автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Разработка и исследование ротационного насос-компрессора с катящимся ротором

004612993

На правах рукописи

ПАВЛЮЧЕНКО ЕВГЕНИЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ РОТАЦИОННОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА С КАТЯЩИМСЯ РОТОРОМ

Специальность 05.04.13 -Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

1 8 НОЯ 2010

004612993

На правах рукописи УДК 621.22

ПАВЛЮЧЕНКО ЕВГЕНИЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ РОТАЦИОННОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА С КАТЯЩИМСЯ РОТОРОМ

Специальность 05.04.13 - Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

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

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор ЩЕРБА Виктор Евгеньевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

ВЕДРУЧЕНКО Виктор Родионович

Защита состоится 25 ноября 2010 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, ауд. 6-340.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Омского государственного технического университета.

доктор технических наук, профессор ГАЛДИН Николай Семенович

Ведущая организация:

ОАО «АК «Омскагрегат»

Автореферат разослан « »

2010 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

Нестеренко Г. А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность проблемы

В настоящее время широкое распространение в компрессорах объемного действия (поршневых, винтовых, ротационных) получил впрыск охлаждающей жидкости. Впрыск охлаждающей жидкости позволяет существенно улучшить энергетические показатели компрессора за счет более интенсивного охлаждения сжимаемого газа, сокращения утечек сжимаемого газа и уменьшение потерь энергии на механическое трение. Однако не смотря на указанные выше преимущества, компрессоры объемного действия со впрыском жидкости обладают рядом серьезных недостатков, основными из которых являются: необходимость дополнительных затрат на дробление жидкости, увеличение массы и габаритов компрессора, необходимость дополнительных энергетических и. материальных затрат на отделение жидкости и ее паров от сжатого газа. Вследствие перечисленных выше недостатков, впрыск охлаждающей жидкости в компрессорах объемного действия не получил промышленного внедрения.

Представляется целесообразным создать такую конструкцию компрессора, которая бы позволила осуществлять интенсивное охлаждение сжимаемого газа без прямого контакта сжимаемого газа с охлаждающей жидкостью, уплотнение рабочей полости и надежную жидкостную смазку трущихся поверхностей в рабочей полости. Проведенные исследования позволили установить, что этому условию удовлетворяет конструкция, в которой объединены функции компрессора и насоса, получившая название насос-компрессор (НК). Принимая во внимание, что впрыск охлаждающей жидкости получил широкое распространение в ротационных компрессорах с катящимся ротором, особенно в объектах для микрокриогенной техники, то разработка и исследование ротационного насос-компрессора с катящимся ротором (НКсКР) является важной и актуальной задачей.

Необходимо отметить, что при объединении функций насоса и компрессора в одном агрегате повышается компактность агрегата, а также существенно расширяется его область применения, т.к. в большинстве практических случаев требуется одновременно газ и жидкость под давлением.

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 данной работы является разработка и исследование ротационного насос-компрессора с катящимся ротором.

Для достижения поставленной цели были решены следующие задачи-.

1. Проведен анализ преимуществ и недостатков применения впрыска охлаждающей жидкости в компрессоры объемного действия и методик расчета их рабочих процессов.

2. Разработана конструкция ротационного насос-компрессора с катящимся ротором, позволяющая ликвидировать основные недостатки применения впрыска жидкости в сжимаемый газ.

3. Разработана математическая модель рабочих процессов компрессорной и насосной секции исследуемого агрегата.

4. Проведен комплекс экспериментальных исследований, позволивший получить новые экспериментальные данные и подтвердить адекватность разработанных математических моделей.

5. На основе разработанных математических моделей проведен анализ влияния конструктивных и режимных параметров на эффективность работы исследуемого агрегата.

Методы исследования. В работе использованы методы математического анализа, математического моделирования, механики жидкости, термодинамики, методы формальной логики, анализа и синтеза конструкции путем конвергенции конструктивных признаков. Физические методы исследования - тензометрия малых деформаций, электрические методы измерения динамических процессов.

Научная новизна. Заключается в полученных теоретических и экспериментальных исследованиях ротационного насос-компрессора с катящимся ротором.

В том числе:

1. Разработана математическая модель рабочих процессов компрессорной секции насос-компрессора с катящимся ротором.

2. Разработана математическая модель рабочих процессов насосной секции насос-компрессора с катящимся ротором.

3. На основе проведенных экспериментальных исследований подтверждена адекватность разработанных математических моделей.

4. Проведена оценка влияния основных конструктивных и режимных параметров на экономичность и производительность компрессорной и насосной секции.

Практическая ценность:

Состоит в разработке конструкции ротационного насос-компрессора с катящимся ротором и в его экспериментальном исследовании.

В том числе:

1. Разработан стенд для исследования ротационного насос-компрессора с катящимся ротором.

2. Разработан экспериментальный образец ротационного насос-компрессора с катящимся ротором и проведено его экспериментальное исследование.

3. На основе разработанных математических моделей рабочих процессов получены рекомендации по повышению эффективности работы компрессорной секции насос-компрессора с катящимся ротором.

4. Предложены рациональные значения конструктивных и режимных параметров, обеспечивающие заданные значения производительности насосной и компрессорной секции исследуемого агрегата.

5. Разработанная конструкция насос-компрессора и созданный стенд для ее исследования внедрены в учебный процесс при изучении курсов «Объемные гидромашины и гидропередачи» и «Компрессоры», для студентов, обучающих-

ся по специальности 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика».

Основные положения, выносимые на защиту;

1. Конструкция ротационного насос-компрессора с катящимся ротором.

2. Математические модели рабочих процессов насосной и компрессорной секций исследуемого агрегата.

3. Экспериментальный стенд и результаты исследования опытного образца насос-компрессора с катящимся ротором.

4. Результаты теоретических и экспериментальных исследований по влиянию основных конструктивных и режимных параметров на производительность и экономичность исследуемого агрегата.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и получили положительную оценку на регулярных научных семинарах кафедры ГМиТМ ОмГТУ (2002-2010 гг.), МНТК «Гидрогазодинамика, гидравлические машины и щдропневмосистемы», (Москва, МЭИ, 2006), на XIII и XIY 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 10 печатных работ (4 статьи и 5 докладов на конференциях различного ранга), в том числе 1 статья в изданиях перечня ВАК, один патент РФ на изобретение.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из оглавления, списка обозначений и сокращений, введения, четырех глав, заключения с общими выводами, приложений и списка литературы, содержащего 105 наименований использованных первоисточников. Общий объем работы - 256 страниц, основной текст изложен на 237 страницах, содержит 91 рисунок. В приложении представлены фотографии элементов и узлов экспериментальной установки и ее внешний вид.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дано краткое обоснование необходимости создания машин объемного принципа действия, совмещающих одновременно функции источника сжатого газа и жидкости под давлением.

