки гидродиодов в трубках 3 и 4 (рис. 10): 1. Гидродиод. 2. Прозрачная дистанционная втулка. 3. Прозрачная монтажная трубка

Эксперименты проводились для различного сочетания разных по размерам диодов (дин диод в одной линии, по одному диоду в каждой линии, два диода в одной линии и т.д.) при разной частоте вращения привода, разной дистанции между диодами и разных температурах масла (последнее - для выявле-

ния зависимости результатов от вязкости и числа Рейнольдса). Некоторые результаты опытов показаны на рис. 13-15.

В результате исследований установлено, что при увеличении количества диодов растет создаваемый ими перепад давления (увеличивается диодность), причем необходимо стремиться к тому, что бы гидравлические сопротивления обеих ветвей были почти одинаковы. При установке в обеих ветвях одинакового числа диодов диодность системы практически удваивается. Выявлены оптимальные сочетания геометрических соотношений диодов, которые близки к таковым при стационарном течении жидкости. С увеличением частоты пульсаций (росте числа Рейнольдса) эффективность применения диодов растет, последнее наблюдается и при снижении вязкости рабочей жидкости. Обнаружен струйный эффект, возникающий при определенном соотношении рабочего объема насоса и объема заключенного между последовательно установленными гидродиодами (равно 2:1). В заключительной части главы приведены полученные методом идентификации поправочные коэффициенты, позволяющие при математическом моделировании использовать выше приведенные зависимости для диодов диффузорного типа.

О 1500 3000 4500 Исмах

Рис. 13. Зависимость полученного перепада высот А (рис. 10) от максимального числа Рейнольдса КеМАХ при Р= 45° для разных отношений О/о) для единичных гидродиодов

0 60 120 180 l, мм,

Рис. 14. Зависимость полученного перепада высот А (рис. 10) от расстояния L между сдвоенными гидродиодами при р - 45° и Sl/оз = 1,56, «„= 540 мин"1

Рис. 15. Зависимость создаваемого перепада А (рис. 10) от количества гидродиодов УУ, установленных в прямом потоке (пунктирной линией обозначена ожидаемая зависимость)

В пятой главе дано обоснование и приведены результаты параметрического анализа РКсКР рассматриваемой конструкции с использованием разработанных математических моделей компрессорной, насосной полости и методики расчета радиатора. На рис. 16-19 показаны некоторые результаты расчетов. При этом оценка эффективности использования гидродиодов оценивалась следующими относительными величинами: АЕ - отношение удельной индикаторной работы базового варианта (без использования гидродиодов и искусственного наружного охлаждения) к удельной индикаторной Работе рассматриваемой конструкции; Р- отношение фактически принятой в расчете площади поперечного сечения разделительной пластины к ее номинальному значению (произведению ширины на толщину), Тст - температура охлажденной за счет прокачки жидкости стенки компрессорной полости.

400 900 Ие

Рис. 16. Зависимость относительной удельной работы от частоты вращения ротора; рвс=' бар, е =4, 7"с7=40 °С; Х>д = 100 мм

Рис. 18. Зависимость относительной удельной работы от давления всасывания (бар), £=4, 7Ь=40°С; п0б= Ю00 мин"1 Ад=100 мм

\]

0 1 2 3 4 р

Рис. 1?. Зависимость относительной удельной работы от относительной величины площади поршня насосной секции; ргс=1 бар, е =4, 7сг=40 °С; 0Я = 1ОО мм, п0б= Ю00 мин'1

Рис. 19. Зависимость относительной удельной работы от степени повышения давления г при различных температурах стенки компрессорной полости Гс; п0б= Ю00 мин*' Дл = 100 мм

Наиболее существенными результатами следует признать выявленное неоднозначное влияние на эффективность предложенной конструкции повышение давления всасывания (снижение температуры корпуса компрессора приводит к увеличению утечек и перетечек, масса которых растет в связи с увеличением плотности газа, и, как следствие, к ухудшению экономичности по сравнению с аналогом), явно нелинейный характер зависимости эффективности от степени повышения давления.

Кроме того, исследовалось влияние на эффективность предложенной конструкции количества гидродиодов в системе охлаждения, размеров РКсКР, анализировались также размеры и масса новой конструкции по сравнению с аналогом.