В первой главе проведен анализ применения впрыска жидкости для повышения эффективности работы компрессора объемного действия. Проведенный анализ показал, что применение впрыска охлаждающей жидкости в компрессорах объемного действия оправдан и целесообразен, т.к. позволяет существенно увеличить их ресурс, повысить экономичность и уменьшить массога-баритные показатели. Однако, впрыск жидкости имеет и свои недостатки -возможность гидравлического удара, дополнительные затраты энергии, связанные с распылением и отделением охлаждающей жидкости, усложнение конструкции компрессора, увеличение его массы и габаритов, обусловленное наличием системы впрыска и отделения охлаждающей жидкости.

Кроме этого, был проведен анализ основных конструктивных особенностей применения впрыска охлаждающей жидкости в компрессорах объемного действия. В результате проведенного анализа выявлен так же ряд недостатков применения впрыска жидкости, а именно: во многих конструкциях обязательно должен присутствовать насос, который используется для организации впрыска охлаждающей жидкости; охлаждающая жидкость и ее пары удаляются из нагнетаемого газа с помощью системы фильтров. Перечисленные выше конструктивные недостатки приводят к увеличению массовых и габаритных размеров установки, усложнению ее конструкции, а следовательно повышению ее стоимости и снижению эффективности ее работы.

Вследствие этого задача создания компрессора объемного типа, в котором бы осуществлялось интенсивное охлаждение сжимаемого газа, отсутствовал бы контакт сжимаемого газа с охлаждающей жидкостью, отсутствовали бы утечки сжимаемого газа из рабочей полости, а также осуществлялось бы надежное жидкостное трение уплотнительных элементов в рабочей полости является важной и актуальной.

В результате проведенного анализа известных технических решений была предложена конструкция ротационного насос-компрессора с катящимся ротором. Принципиальная схема предложенного насос-компрессора представлена на рис. 1.

За один оборот ротора происходит всасывание газа в компрессорной полости 12, сжатие и нагнетание газа в компрессорной полости 2, а также всасывание жидкости через клапан 8 и нагнетание жидкости через клапан 10. Таким образом, в предложенной конструкции происходит интенсивное охлаждение ротора 15, разделительных пластин 6, 7 и следовательно рабочей полости насосной секции; надежное уплотнение сжимаемого газа, так как между линией нагнетания и линией всасывания компрессорной секции находится гидравлический затвор, и обеспечивается интенсивная смазка трущихся поверхностей разделительных пластан 6,7 и ротора 15.

Так как полученная конструкция насос-компрессора обладает не только новыми функциональными возможностями, но и некоторыми техническими особенностями, которые ранее

I

Рис. 1. Принципиальная схема ротационного насос-

компрессора с катящимся ротором: 1. Корпус. 2. Компрессорная полость сжатия-нагнетания (КС). 3. Нагнетательный клапан компрессорной полости. 4, 5. Пружины сжатия. 6, 7. Разделительные пластины. 8. Всасывающий клапан насосной полости. 9. Насосная полость (НС). 10. Нагнетательный клапан насосной полости. 11. Впускное газовое окно. 12. Компрессорная полость всасывания. 13. Приводной вал. 14. Кривошип (эксцентрик). 15. Общий ротор.

не изучались, то в первой главе были описаны его функции и принцип работы, а так же была предложена его наиболее вероятная пневмогидравлическая схема с указанием различных вариантов и режимом работы.

С целью проведения теоретических исследований рабочих процессов предложенного устройства был проведен анализ существующих методов расчета рабочих процессов насосов и компрессоров объемного действия с двухфазным рабочим телом. Проведенный анализ показал, что в настоящее время для расчета рабочих процессов насосов и компрессоров объемного действия с двухфазным рабочим телом используется метод математического моделирования с применением ЭВМ. Наибольшее распространение для моделирования рабочих процессов получили модели с сосредоточенными параметрами, основанные на фундаментальных законах сохранения энергии и массы в контрольных объемах, уравнении состояния, уравнении движения запорных органов.

Во второй главе разработаны математические модели насосной и ком-прессорной.секций исследуемого агрегата.

При составлении математической модели компрессорной секции были приняты и обоснованы следующие основные допущения: газовая среда непрерывна и подчиняется законам идеального газа; радиальные утечки и перетечки газа в рабочих полостях компрессорной секции отсутствуют; мертвый объем отсутствует; разделительные пластины постоянно прижаты к ротору; скорость газовой фазы равна окружной скорости ротора.

При моделировании рабочих процессов в любом исследуемом объеме основной задачей, во многом определяющей точность получаемых результатов, является задача определения закона изменения объема. Особенностью ротационного насос-компрессора является достаточно сложная зависимость объема рабочих полостей от угла поворота вала ротора, чем у поршневых и обычных ротационных компрессоров. Поэтому, на первом этапе были определены законы изменения объема компрессорной и насосной секций в процессе всасывания и нагнетания от угла поворота ротора <р. С этой целью движение ротора разбивалось на две фазы. Первая фаза - точка контакта ротора с зеркалом цилиндра находится в рабочей полости компрессора или а < <р < 2л (Рис.2 А). Вторая фаза - когда точка контакта ротора с зеркалом цилиндра будет находиться в рабочей полости насоса, т.е. О < (р < а (Рис.2. Б). Далее в каждой фазе определялись процессы, происходящие в объемах НКсКР, и производился расчет изменения этих объемов.

Изменение объема камеры всасывания компрессорной секции (КС) в фазе 1 определяется как алгебраическую сумму следующих объемов (см. Рис. 2. А):

К^ = ^гсдЕгав ^к/ — УВСшв (О

Считаем, что геометрические размеры 1 и 2 пластины одинаковые, тогда величина объема Ква)£ге,в определится, как:

А.

Б.

Рис. 2. Расчетная схема к определению закона изменения объемов.

1/фаш\ „ жгфаза\

уес_к - объем камеры всасывания компрессорной секции; % * - объема камеры сжатия (нагнетания) компрессорной секции; У*™1 _ объем насосной секции в процессе всасывания или нагнетания; объем камеры всасывания насосной

секции; _ объем камеры нагнетания насосной секции; Кк"'^ ~ объем ком-

прессорной секции в процессе всасывания;

vbcdefgib=B- J ]pdpdg> (2)

® 'со-.?1 ^ít!f el sin1 q>

Где В - ширина ротора, е - эксцентриситет, Rp - радиус ротора, Дц - радиус цилиндра. После преобразований получаем:

Я; • (<р - а) - (jO - a)+^sin(2(<p - а))^г

V =—-В

BCDEFC1S 2

(Чг .

- е" sin(f> - а О —- I -sin-(<p-a)~

- Rr • aresin

e • sin( q>-a)

-R;(<p-a) +

sin(2(<p-a)) e2

(3)

Далее для определения объема УВСН1В, занимаемого разделительной пластины 2, свяжем центр декартовой системы координат с нижней плоскостью

разделительной пластины, причем ось Y направим по оси симметрии разделительной пластины. Тогда:

Ксшв=-В- J dx \dy (4)

¿ -h/Z О

где А - толщина разделительной пластины. После интегрирования выражения (7), получаем: - cos(<р-а)\- RH +

^вств — 2 В' ^

1

Л2 д

R:--+ —агшп

4 Л

2Д„

Величина дополнительного объема VJIGJ определяется, как: VjKj=B- \\dxdy

(5)

(6)

Или

Resin(p-a)-'

,-а)

К -

---arcsin

2

sin(<p-a)

R.

(7)

Подставив найденные решения (3), (5) и (7) в выражение (1), получаем выражение для определения закона изменения объема камеры всасывания компрессорной секции в фазе 1, аналогичным образом находятся все остальные объемы в фазе 1 и фазе 2.

Система основных уравнении математической модели компрессорной секции базируется на основных уравнениях сохранения массы и энергии: уравнении первого закона термодинамики для тела переменной массы, уравнение сохранения массы, уравнение динамики запорного органа самодействующего клапана в одномассовой постановке, уравнение состояния идеального газа:

^ = ¿йкст - dLк + И„ ■ ¿Мкп - Иы ■ йМК0

dмк=YJdмк„-YJd^fкo У*=л<р)

dT

— = F +F + F +m e

J кг ~ * кпр кс кпр ö

(8)

T. =

_PjjL

МЛ

где Рш<тп'ук'мк- давление, температура, объем и масса сжимаемого газа; 'кп> 'ко - удельная энтальпия присоединяемой и отделяемой массы газа; АМкп^Мко - элементарная присоединяемая и отделяемая масса газа в резуль-

тате внешнего массообмена; сЯ1 - элементарное изменение внутренней энергии газа; ¿Ик = рк, - ) - элементарная контурная работа, учитывающая геометрическое изменение объема рабочей камеры компрессорной секции за счет перемещения рабочего органа и притечек жидкости из насосной секции; ¿Ук -элементарное изменение объема компрессорной секции; ¿Укут - элементарный объем притечек жидкости; <*2кст~ элементарный тепловой поток между газом и стенками рабочей полости; т^р - приведенная масса запорного органа; иккч - текущая высота подъема запорного органа клапана; - газовая сила, Ркпр -сила упругости пружины, - сила сопротивления движения запорного органа.

При составление математической модели насосной секции были приняты следующие основные допущения: рабочее тело представляет собой сжимаемую капельную жидкость, подчиняющуюся закону трения Ньютона и закону Гука; зазор между боковой поверхностью пластины и боковыми крышками, а также зазор между ротором и боковыми крышками всегда заполнен жидкостью; скорость жидкости в насосной полости равна окружной скорости ротора; мертвый объем в насосной секции пренебрежимо мал; кинетической энергией рабочего тела в процессах сжатия пренебрегаем.

При ее составление полный рабочий цикл насосной секции делился на следующие процессы: сжатие, нагнетание, всасывание. Для каждого процесса записывалась своя система уравнений. Система основных уравнений математической модели включает уравнение сохранения массы, уравнение сохранения энергии в виде уравнения Бернулли для процессов всасывания и нагнетания, уравнение динамики запорных элементов самодействующих клапанов насосной секции.

М'нсж = ~ТаУно

ип

/=1 /=1

-ГШ у

' ш

Процесс нагнетания

Г -ЛУ

ф,„ = ж нсж

нсж

(9)

Т2

Процесс всасывания

u„4 =-

fn-iid*

Pni = Рнвс +■ Рж I «4 ~~ «1 ~

Ah

\_,c +Щ_.с + ААш,_„с

dr

S££L- p + p + p + p

L ecw 1 ecnp 1 вес ecg

где - изменение объема насосной секции за счет кинематики ме-

ханизма движения; dVHC}K - изменение объема деформации жидкости в рабо-

л1 п2

чей полости насосной секции; ^,dvHO ; - изменение объема рабочей ка-

i=l i=l

меры насосной секции, обусловленное утечками и притечками рабочего тела соответственно; nl, п2 - соответственно число стоков и источников рабочего тела; тнпр - приведенная масса запорного органа; кнкл - текущая высота подъема запорного органа клапана; f^, - сила сопротивления потока; F,mp - сила упругости пружины; FHg - силы веса запорного органа; FHc - сила сопротивления движения запорного органа; Ftcg, Fecc, hKK1, ткпр - соответствующие силы для всасывающего клапана; p„i - текущее давление в рабочей полости насосной секции; Еж - объемный модуль упругости жидкости; рнвс и рИН - давления во всасывающем и нагнетательном трубопроводе, соответственно; ДЛ^ „ - потери напора при внезапном сужении; д1С - потери напора при внезапном расширении; vHi,vH4 - скорость движения жидкости в сечении II-II (за клапаном нагнетания и всасывания соответственно); v„x — скорость движения жидкости в сечении I-I (в рабочей полости насоса); рж - плотность жидкости; ДЛ;_Я;ДЛНП „;ДЛ/ „С;ДАШ, ес - потери напора по длине и инерционные потери для процесса нагнетания и всасывания соответственно, dvj^dv'-ri - объем рабочего тела, поступающий в рабочую камеру насосной секции через зазоры, образованные пластиной и пазом корпуса, соответственно для пластины 1 и пластины 2 (в том случае, если нагнетаемая жидкость не подается под пластину, dVT, + dVT2 = 0); dVf - торцевые утечки через зазоры, образованные ротором и торцевыми крышками на участке между точками контакта пластин с ротором; dVnK „, dVHK вс — объем жидкости прошедший через неплотность нагнетательного и всасывающего клапана, соответственно; d^nym - объем жидкости прошедший через торцевые и радиальные зазоры; fi-nfn-u - площадь поперечных сечений I-I и П-П, соответственно (Сечение Г1 проводится через минимальное расстояние между ротором и цилиндром, а

сечение II—II проводится через нагнетательный (процесс нагнетания) или всасывающий (процесс всасывания) трубопровод).

Массовые потоки (утечки и перетечки) в НС и КС через торцевые зазоры между пластинами и цилиндром, ротором и цилиндром рассчитываются, как ламинарный изотермический поток через щель конечных размеров с учетом изменения динамической вязкости газа и жидкости в зависимости от температуры.

При расчете утечек через торцевые крышки и ротор весь торцевой зазор делится на n-каналов и рассчитывается течение жидкости в каждом канале как изотермический поток через щель конечных размеров без учета соседних взаимодействий.

Записанные выше системы дифференциальных уравнений не имеют аналитического решения. В следствие этого использовались численные методы решения систем обыкновенных дифференциальных уравнений. Задача Коши решалась при следующих начальных условиях: для компрессорной секции: = 0 ;/>„■ = pK.c;pHi = pHK;TKi = Тж, для насосной секции: <р = 0 ;/>„■ = /w

P„i = PmdT*i = тж ■ При достижения угла поворота ротора <р = 360° проводилось сравнения заданных начальных и полученных конечных значений основных термодинамических параметров рабочего тела, при совпадении начальных и полученных значений с заранее заданной погрешностью расчет прекращался, в противном случае продолжался итерационный процесс. Математические модели насосной и компрессорной секции реализованы на алгоритмическом язык Паскаль в среде программирования «Delphi».

Третья глава посвящена созданию экспериментального стенда и экспериментальному исследованию опытного образца.