В заключении содержится краткий анализ проделанной работы на предмет достаточности ее результатов, обеспечивающих эмпирическими математизированными знаниями начальные этапы проектирования РКсКР 'с гидродиодами в системе охлаждения, а также наиболее важные выводы, полученные в процессе исследования характеристик этого агрегата:

1. Применение гидродиодов в жидкостной системе внешнего охлаждения РКсКР с целью организации направленного потока жидкости возможно и целесообразно, т.к. с его помощью можно снизить удельную индикаторную работу по сравнению с неохлаждаемыми РКсКР.

2. Разработанные методы расчета характеристик гидродиодов и совместной работы компрессорной и насосной полости РКсКР позволяют с достаточной для разработки технического задания на проектирование степенью достоверности прогнозировать внешние характеристики агрегата и анализировать его отдельные параметры и их взаимосвязь.

3. Существуют определенные оптимальные геометрические соотношения, позволяющие получать от гидродиодов максимальный эффект их применения в пульсирующем потоке жидкости, в частности установлено, что объем, заключенный между последовательно установленными гидродиодами, должен быть примерно равным половине рабочего объема органа, создающего пульсирующий поток жидкости, отношение П/со = 1,5; угол конуса диода р ~ 45°.

4. Эффективность применения предложенной конструкции РКсКР растет до 5% с увеличением степени повышения давления компрессорной полости, снижением температуры ее стенки до 7%, применением оптимального объема насосной полости до 10%, повышением частоты вращения приводного вала до 10%, снижением вязкости охлаждающей жидкости, увеличением количества гидродиодов в обеих ветвях системы охлаждения, увеличением диаметра ротора - до 7%.

5. Применение предложенной системы внешнего охлаждения РКсКР приводит к росту массы и габаритов агрегата, который тем больше, чем выше эффективность системы. В частности, масса РКсКР может вырасти на 6%, а габариты - до 20% за счет дополнения конструкции радиатором, при одновременном снижении удельной индикаторной работы компрессорной полости до 7-12 %.

Список опубликованных по диссертации работ

. 1. Щерба В.Е., Болштянский А.П., Носов Е.Ю. Применение гидродиодов в системе охлаждения форвакуум-насоса с катящимся ротором// Вакуумная техника и технология. Материалы XIII науч. технич. конф. с участием зарубеж. спец. М.: МГИ-ЭМ, 2006.-С. 114-118.

2. Щерба В.Е., Болштянский А.П., Носов Е.Ю. Бесклапанная система циркуляции жидкости в системе охлаждения компрессора с катящимся ротором// Гидрогазодинамика, гидравлические машины и гидропневмосистемы. Тр. Междунар. науч.-техн. и науч.-метод. конф. - М.: Изд-во МЭИ, 2006. - С. 205-208.

3. Носов Е.Ю. Ротационный компрессор-насос с катящимся ротором// Омский гос. техн. ун-т.-Омск, 2007.: ил,- Библиогр.: 53 назв.- Рус.-Деп. в ВИНИТИ 05.03.2007, № 197-В2007. -54 с.

4. Носов Е.Ю., Щерба В.Е., Болштянский А.П. Повышение экономичности работы автомобильного компрессора для бортового кондиционера// Вестник КГТУ. Вып. 43. Транспорт. - 2006. С. 439-450.

5. Носов Е.Ю., Болштянский А.П., Щерба В.Е. Повышение эффективности работы системы охлаждения малорасходного компрессора с катящимся ротором// Х1У Междунар. науч.-техн. конф. по компр. технике. - Казань, 2006. - С. 90-94.

6. Носов Е.Ю., Павлюченко Е.А. Интенсификация охлаждения ротационных компрессоров с катящимся ротором// Омский научный вестник. Серия «Приборы, машины и технологии». №10(48), декабрь 2006. - С. 55-58.

7. Носов Е.Ю. Математическая модель компрессорной секции роторного насоса-компрессора// Актуальные проблемы развития техники и экономики в условиях Крайнего Севера: Сб. науч. тр. Изд-во ОмГТУ, 2007. - С. 52-6Г.

8. Носов Е.Ю. Повышение эффективности работы системы охлаждения ротационного компрессора с катящимся ротором// Динамика систем, механизмов и машин: Матер. V/ Междунар. науч.-техн. конф. Кн. 2, Омск, ОмГТУ, 2007. - С. 76-80.

9. Болштянский А.П., Щерба В.Е., Носов Е.Ю. Повышение эффективности работы системы охлаждения форвакуумного насоса с катящимся ротором// Вакуумная наука и техника. Материалы XIV науч. технич. конф. с заруб, участием. М.: МГИЭМ, 2007. - С.90-94

10. Носов Е.Ю., Болштянский А.П., Краморов А.Г. Работа гидродиодов в линии жидкостного охлаждения с пульсирующим потоком// Омский научный вестник. Серия «Приборы, машины и технологии». №3(60), 2007 г. - С. 46-50.