С целью экспериментального исследования ротационного насос-компрессора с катящимся ротором и подтверждения адекватности разработанных математических моделей был спроектирован экспериментальный стенд. Основу экспериментального стенда составлял собственно сам насос-компрессор, имеющий цилиндр, эксцентрично размещенный в нем ротор, две подпружиненные разделительные пластины, делящие серповидное пространство на две рабочие полости - насосную (занимает 90° от окружности) и компрессорную (270° от окружности). Схема привода агрегата и его поперечное сечение изображены на рисунке 5. Спроектированный экспериментальный стенд позволял проводить изменение следующих параметров: давление нагнетания в компрессорной секции, давление нагнетания в насосной секции, частоту вращения ротора, зазор между разделительными пластинами и боковыми крышками агрегата. В ходе проведения экспериментальных исследований проводилось измерение мгновенного давления в насосной секции, мгновенного давления в компрессорной секции, среднего давления нагнетания в насосной и компрессорной секции, производительности компрессорной секции, производительности насосной секции, изменение крутящего момента на валу агрегата, измерение количества жидкости в нагнетаемом газе, измерение температуры в контрольных точках. Регистрация мгновенного давления в насосной и компрессор-

ной полостях про-водилось тензорезистивными датчиками УЛКА (модель ОТ-1 и Б-10) с погрешностью менее 1%. Регистрация средних давлений нагнетания проводилась образцовыми манометрами типа МО с классом точности 0,6.

Измерение расхода газа производилось ротаметром типа РМ-0,5 ГУЗ поГОСТ 15150-69 с погрешностью по паспорту прибора 5%, измерение расхода жидкости осуществлялось весовым методом на лабораторных электронных тензометри-ческих весах типа НЬ-20001 с паспортной погрешностью ±2 гр. Схема измерения представлена на рис. 6.

Проверка адекватности математических моделей проводилась при давлении всасывания 1 бар для насосной и компрессорной секций и давлениях нагнетания компрессорной секции - 2, 3 и 4 бара,

Рис. 5. Схема привода насос-компрессора и его поперечное сечение: 1. Общий цилиндр. 2. Стойка агрегата 3. Ведомая полумуфта. 4. Ведущая полумуфта. 5. Стойка привода 6. Подшипники качения. 7. Сменный шкив. 8. Токосъемное низкоомное устройство. 9. Гензорезисторы. 10. Измерительная балка 11. Боковая стенка - корпус. 12. Пружина разделительной пластины. 13. Разделительная пластина 14. Ротор. 15. Наружная боковая крышка 16. Эксцентриковый вал. 17. Полость общего цилиндра 18. Стяжные болты. 19. Контактная дорожка 20. Осно-

вание. 21. Постоянный магнит. 22. Геркон Рис. 6. Схема измерения расходов газа и

жидкости: 1. Тензовесы. 2. Емкость с жидкостью. 3. Вентиль регулировки давления жидкости. 4. Жидкостный ресивер-аккумулятор. 5. Манометр. 6. Нагнетательный клапан НС. 7. Всасывающее окно. 8. Цилиндр. 9. Ротор. 10. Нагнетательный клапан КС. 11. Всасывающий клапан НС. 12. Сливной вентиль. 13. Ресивер-маслоотделитель. 14. Вентиль регулировки давления нагнетания компрессора 15. Манометр. 16. Ротаметр. 17. Эксцентрик приводного вала 18. Канал сбора утечек жидкости через зазор между боковыми крышками и цилиндром.

В атмосферу

насосной секции - 3,5,7,10 бар при частоте вращения ротора 450, 600, 750 и 1000 мин'1. Некоторые результаты сравнения индикаторных диаграмм насосной и компрессорной секций представлены на рис. 7.

Р,6а

3,5 3,0 2.5 2,0 1,50 1,0 0.5

0 45 90 135 180 225 270 315 360 45 90 «Р. » 45 ад ,35 ,g0 225 270 315 360 45 90

А. Б.

Рис. 7 Сравнение индикаторных диаграмм компрессорной (А) и насосной (Б) полостей, полученных: 1 - расчетным и 2 - экспериментальным путем.

Результаты сравнения экспериментальных и теоретических данных по определению утечек в насосной секции представлены на рис.8.

, /ЛН ,г\и _____

Рис. 8. Зависимость перетечек из насосной полости в компрессорную в зависимости от частоты вращения ротора поб. Сплошная линия - расчет, точки - эксперимент;

Q",m - объемные перетечки в ком-450 600 750 900 1050 «*, мин"1 прессорную ПОЛОСТЬ.

Проведенное сопоставление результатов теоретических и экспериментальных исследований позволило установить, что математические модели насосной и компрессорной секций в целом удовлетворительно описывают реальные физические процессы. Расхождение между расчетными и экспериментальными данными не превышают 10 %. Это дает возможность использовать разработанные математические модели рабочих процессов насосной и компрессорной секций агрегата для проведения параметрического анализа влияния основных конструктивных и режимных параметров на экономичность и производительность работы исследуемого агрегата.

Четвертая глава посвящена анализу влияния конструктивных и режимных параметров на работу НКсКР. Целью проведения данного анализа являлось определение качественного и количественного влияния конструктивных и режимных параметров на изменение текущих значений давления, температуры газа, величину потерь производительности в компрессорной и насосной секциях, а также на внешние характеристики - коэффициент подачи КС, индикатор-

—г 1 ■ п^ = 600 мин*1 "25п = 20мкм Ья = 10 мкм

* * Ря

/

у

-1

1 р.

Р, бар

1 1 = 600 мин"1 1

2&Т1 ~ 20 мкм ~Sg = 10 мкм — 7 Рн

- 11 \l 11

1 ll ll

2 ll

\л Рв

ный изотермический КПД КС, объемный КПД НС и т.д. Основными конструктивными параметрами являются угол развала между пластинами а, относительный эксцентриситет у/р и относительная высота ротора Кр. Основными

режимными параметрами, в значительной степени определяющих энергетические и расходные характеристики НКсКР, являются скорость вращения вала поб и степень повышения давления в насосной ен и компрессорной ек секциях.

На рис. 9-13 показаны основные результаты расчетов, полученные при проведении анализа влияния угла развала между пластинами на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность. С увеличением а объем КС уменьшается, а объем НС увеличивается, и, следовательно, увеличивается относительная поверхность теплообмена в КС. Характер зависимости относительного количества отводимой теплоты в процессе сжатия позволяет сделать вывод о том, что при определении количества отводимой теплоты при изменении угла развала между пластинами решающее значение имеет поверхность теплообмена. С увеличением а относительная площадь щелей (неплотности) увеличивается, что приводит к увеличению относительных утечек и относительной энергии сжимаемого газа, теряемой с утечками в процессе сжатия, причем интенсивный нелинейный рост наблюдается в диапазоне а от 180 до 270 градусов.

[Гсж_к/Кж_Л i'« (бел

4000

3000

2000

1000

1 ^

2 /

A J * _ к* / f

КI

О,S0

J

0,70

0,60

0,50

0,40

90

{Мут_н!Мсж) К». сж

/мсж)

0,15

0,12 0,09 0,06

180 270 а, град

S i» dM ут ^ сж j Лсж

,15

3

\У

2 -4— ч ........