11. Пат. РФ № 2305207. Ротационный компрессор. Болштянский А.П., Носов Е.Ю. Заявит. Омский гос. технич. ун-т. По заявке 2005135596. Заявлено 16.11.2005. Опубл. 27.08.2007. - Бюл. № 24

Печатается в авторской редакции

Компьютерная верстка - Е. В. Беспалова

ИДЯ» 06039от 12.10.2001 г.

Сводный темплан 2009 г. Подписано в печать 10.03.09. Формат 60*84 '/|б- Бумага офсетная. Отпечатано на дупликаторе. Усл. печ. л. 1,25. Уч.-изд. л. 1,25. Тираж 100. Заказ 238.

Издательство ОмГТУ. 644050, г. Омск, пр-т Мира, 11 Типография ОмГТУ

Основные условные обозначения.

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1. РКсКР, ОБЩИЙ ПОДХОД К ПРОЕКТИРОВАНИЮ.

1.1. Процессы охлаждения в РКсКР и их реализация.

1.1.1. Схемы охлаждения РКсКР с наружным отводом теплоты сжатия.

1.1.2. Схемы охлаждения РКсКР с внутренним отводом теплоты сжатия.

1.2. Процессы трения и смазки в узлах РКсКР.

1.3. Формирование объекта, целей и задач исследования.

1.3.1. Формирование объекта.

1.3.2. Определение целей и задач исследования.

Глава 2. ОСНОВЫ РАСЧЕТА НАСОСНОЙ СЕКЦИИ.

2.1. Конструкции и принцип работы гидродиодов.

2.2. Методика расчета сопротивления гидродиодов.

2.2.1 Расчет сопротивлений гидродиода с вихревой камерой.

2.2.2 Расчет сопротивлений прямоточных гидродиодов.

2.3. Влияние сопротивления гидравлической линии РКсКР на диодность гидродиодов.

2.4. Система основных уравнений гидравлического расчета системы охлаждения РКсКР.

2.5. Расчет геометрических размеров системы охлаждения.

Глава 3. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ КОМПРЕССОРА

3.1. Математическая модель рабочих процессов компрессора объемного действия

3.2. Идеальный и действительный ротационный компрессор с катящимся ротором

3.2.1. Идеальный РКсКР.

3.2.2. Действительный РКсКР.

3.3 . Математическая модель рабочих процессов РКсКР на первой стадии моделирования

3.4 . Математическая модель рабочих процессов РКсКР на второй стадии моделирования

Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ РКсКР.

4.1. Задачи исследования.

4.1.1. Выбор базовой конструкции единичного гидродиода.

4.2. Экспериментальные исследования характеристик гидродиодов в стационарном потоке жидкости.

4.2.1. Установка для исследования характеристик гидродиодов в стационарном потоке жидкости.

4.2.2. Исследование характеристик одиночных гидродиодов.

4.2.2.1. Результаты визуальных наблюдений работы одиночных гидродиодов

4.2.3. Исследование характеристик последовательно установленных гидродиодов

4.3. Экспериментальные исследования характеристик гидродиодов в нестационарном потоке жидкости.

4.3.1. Установка для исследования характеристик гидродиодов в нестационарном потоке жидкости.

4.3.2. Экспериментальные исследования характеристик гидродиодов в нестационарном потоке жидкости.

4.3.2.1. Экспериментальное исследование одиночных гидродиодов в нестационарном потоке жидкости.

4.3.2.2. Экспериментальное исследование сдвоенных гидродиодов в нестационарном потоке жидкости.

4.3.2.3. Экспериментальное исследование произвольного количества гидродиодов в нестационарном потоке жидкости.

4.4. Влияние свойств жидкости на эффективность работы гидродиодов системы охлаждения РКсКР.

4.5. Расчетные зависимости перепада давления создаваемого гидродиодами в насосной линии гидропневмоагрегата.

4.5.1. Значения эмпирических коэффициентов.

Глава 5. ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ХАРАКТЕРИСТИК РКсКР.

5.1. Выбор основных переменных, оказывающих наибольшее влияние на работу гидропневмоагрегата с катящимся ротором.

5.1.1. Термодинамические параметры окружающей среды.

5.1.2. Степень повышения давления.

5.1.3. Конструктивные размеры и параметры компрессора и гидролинии охлаждения

5.1.4. Определение диапазона изменения переменных.

5.2. Результаты параметрического анализа характеристик РКсКР.

5.2.1. Влияние частоты вращения ротора.

5.2.1. Влияние площади поршня насосной секции.

5.2.1. Влияние давления всасывания.

5.2.1. Влияние степени повышения давления.

5.2.1. Влияние радиуса ротора.

Среди устройств для преобразования электрической энергии в тепловую и механическую особое место занимают пневматические машины, обладающие рядом неоспоримых преимуществ. Они имеют высокое быстродействие, неприхотливы в эксплуатации, при низких давлениях безопасны, особенно при использовании во взрывоопасных условиях, передают значительную мощность, с их помощью легко преобразовать один вид движения в другой.

Именно это обстоятельство определило их широкое применение в различных отраслях промышленности - от микрокриогенной техники до горного машиностроения и металлургии.

По данным авторов [1, 2], например, только в машиностроении ежегодно используется столько сжатого воздуха, что его слой, распределенный по всей территории бывшего СССР, составляет около одного метра, а один из ведущих российских специалистов в области компрессоростроения П. И. Пластинин приводит сведения о том, что около 10 % всей электроэнергии, вырабатываемой в России, тратится на привод только стационарных компрессоров [3].

В последние годы наметилась явная тенденция к расширению применения мало- и микрорасходных пневматических устройств, которые ранее использовались преимущественно в системах холодильной и криогенной техники. Данное обстоятельство связано в основном с тем, что в рыночных условиях в определенной степени снизился интерес к масштабным производствам, которые в состоянии потреблять практически постоянно большое количество энергии в виде сжатых газов, в том числе и сжатого воздуха. Все в большей степени стал развиваться средний и мелкий бизнес, не требующий использования сжатого газа в большом количестве. Так, например, в шиномонтажной мастерской достаточно иметь компрессор производительностью 0,2-0,5 м3/мин.

В связи с этим многие предприятия, особенно за рубежом, освоили производство малорасходных компрессорных машин, нижний предел производительности которых колеблется в пределах 0,1-0,2 м3/мин при давлении нагнетания 4-10 бар. Они широко используются в хлебопекарном производстве для интенсификации процессов приготовления теста, в ремонтном деле, для окрасочных и дизайнерских работ, для привода малогабаритного силового пневмоин-струмента, в авторемонтном производстве для привода инструмента и накачки шин, в качестве источника энергии пневматических силовых цилиндров и т.д.

Подавляющее большинство изготовителей компрессорной техники производят для этих целей поршневые машины, используя опыт, накопленный в течение многих десятилетий. Имеются также попытки приспособить для этого диапазона рабочих параметров прямозубые и спиральные компрессоры [2, 4].

В то же время имеется хорошо отработанная в холодильной и микрокриогенной технике конструкция ротационного компрессора с катящимся ротором (РКсКР), которая отличается высоким ресурсом работы, компактностью, надежностью и хорошей уравновешенностью [5]. РКсКР выпускаются массовым тиражом для холодильной техники, диапазон производительности - от сотен ватт в бытовой технике до десятков киловатт в судовых холодильных машинах

5].

Основной недостаток этого типа компрессора - необходимость присутствия сравнительно большого количества смазочно-охлаждающей жидкости в рабочей полости для смазки трущихся деталей, уплотнения зазоров и охлаждения сжимаемого газа [6]. Последнее особенно важно при сжатии газов с высоким показателем адиабаты. В то же время хорошо известно [2], что одной из основных тенденций современного компрессоростроения является получение газов, свободных от различных примесей, в том числе и от смазочных материалов. Причем это характерно не только для компрессоров общего назначения и машин, снабжающих сжатым газом специализированные производства, но и для холодильной техники, т.к. известно [2], что присутствие масла в холодильном агенте снижает холодопроизводительность компрессора на 15-17 %.

В связи с этим весьма актуальна задача создания РКсКР, обладающего всеми преимуществами, заложенными в его конструкции, но с уменьшенным количеством жидкости, участвующей в проведении рабочих процессов.

Очевидно, что при этом необходимо сохранить возможность интенсивного охлаждения сжимаемого газа.

Подобные задачи относятся к области поисковых научных исследований, составляющих часть НИОКР, в которых дается поиск и теоретическое обоснование новых конструктивных решений [2, 7-9 и др.].