0,125 0,10 0,075

90

180

0,05 270а, град

Рис. 9. Зависимость величины относительной площади теплообменной поверхности рабочей полости КС Рж К/Усж „О и относительного количества отводимой теплоты Осж ./4».« (2) в процессе сжатия от угла а. Где - площадь теплообменной поверхности рабочей камеры КС, уеж_к . объем рабочей

камеры КС. . отводимое теп-

ло в процессе сжатия КС, ла«_*-работа сжатия КС. Рис. 10. Зависимость относительного количества утечек газа КС в процессе сжатия (1), нагнетания (2) и относительного количества энергии утечек газа КС в процессе сжатия (3) от угла а. Где му™_а* -

масса утечек газа КС в процессе сжатия, М}т „ - масса утечек газа

КС в процессе нагнетания, Мсж -масса газа КС в начале сжатия, /„ - энтальпия газа

Таким образом, суммируя составляющие первого закона термодинамики тела переменной массы можно сказать, что наблюдается противоречивые тенденции по изменению интенсивности

М.М:

од

внешнего теплообмена и энергии теряемой с утечками. В диапазоне от 90 до 180 градусов изменения относительного количества отводимой теплоты явно превышают потери энергии, теряемые с утечками. С увеличением а относительные потери энергии в нагнетательном клапане КС увеличиваются. Необходимо отметить, что с увеличением а при неизменной площади сечения проходного клапана КС относительные потери работы в процессе нагнетания в КС будут уменьшаться, если не учитывать увеличение плотности нагнетаемого рабочего тела за счет содержания в нем жидкости, поступившей через неплотности НС. Увеличение плотности рабочего тела за счет натекания жидкости в сжимаемый газ оказывает более существенное значение, чем падение средней скорости комприми-руемого рабочего тела через нагнетательный клапан при уменьшении объема рабочей полости КС, что приводит к увеличению относительных потерь энергии в нагнетательном клапане КС. Потери энергии в процессе всасывания КС весьма малы и их значение не превышает 1%.

Л4.

0,075

0,05

0,025

Чю.сж.> Лилмнд. >0//°

100

90

70

60

4 .....

4 5

. А ----

■ * 1 2

90

80

70

/

1 2 \ * ✓ ✓

Л „ — —

........ 4

я >

0,10

90

180

0,075

0,05

0,025

0

270 а, град

Лоб инд • 1о6 •% 100

90

180

60

270 «.град

Рис. 11. Зависимость относительных потерь работы в процессе всасывания НС (3) и нагнетания КС (4 без учета утечек, 2 с учетом утечек) и НС (1) от угла развала между разделительными пластинами. Где - потери работы в процессе нагнетания КС с учетом жидкости поступившей через неплотности НС, ^ - потери работы в процессе нагнетания КС без учета жидкости поступившей через неплотности НС, ААН „ - потери

работы в процессе нагнетания НС,Л4«,_» - потери работы в процессе всасывания НС, - индикаторная работа цикла КС, лг , -индикаторная работа цикла НС.

Рис. 12. Зависимость коэффициента подачи Лк(1) КС, индикаторного изотермического КПД Лизмчд .(2). изотермического КПД сжатия т]и3£ж (У), индикаторного объемного КПД НС *1об_инд(4) и объемного КПД НС т]о6 (5) от угла развала между разделительными пластинами.

лг,

40 30 20 10 0

инд к

,Вт

У'- Минд.

Ск, 10"6 кг/с 100

160

75 50 25

135 110

85 60

(7)(, 10'5 кг/с 100

С» / А.

90

180

270 а, град

90

180

75 50 25 О

270 а, град

Рис. 13. Зависимость индикаторной мощности Нтд к и массовой производительности КС, индикаторной мощности и действительной массовой производительности Ся НС от угла развала между разделительными пластинами.

Уменьшение индикаторного изотермического КПД обусловлено, в первую, очередь резким возрастанием утечек в процессе сжатия и нагнетания при увеличении а, и во вторую очередь - увеличением относительных потерь работы в нагнетательном клапане.

Вследствие увеличения утечек, коэффициент подачи компрессорной секции с увеличением а уменьшается. С увеличением угла а и уменьшением объема рабочей полости КС уменьшается ее абсолютная производительность и индикаторная мощность. С другой стороны, с увеличением угла а происходит увеличение рабочего объема НС и соответственно - увеличивается подача насоса и подводимая индикаторная мощность. С увеличением объема рабочей полости НС при увеличении а относительные утечки подаваемой жидкости НС уменьшаются, что приводит к увеличению ее объемного индикаторного КПД.

На рис. 13-15 показаны некоторые результаты расчетов, полученные при проведении анализа влияния скорости вращения вала на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность. Уменьшение индикаторного изотермического КПД при увеличении по6 обусловлено в первую очередь увеличением относительных потерь работы в нагнетательном клапане и во вторую - уменьшением количества отводимого тепла в процессе

К Ли

> Чтмпд. '°/о

1001

90

70

60

4 /

— —

-ч-

3 г 2

100

»0

80

70

60

Рис. 14. Зависимость коэффициента подачи Лк( 1) КС, индикаторного изотермического КПД ПизмндХ2)' изотермического КПД сжатия Пю.сж.О) и объемного КПД НС т]о6 (4) от скорости вращения вала по6 .

500

1000

1500 и.

'об г'

сжатия рабочего тела за счет уменьшения времени цикла. Вследствие уменьшения утечек коэффициент подачи КС с увеличением по6 увеличивается. С увеличением п0б увеличивается также абсолютная производительность и индикаторная мощность КС и НС.

ЛГ,

иид_к< Вт 50

40 30 20 10

••*

160

N.

инд н

Вт

130 100

70

500

1000

40

1500 П0ц, мин*

230 Ш 130 80 30

N инд н——. V

500

1000

170

140 110

70 40

П0Й, мин 1

Рис. 15. Зависимость индикаторной мощности к и массовой производи-

тельности Ск КС, индикаторной мощности „ и действительной массовой производительности Сн НС от скорости вращения вала поб.

Относительные утечки подаваемой жидкости НС уменьшаются с увеличением поб, что приводит к увеличению объемного КПД в целом, однако при яов>1250 об/мин наблюдается уменьшение объемного КПД, что связано с резким увеличением потерь во всасывающем и нагнетательном клапанах.