В заключение хочу выразить благодарность коллективу кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» и особенно заведующему кафедры, доктору технических наук, профессору Щербе Виктору Евгеньевичу за большую помощь в практических и теоретических изысканиях связанных с данной работой, а также доктору технических наук Болштянскому Александру Павловичу за его большое участие в выполненной работе.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В работе рассмотрен один из вариантов повышения эффективности работы пневмогидравлического агрегата — ротационного компрессора с катящимся ротором (РКсКР) с жидкостной системой внешнего охлаждения компрессорной полости.

На основании проведенного анализа конструкций РКсКР было предложено использовать направленное движение смазочно-охлаждающей жидкости через рубашку, окружающую компрессорную полость агрегата с целью улучшения термодинамических процессов, протекающих в компрессорной полости. При этом в качестве насоса используется разделительная пластина компрессора, которая выполняет функции поршня жидкостного насоса. В качестве распределительных органов этого насоса предложено использовать гидродиоды - устройства, имеющие разное сопротивление при протекании по ним жидкости в прот тивоположном направлении.

Рассмотрены типы различных гидродиодов и методы их расчета, выбрана конструкция диафрагменного гидродиода, как наиболее простая и технологичная, легко встраиваемая в трубопроводы круглого сечения. С учетом того, что для таких диодов неизвестны методы расчета основных характеристик, были проведены их лабораторные исследования в стационарном и нестационарном потоке жидкости, которые позволили определить поправочные коэффициенты к уравнениям, описывающим сопротивление наиболее близких по конструкции диодов соплового типа

На основании полученных уравнений разработаны методики и алгоритмы расчета насосной части агрегата, а при использовании методов контрольных объемов - компрессорной полости. В совокупности с методикой расчета тепло-обменного аппарата (радиатора) создана методика расчета основных характеристик рассматриваемого РКсКР в целом, которая может использоваться на первых стадиях проектирования агрегата. Эта методика позволила провести параметрический анализ работы агрегата в наиболее типичных условиях, в результате чего в целом по работе можно сделать следующие основные выводы:

1. Применение гидродиодов в жидкостной системе внешнего охлаждения РКсКР с целью организации направленного потока жидкости возможно и целесообразно, т.к. с его помощью можно снизить удельную индикаторную работу по сравнению с неохлаждаемыми РКсКР до 10%.

2. Разработанные методы расчета характеристик гидродиодов и совместной работы компрессорной и насосной полости РКсКР позволяют с достаточной для разработки технического задания на проектирование степенью достоверности прогнозировать внешние характеристики агрегата и анализировать его отдельные параметры и их взаимосвязь.

3. Существуют определенные оптимальные геометрические соотношения, позволяющие получать от гидродиодов максимальный эффект их применения в пульсирующем потоке жидкости, в частности установлено, что объем, заключенный между последовательно установленными гидродиодами, должен быть примерно равным половине рабочего объема органа, создающего пульсирующий поток жидкости.

4. Эффективность применения предложенной конструкции РКсКР растет до 5% с увеличением степени повышения давления компрессорной полости, снижением температуры ее стенки до 7%, применением оптимального объема насосной полости до 10%, повышением частоты вращения приводного вала до 10%, снижением вязкости охлаждающей жидкости, увеличением количества гидродиодов в обеих ветвях системы охлаждения, увеличением диаметра ротора-до 7%.

5. Применение предложенной системы внешнего охлаждения РКсКР приводит к росту массы и габаритов агрегата, который тем больше, чем выше эффективность системы. В частности, масса РКсКР может вырасти на 6%, а габариты - до 20% за счет дополнения конструкции радиатором, при одно-* временном снижении удельной индикаторной работы компрессорной полости до 7-12%.

163

1. Очистка сжатого воздуха для пневматических систем: Руководящие мат./ А. И. Кудрявцев и др.; Под ред. А. И. Кудрявцева. - М.: НИИ Информации по машиностроению, 1973. - 119 с.

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

3. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет. — М.: Колос, 2000.-456 с.

4. Пластинин П. И. Сухие винтовые и прямозубые компрессоры//Итоги науки и техники. Насосостроение и компрессоростроение. Холодильное машиностроение/ М.: ВИНИТИ. 1986. - Т. 3.- С. 3-80.

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

6. Пластинин П. И., Щерба В. Е. Рабочие процессы объемных компрессоров со впрыском жидкости// Итоги науки и техники. Насосостроение и компрессоростроение. Холодильное машиностроение/ М.: ВИНИТИ, 1996. 154 с.

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

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

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

10. Ю.Ядин Д. В., Давыдова 3. Н. Влияние масла на работу герметичного ротационного компрессора// Холодильная техника, 1970, № 8. С. 25-29.

11. Ядин Д. В., Давыдова 3. Н. Влияние зазоров в полости сжатия на работу герметичного ротационного компрессора// Холодильная техника, 1971, № 8. -С. 5-9.

12. ГОСТ 12.1.005-88. Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны. М.: Изд-во стандартов, 1988. - 75 с.

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

14. Новиков И. И., Захаренко В. П., Ландо Б. С. Бессмазочные поршневые уплотнения в компрессорах. Л.: Машиностроение, 1981.- 238 с.

15. Болштянский А. П. Математическое и программное обеспечение реального проектирования компрессоров с газостатическим центрированием поршня//Компрессорная техника и пневматика. 1998. - № 1-2(18-19). - С. 55-59.

16. Френкель М.И. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, 1969. — 743 с.

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

18. Колебания и вибрации в поршневых компрессорах/ Ю. А. Видякин, Т. Ф. Кондратьева и др. Л. Машиностроение, 1972. - 224 с.

19. Болштянский А. П., Щерба В. Е. Определение области энергетически эффективного применения бессмазочного компрессора с газостатическим центрированием поршня (БК с ГСЦП)// Повышение эффективности холодильных машин. Л: ЛТИХП, 1983. - С. 112-117.

20. Костецкий Б. И., Носовский И. Г., Бершадский Л. И., Караулов А. К. Надежность и долговечность машин/ Под общ. ред. Б.И. Костецкого. Киев: «Техшка», 1975.-408 с.

21. Кондаков Л. А. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / Л. А. Кондаков, А. И. Голубев, В. Б. Овандер, В. В. Гордеев, Б. А. Фурманов,

22. Б. В. Кармугин/ Под общ. ред. А.И. Голубева, JI.A. Кондакова. М.: Машиностроение, 1986. -464 с.

23. Трение, изнашивание, смазка: Справочник. В 2-х кн./ под ред. И. В. Крагельского, В. В. Алисина. М.: Машиностроение, 1978. - Кн. 1. 1978. - 400 с.

24. А.С. СССР 1135923, МКИ F 04 С 18/356, F 04 С 29/04. Ротационный компрессор/ В.Е Щерба, А. Н. Кабаков, В. JI. Юша, А. П. Болштянский. Омский политехнический институт № 3610812/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл. 23.01.85 -Бюл. №3.

25. A.c. СССР 1110935, МКИ F 04 С 18/356, F 04 С 29/04. Ротационный компрессор/ В. Е. Щерба, А. Н. Кабаков, В. JI. Юша, А. П. Болштянский. Омский политехнический институт № 3610813/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл.3008.84 Бюл. № 32.

26. Берман Я. А., Маньковский О. Н., Марр Ю. Н., Рафалович А. П. Системы охлаждения компрессорных установок. Л.: Машиностроение, 1984. - 228 с.

27. А.С. СССР 1150401, МКИ F 04 С 18/356, F 04 С 29/04. Ротационный компрессор/ В. Е. Щерба, А. Н. Кабаков, В. Л. Юша, А. П. Болштянский. Омский политехнический институт № 3610814/25-06; Заявлено 29.06.83; Опублг1504.85 Бюл. № 14.

28. А.с. СССР 1599583, МКИ Р 04 С 18/00. Роторный компрессор/ А. П. Болштянский, В. Е. Щерба, И. Е. Титов, И. С. Березин. № 4435963/25-29; Заявлено 06.06.88; Опубл. 15.10.90 - Бюл. № 38.

29. А.с. СССР 1374845, МКИ Б 04 С 29/02. Роторный компрессор/ И. С. Березин , С. С. Даниленко, В. Е. Щерба, А. П. Болштянский. № 4024649/25-06; Заявлено 14.02.86; Опубл. 23.02.88. - Бюл. № 38.

30. А.с. СССР 1599584, МКИ Б 04 С 18/356. Ротационный компрессор с катящимся ротором/ В. Е. Щерба, Е. А. Бабенко, А. П. Болштянский, И. С. Березин, И. Е. Титов. № 4436697/31-29; Заявлено 06.06.88; Опубл. 15.10.90. - Бюл. № 38.

31. Милованов В. И. Долговечность малых холодильных компрессоров. М.: ВО Агропромиздат, 1991. 176 с.

32. Михин Н. М. Механизм внешнего трения твердых тел// Трибология: Исследования и приложения: Опыт США и стран СНГ М., 1993. - С. 29-51.