При проведении анализа влияния степени повышения давления в НС е„ и КС ек на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность, было установлено, что с увеличением ек индикаторный изотермический КПД увеличивается и имеет максимальное значение при е„-6, что обусловлено в первую очередь приближением процесса сжатия к изотермическому и во вторую очередь - уменьшением относительных потерь работы в нагнетательном клапане. С увеличением ен индикаторный изотермический КПД уменьшается, что связано с увеличение относительных потерь энергии в нагнетательном клапане КС (с увеличением е„, возрастают притечки жидкости из НС в КС). Вследствие увеличения утечек рабочего тела из КС, коэффициент подачи компрессорной секции с увеличением ек уменьшается. При увеличении е„ наблюдается уменьшение коэффициента подачи компрессорной секции, что обусловлено уменьшением массы сжимаемого газа за счет увеличения притечек жидкости из НС в процессе всасывания КС. С увеличением ек уменьшается абсолютная производительность КС и увеличивается индикаторная мощность. При увеличении е„ индикаторная мощность и массовая производительность КС уменьшаются, что объясняется уменьшением массы сжи-

маемого газа. С учетом принятых допущений об отсутствие радиальных и торцевых утечек и перетечек газа в рабочих полостях компрессорной секции можно сделать вывод, что изменении ек от 2 до 6 не оказывает влияние на объемный КПД, производительность и индикаторную мощность НС. При изменении е„ от 2 до 14 уменьшается подача насоса, что связано с увеличением относительных утечек жидкости (значение объемного КПД также уменьшается) и увеличивается подводимая индикаторная мощность.

При проведении анализа влияния относительного эксцентриситета ротора y/p=ejRp и относительной высота ротора Кр =Bj2Rp на энергетические характеристики насос-компрессорного агрегата и его производительность, было установлено, что увеличение цгр будет более значимым, чем Кр, т.к. в этом

случае при увеличении ур увеличивается эксцентриситет, что позволяет устанавливать клапаны с большим проходным сечением, и уменьшается ширина ротора, в результате чего уменьшаются радиальные притечки жидкости из НС. Указанные выше обстоятельства приводят к увеличению энергетических характеристик насос-компрессорного агрегата.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

1. Созданная конструкция насос-компрессора позволяющая ликвидировать основные недостатки применения впрыска жидкости в сжимаемый газ. Разработанная конструкция имеет высокие энергетические и массогабаритные показатели.

2. Разработана математическая модель рабочих процессов компрессорной и насосной секции исследуемого агрегата, позволяющая изучать влияние конструктивных и режимных параметров на работу ротационного НКсКР. Создана методика определения законов изменения объема насос-компрессорного агрегата от угла поворота ротора.

3. Разработан экспериментальный стенд и опытный образец НКсКР, с помощью, которых были получены новые знания и подтверждена адекватность разработанных математических моделей.

4. Проведенный анализ влияния конструктивных и режимных параметров на работу НКсКР, позволил установить, что предпочтительно угол развала между пластинами следует принимать равным 180 градусов. Скорость вращения ротора должна лежать в диапазоне 750-1250 об/мин. Степень повышения давления в КС должна быть в пределах 4-10. Степень повышения давления в НС должна быть в пределах 10-20. Увеличение у/р более желательно, чем Кр и значения этих параметров предпочтительны в диапазонах Кр=0,17 - 0,228, цгр =0,1-0,14.

5. Разработанная конструкция насос-компрессора и созданный стенд для ее исследования внедрены в учебный процесс при изучении курсов «Объемные гидромашины и гидропередачи» и «Компрессоры», для студентов, обучающихся по специальности 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика».

Перечень публикаций по теме диссертационной работы

1. Щерба В.Е., Павлюченко Е.А. Расчет измерения объемов рабочих полостей насос-компрессора // Современное состояние и перспективы развития гидромашиностроения в XXI; Труды м/н НТК: Санкт-Петербург, 2003. -С. 386-388.

2. Павлюченко Е.А. Синтез конструкций многоцелевого насос-компрессора // Омский гос. тех. ун-т. - Омск, 2006. - 50 с. - Деп. в ВИНИТИ 17.07.06, № 945-В 2006.

3. Щерба В.Е., Болштянский А.П., Павлюченко Е.А. Конструкция и характеристики гидропневматического нагнетателя с катящимся ротором // Тр. Меж-дунар. науч.-техн. и науч.-метод. конф. - М.: Изд-во МЭИ, 2006. - С. 208-211.

4. Павлюченко Е.А., Щерба В.Е., Болштянский А.П. Многоцелевой насос-компрессор для малых станций технического обслуживания // Вестник КГТУ. Вып. 43. Транспорт. - 2006. - С. 450-457.

5. Павлюченко Е.А., Щерба В.Е., Болштянский А.П. Форвакуумный насос-компрессор с интенсивным охлаждением // Материалы XIII научно-технической конференции вакуумная наука и техника: Москва, 2006.-С. 119-122

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. Павлюченко Е.А., Болштянский А.П., Щерба В.Е. Насос-компрессор ротационного типа // XIV Междунар. науч.-техн. конф. по компр. технике. Том 1 / ЗАО «НИИтурбокомпрессор им. В.Б. Шнеппа» - Казань, 2007. - С. 122-125.

8. Болштянский А.П., Павлюченко Е.А., Щерба В.Е., Насос-компрессор в системе пуска инжекторных ДВС при низких температур // Прогрессивные технологии в транспортных системах: сборник докладов VIII Российской научно-практической конференции. - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2007. - 47-53 с.

9. Павлюченко Е.А., Виниченко A.B., Григорьев A.B. Экспериментальные исследования универсального малорасходного компрессора // Динамика систем, механизмов и машин: Матер. VII Междунар. науч.-техн. конф. Кн. 2, Омск, ОмГТУ, 2009. - С. 132-136.

10. Патент РФ № 2295057. Система впрыска топлива / Болштянский А.П., Щерба В.Е., Павлюченко Е.А., Зензин Ю.А., по заявке № 2005121783. Заявлено 11.07.2005. Опубл. 10.03.2007. - Бюл. № 07.

Печатается в авторской редакции

Компьютерная верстка

ИД№06039 от 12.10.2001 Подписано в печать 20.10.2010. Формат 60x84 1/16. Бумага офсетная. Отпечатано на дупликаторе. Усл. печ. л. 1,25. Уч.-изд. л. 1,25. Тираж 100 экз. Заказ 659.

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

Основные условные обозначения.

Введение.

1. Анализ применения впрыска жидкости для повышения эффективности работы компрессора объемного типа.

1.1. Сравнительный анализ основных преимуществ и недостатков применения впрыска жидкости.

1.2. Основные конструктивные особенности применения впрыска охлаждающей жидкости в компрессорах объемного действия.

1.3. Анализ существующих методов расчета рабочих процессов компрессоров объемного действия с двухфазным рабочим телом.

1.4. Основные цели и задачи исследования.

2. Математическое моделирование рабочих процессов ротационного на- , сос-компрессора с катящимся ротором.

2.1. Математическое моделирование рабочих процессов компрессорной секции.

2.1.1. Основные допущения, принятые при разработке математической модели компрессорной секции и их обоснования.

2.1.2. Расчет изменения объемов рабочих полостей компрессорной и насосной секции.

2.1.3. Математическое моделирование рабочих процессов компрессорной секции.

2.1.4. Методика расчета внешнего теплообмена.

2.1.5. Методика расчета массовых потоков компрессорной секции

2.2. Математическое моделирование рабочих процессов насосной секции.

2.2.1. Основные допущения, принятые при разработке математической модели и их обоснования.

2.2.2. Математическая модель рабочих процессов насосной сек

2.2.3. Методика расчета массовых потоков насосной секции.