33. Хлумский В. Ротационные компрессоры и вакуум-насосы. М.: Машиностроение, 1971. 128 с.

34. Головинцов А. Г. Ротационные компрессоры/ А. Г. Головинцов, В. А. Румянцев, В. И. Ардашев, Ю. В. Пешти, П. И. Пластинин, А. Д. Суслов, Е. С. Фролов, В. Я. Яминский/ Под общ. ред. А. Г. Головинцова. -М.: Машиностроение, 1984.-211 с.

35. Суслов А. Г. Технологическое обеспечение параметров состояния поверхностного слоя деталей. М.: Машиностроение, 1987. — 208 с.

36. Шнейдер Ю. Г. Образование регулярных микрорельефов на деталях и их эксплуатационные свойства. Л.: Машиностроение, 1972. 240 с.

37. Половинкин А. И. Автоматизация поискового конструирования/ А. И. Половинкин, Н. К. Бобков, Г. Я. Буш и др./ Под ред. А. И. Половинкина. -М.: Радио и связь, 1981. 344 с.

38. Альтшулер Г. С. Алгоритм изобретения. М.: Московский рабочий, 1973. 296 с.

39. Альтшулер Г. С., Шапиро Р. Б. Психология изобретательского творчества// Вопросы психологии. 1956. - № 6. — С. 37-39.

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

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

42. ГОСТ 2.103.-68*. Стадии разработки. М.: Изд-во стандартов, 1989. - 2с.48.0дрин В. М. Метод морфологического анализа технических систем. -М.: ВНИИПИ, 1989. 312 с.

43. Султанов Н. 3. Определение эффективности технических решений на этапе разработки технического задания// Повышение работоспособности композиционных материалов узлов и машин: Сб. науч. трудов. Ташкент, 1989. -С. 20-27.

44. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Т. 3. М., Машиностроение, 1992. - 720 с.

45. Орлов П. И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. Кн. 2/ Под ред. П. Н. Учаева. М.: Машиностроение, 1988. -544 с.

46. Дальский А. М., Кулешова З.Г. Сборка высокоточных соединений. М.: Машиностроение, 1988. -304 с.

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

48. Щерба В. Е., Баннов М.А. Исследование процесса сжатия поршневого компрессора с двухфазным рабочим телом//Изв. ВУЗов. Машиностроение, 1986.-№ 11.-С. 41-47.

49. Юша В. Л., Щерба В. Е., Кабаков А. Н. Математическая модель рабочего цикла компрессора с катящимся ротором и впрыском жидкости// Изв. вузов. Энергетика, 1991, № 11. С. 78-86.

50. Прилуцкий И. К. Использование математического моделирования рабочих процессов при разработке, исследовании и создании ряда высокооборотных поршневых компрессоров малой производительности//Сб. трудов /ЛПИ. -Л.,1980. -№370. -С. 3-11.

51. Перевозчиков М. М. Создание САПР малорасходных поршневых компрессоров// Исследование, конструирование, и технология изготовления компрессорных машин: Тез. докл. 6 науч.-техн. конф. мол. спец.Казань, май 1991. — М, 1991.-С. 29.

52. Доллежаль Н. А. Прикладная теория всасывающего клапана компрессора// Общее машиностроение, 1941. № 1. С. 30-36.

53. Борисоглебский А. И., Кузьмин Р. В. К расчету процессов всасывания и нагнетания поршневых компрессоров// Химическое и нефтяное машиностроение, 1965. № 11.-С 6-11.

54. Мамонтов M. А. Основы термодинамики тела переменной массы. — Тула.: Приокское книжное издательство, 1970. 87 с.

55. Штейнгарт JI. А. Исследование рабочих процессов поршневых компрессоров с помощью математического моделирования: Автореф. дис. .канд. техн. наук. Л.: ЛПИ, 1973. - 16 с.

56. Пластинин П. И. Расчет и исследование поршневых компрессоров с использованием ЭВМ/ Итоги науки и техники. Серия «Насосостроение и компрессоростроение». М.: ВИНИТИ, 1981. 167 с.

57. Чистяков Ф. М. Термодинамическое уравнение для процессов с переменной массой// Расчет и экспериментальное исследование холодильных и компрессорных машин. Труды ВНИИХОЛОДМАШ. М: ВНИИХОЛОДМАШ, 1982.-С. 3-8.

58. Пластинин П. И. Теория и расчет поршневых компрессоров. М.: ВО «Агропромиздат», 1987. - 271 с.