2.3. Система основных уравнений математической модели, особенность ее построения и реализации.

3. Экспериментальное исследование ротационного насос-компрессора с катящимся ротором.

3.1. Определение требований к конструкции опытного образца.

3.2. Описание экспериментальной установки.

3.2.1. Конструкция опытного образца насос-компрессора.

3.2.2. Измерение текущего давления в рабочих полостях.

3.2.3. Измерение текущей температуры корпуса агрегата.

3.2.4. Измерение зазоров в рабочих органах.

3.2.5. Измерение расходов газа и жидкости.

3.3. Подтверждение адекватности математической модели насос-компрессора.

3.3.1. Экспериментальные исследования компрессорной полости.

3.3.2. Экспериментальные исследования насосной полости.

3.4. Результаты экспериментального исследования насос-компрессора

4. Анализ влияния конструктивных и режимных параметров на работу ротационного насос-компрессора катящимся ротором.

4.1. Анализ влияния угла развала между разделительными пластинами на работу насос-компрессорного агрегата.

4.2. Анализ влияния скорости вращения вала на рабочие процессы насос-компрессорного агрегата.'.

4.3. Анализ влияния степени повышения давления в насосной и компрессорной секциях насос-компрессорного агрегата на рабочие процессы.

4.4. Анализ влияния основных геометрических соотношений насос-компрессорного агрегата на рабочие процессы.

Компрессорные машины получили широкое распространение во многих отраслях народного хозяйства, причем расход энергии компрессорами составляет около 12% всей вырабатываемой электроэнергии страны. Объемные компрессоры составляют более 80% всего компрессорного парка страны. Поэтому повышение эффективности объемных компрессорных машин представляет весьма актуальную задачу.

Как известно, стабильная и экономичная работа компрессорной установки во многом определяется эффективностью системы охлаждения и смазки компрессора. Улучшение системы охлаждения и смазки компрессорных машин осуществляется различными способами. В компрессорах объемного действия (поршневых, винтовых, ротационных) одним из таких способов, является впрыск охлаждающей жидкости в полость сжатия. Наибольшее распространение впрыск охлаждающей жидкости получил в конструкциях ротационных компрессорах с катящимся ротором ( РКсКР). Эти машины отличается высоким ресурсом работы, компактностью, надежностью и хорошей уравновешенностью [4]. Впрыск охлаждающей жидкости в РКсКР позволяет обеспечить более интенсивное охлаждение сжимаемого газа, что приводит к существенному улучшению энергетических показателей компрессора, так же сокращаются утечки сжимаемого газа и уменьшаются потери энергии на механическое трение. Однако не смотря на указанные выше преимущества, ротационные компрессоры с катящимся ротором со впрыском жидкости обладают рядом серьезных недостатков, основными из которых являются: необходимость, дополнительных затрат на дробление жидкости, увеличение массы и габаритов компрессора, необходимость дополнительных энергетических и материальных затрат на отделение жидкости и ее паров от сжатого газа. Вследствие перечисленных выше недостатков, впрыск охлаждающей жидкости в ротационных компрессорах с катящимся ротором не получил промышленного внедрения. Кроме того, недостатки, выявленные при впрыске жидкости в РКсКР [8], присущи и для остальных объемных компрессорных машин, где используется впрыск охлаждающей жидкости в полость сжатия.

Следовательно, возникает необходимость, создать такую конструкцию компрессора, которая бы позволила осуществлять интенсивное охлаждение сжимаемого газа без прямого контакта сжимаемого газа с охлаждающей жидкостью, уплотнение рабочей полости и надежную жидкостную смазку трущихся поверхностей в рабочей полости.

Проведенные исследования позволили установить, что этому условию удовлетворяет конструкция, в которой объединены функции компрессора и насоса, получившая название насос-компрессор. Действительно, такая конструкция позволяет не только осуществить интенсивного охлаждения сжимаемого газа без прямого контакта сжимаемого газа с охлаждающей жидкостью, обеспечить уплотнение рабочей полости и надежную жидкостную смазку трущихся поверхностей, но и существенно расширить область применения машины. Например, широко известно одновременное использование жидкостей и газов под давлением при обслуживании работы станочного парка (смазка трущихся поверхностей, подача смазочно-охлаждающей жидкости в зону резания, подача сжатого воздуха и жидкости под давлением в пневмозажимы, пневмо- и гидродвигатели). Традиционно потребность в жидкости и газа под давлением в станочном оборудовании удовлетворяется путем использования отдельно установленных гидростанций и компрессоров [2, 3 и др.], что, безусловно, усложняет общую конструкцию станков, ухудшает их массогабаритные характеристики и повышает стоимость.

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

Основная сложность создания и проектирования таких машин заключается в существенных различиях физико-механических свойств жидкостей и газов, которые достигают нескольких порядков (например - плотность, динамическая вязкость). Так, например, если обычная частота экономичной работы малорасходного поршневого компрессора составляет около 720-1500 об/мин, то в его же цилиндре невозможно сжимать жидкость с частотой более 420-600 об/мин в связи с большим сопротивлением клапанов.

Кроме того, существует и проблема получения в компрессоре сравнительно чистых газов [4], и поэтому совмещение в одном компактном агрегате с единой рабочей полостью и насоса и компрессора представляет определенную сложность.

Настоящая работа посвящена созданию машины объемного действия, в которой совмещены полноценные функции насоса и компрессора. То есть, такой агрегат должен обладать свойствами, позволяющими ему сжимать и подавать потребителю одновременно и газ и жидкость, либо только газ и либо только жидкость. При этом конструкция должна иметь экономические показатели, выше, чем существующие современные аналоги компрессоров и насосов.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. В результате проведенного анализа известных технических решений была предложена конструкция ротационного насос-компрессора с катящимся ротором. Созданная конструкция насос-компрессора позволяет ликвидировать основные недостатки применения впрыска жидкости в сжимаемый газ. Кроме того, при объединении функций насоса и компрессора в одном агрегате удалось существенно расширить его область применения, т.к. в большинстве практических случаев требуется одновременно газ и жидкость под давлением. Разработанная конструкция имеет высокие энергетические и мас-согабаритные показатели.

2. На основании проведенного анализа существующих методов расчета рабочих процессов насосов и компрессоров объемного действия с двухфазным рабочим телом была разработана математическая модель рабочих процессов компрессорной* и насосной секции исследуемого агрегата, позволяющая изучать влияние конструктивных и режимных параметров нафаботу ротационного НКсКР. Создана методика определения законов изменения объема насос-компрессорного агрегата от угла поворота ротора. Разработана методика расчета утечек и притечек рабочих тел из НС в КС и наоборот.

3. Разработан экспериментальный стенд и опытный образец НКсКР, с помощью, которых были получены новые знания и подтверждена1 адекватность разработанных математических мрделей. Разработанная конструкция насос-компрессора и созданный стенд для ее исследования внедрены в учебный процесс при изучении курсов «Объемные гидромашины и гидропередачи» и «Компрессоры», для студентов, обучающихся по специальности 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика».