59. Щерба В. Е. Рабочие процессы и основы оптимального проектирования объемных компрессоров микрокриогенной техники с двухфазным рабочим телом: Автореф. дисс. . докт. техн. наук. Л.: ЛТИХП, 1993. - 32 с.

60. Хрусталев Б. С. Математическое моделирование рабочих процессов -основа для решения задач оптимального проектирования объемных компрессоров// Компрессорная техника и пневматика. 1995. - № 6-7. - С. 25-28.

61. Болштянский А. П. Расчет динамики поршня компрессора с газостатическим центрированием на начальных этапах проектирования// Прикладные задачи механики. Омск: ОмГТУ, 1997. - С. 111-117.

62. Диксон Дж. Проектирование систем: изобретательство, анализ и принятие решений. М.: Изд-во «МИР», 1969. 440 с.

63. Елимелех И. М., Сидоркин Ю. Г. Струйная автоматика. JL: ЛЕНИЗДАТ, 1972.-211 с.

64. Лебедев И. В., Трескунов С. Л., Якрвенко В С. Элементы струйной ав-томатики.М.: Машиностроение, 1973. 360 с.73.3алманзон Л. А. Теория элементов пневмоники. М.: Наука, 1969. 507с.

65. Letham D.L. Fluidic system design. Mashing design. Aug. 18, 1966. P. 210-218.

66. Paul F.B. Survey of steady state fluidic diode performance. Paper of ASME, 1969. N WA -Fics - 14 p. - P. 12.

67. Сычев А. Т. Результаты исследования затопленной турбулентной струи, набегающей перпендикулярно на плоскость гладкого потолка. ИФЖ, 1964. -Т. VII, №3.-С. 46-53.

68. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.-Л.: Госэнергоиздат, 1960. - 464 с.

69. Лебедев И.В. К расчету вихревых элементов струйной автоматики//Сб. докл. науч. технич. конф. МЭИ. М.: Изд-во МЭИ, 1969. С. 35-43.

70. Heim R. An investigation of the Thoma counterflow brake. Trans, of the Hidr. Inst, of Minich Tech. Univ. Bult. № 3, 1929, ASME transl., 1935. - P. 13-27.

71. Кушнырев В. И. и др. Техническая термодинамика и теплопередача/ В. И. Кушнырев, В. И. Лебедев, В. А. Павленко,. М. : Стройиздат, 1986. - 464 с.

72. Кудинов В.А., Карташов Э. М. Техническая термодинамика. М.: Высшая школа, 2000. - 261 с.

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

74. Щерба В. Е., Болштянский А. П. Исследование процессов сжатия-расширения в поршневом компрессоре// Известия вузов СССР. Энергетика. -1981. -№11. -С. 123-125.

75. Твалчрелидзе А. К. Исследование влияния основных геометрических соотношений на экономическую эффективность поршневых компрессоров общего назначения: Автореф. дисс. . канд. техн. наук. М., 1974. - 16 с.

76. Видякин Ю. А. Колебания и вибрации в поршневых компрессорах/ Ю. А. Видякин, Т. Ф. Кондратьева и др. Л.Машиностроение, 1972. - 224 с.

77. Альтшуль А. Д., Киселев П. Г. Гидравлика и аэродинамика. М.: Строий-издат, 1975. — 323 с.

78. Соколов Е.Я. Теплофикация и тепловые сети: Учебник для вузов. — 6-е изд., перераб. -М.: Издательство МЭИ, 1999. -472 с.

79. Справочник по теплообменникам / Пер. с англ. под ред. О. Г. Марты-ненко и др. М.: Энергоатомиздат, 1987. Т. 2. 352 с.

80. Январев И.А., Юша В.Л., Парфенов В.П., Максименко В.А., Ваня-шов А.Д. «Теплообменное оборудование и системы охлаждения компрессорных, холодильных и технологических установок». Учеб. пособие. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2005.-450 с.

81. Теплообменное оборудование компрессорных установок: Методические указания по выполнению расчетно-графических заданий и курсовых работ

82. В.П. Парфенов, И.А. Январев, И.В. Белокрылов. Омск: ОмПИ, 1989, 40 сТеп-лоиспользующие установки промышленных предприятий/ Под ред. О. Т. Ильченко. -Харьков: Вища шк., 1985. 384 с.

83. Каневец Г. Е. Обобщенные методы расчета теплообменников. Киев: Наук. думка, 1979. 352 с.

84. Титов И.Е. Разработка методов расчета и создание компрессора с катящимся ротором с впрыском жидкости для микрокриогенных систем. Дисс. канд. техн. нук.