4. На основании разработанной математической модели рабочих процессов компрессорной и насосной секции исследуемого агрегата и результатов экспериментального исследования, был проведен анализ влияния конструктивных и режимных параметров на работу насос-компрессорного агрегата. В результате чего в целом по работе можно сделать следующие основные выводы:

1. Предпочтительный угол развала между пластинами следует принимать равным 180 градусов.

2. Скорость вращения ротора должна лежать в диапазоне 750-1250 об/мин.

3. Степень повышения давления в КС должна быть в пределах 4-10. Степень повышения давления в НС должна быть в пределах 10-20.

4. Увеличение у/р более желательно, чем Кр и значения этих параметров предпочтительны в диапазонах Кр=0,17 - 0,228, i//p =0,1-0,14.

5. Для лучшего поджатия разделительных пластин рекомендуется подавать под пластины рабочее тело КС или НС с большим давлением нагнетания. Переключение давления, подаваемого под пластины (от линии нагнетания компрессорной полости или< насосной полости), желательно организовать путем установки золотника, сравнивающего эти давления.

6. Значения зазоров должно быть не более 28Т] = 8 мкм, 25= 20 мкм, 28тз = 8, мкм 25д = 6 мкм, 26Т4 = 2 мкм т.к. с увеличением этих величин происходит уменьшение основных показателей насос-компрессорного агрегата.

238

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

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

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

4. Хисамеев, И.Г. Двухроторные винтовые и прямозубые компрессоры. Теория, расчет и проектирование / И.Г. Хисамеев, В.А. Максимов. -Казань: РЭН, 2000. 637с.

5. Щерба, В.Е. Повышение термодинамической эффективности процесса сжатия объемного компрессора путем впрыска перегретой жидкости / В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков. Киев, 1987. - 14с. - Деп. в ВИНИТИ 11.11.87, №8373-В87.

6. Щерба, В.Е. Повышение эффективности применения впрыска охлаждающей жидкости в ротационном компрессоре с катящимся ротором / В.Е. Щерба, И.С. Березин, С.С. Даниленко // Химическое и нефтяное машиностроение. 1987. - № 12. - С. 18-20.

7. Компания В2В Research. Маркетинговое исследование компрессорного промышленного оборудования. Сайт: www.rbk.ru.

8. Щерба В.Е. Рабочие процессы компрессоров объемного действия/ В.Е. Щерба; ОмГТУ М.:Наука, 2008 - 319 с.

9. Воропай, П.И. Эффективный способ охлаждения воздуха в поршневых компрессорах / П.И. Воропай // Промышленная энергетика. 1963. - № 12. - С.24-29.

10. Ю.Воропай, П.И. Эффективность различных способов охлаждения компрессорных цилиндров газомоторкомпрессоров / П.И. Воропай // Машины и нефтяное оборудование. 1966. - № 5. - С.13-19.

11. Воропай, П.И. Влияние влажного сжатия на парообразование и параметры рабочего процесса газового компрессора 5 КГ-100/13 / П.И. Воропай, A.A. Шленов // Газовая промышленность. 1970. - № 2. -С. 16-20.

12. Ходырев, А.И. Влияние впрыска жидкости на рабочий процесс поршневого компрессора / А.И. Ходырев, В.В. Муленко, О.С. Гацолаев. М., 1986. - 9с. - Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш 12.09.86, № 11944-ХН.

13. Ходырев, А.И. Повышение эффективности работы поршневых компрессоров путем испарительного охлаждения сжимаемого газа / А.И. Ходырев: автореф. дисс. канд.техн.наук. М.: 1984. - 25с.

14. Березин, И.С. Влияние способа подачи охлаждающей жидкости на производительность и к.п.д. компрессора / И.С. Березин // Химическое и нефтяное машиностроение. 1987. - № 5. — С. 18-19.

15. Березин, И.С. Разработка и исследование ротационного компрессора для микрокриогенной техники / И:С. Березин: автореф. дисс. канд.техн.наук. — Л.: 1989. 16с.

16. Janagisawa, Т., Leakage losses with aroling piston type rotary compressor. II leakage losses a clearances on rolling piston faces / T. Janagisawa, T. Shimizu // International gournal of Refregiration. 1984. - №3. - P.152-158.

17. Курилов, А.Ф. Разработка метода расчета протечек в шестеренчатом мокровоздушном компрессоре с целью повышения эффективности / А.Ф. Курилов: автореф. дисс. канд.техн.наук. JI., 1989. - 16с.

18. Зубков, В.В. Совершенствование систем охлаждения поршневых компрессоров / В.В. Зубков, А.Х. Сафин, В.Г. Прошкин// М.: ЦИНТИхимнефтемаш. 1978. - № 5. - 34с.

19. Пластинин, П.И. Теория и расчет поршневых компрессоров / П.И. Пластинин. М.: ВО Агропромиздат, 1987. - 271с.

20. А.С. 989136 СССР МКИ F 04 В 39/06. Поршневой компрессор / В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский (СССР). № 3221312/25-06; заявл. 16.12.80; опубл. 1983, Бюл. № 2. -2с.: ил.

21. А.С. 681211 СССР МКИ F 04 В 39/06. Поршневой компрессор двойного действия / А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, В.Е. Щерба (СССР). № 2252287/25-06; заявл. 07.12.77; опубл. 1979, Бюл. № 31. -2с.: ил.

22. А.С. 1442701 СССР МКИ F 04 С 29/02. Способ охлаждения ротационного компрессора с катящимся ротором / В.Е. Щерба, И.Е. Титов, И.С. Березин, М.А. Баннов, А.К. Бреусов (СССР). № 4053816/25-06; заявл. 11.04.86; опубл. 1988, Бюл. № 45. -Зс.

23. А.С. 1078125 СССР, МКИ F 04 В 39/06. Способ охлаждения поршневого компрессора / В.Е. Щерба, А.П. Болштянский (СССР). № 3510411/25-06; заявл. 11.11.82; опубл. 1984, Бюл. № 9.-2 е.: ил.

24. А.С. СССР 1374845, МКИ F 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.

25. А.С. 1195049 СССР, МКИ F 04 В 39/00, 39/06. Способ охлаждения поршневого компрессора / В:Е. Щерба, А.П. Болштянский, B.JI. Юша (СССР). № 370373/25-06; заявл. 26.06.84; опубл. 1985, Бюл. № 44. - 2 е.: ил.

26. А.С. 1135923 СССР МКИ F 04 С 18/356, Г 04 С 29/04. Ротационный компрессор / В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, B.JI. Юша, А.П. Болштянский (СССР). № 361012/25-06; заявл. 29.06.83; опубл. 1985, Бюл. № 3. - 4с.: ил.

27. Слободянюк, JI.И. Охлаждение компрессора впрыском воды в цилиндр / Л.И. Слободянюк, Ю.Н. Гогин // Изв. ВУЗов. Энергетика. — 1961. № 9. - С.62-66.

28. Гогин Ю.Н. Впрыск воды во всасывающий трубопровод компрессора / Ю.Н. Гогин // Изв. ВУЗов. Энергетика. 1963. -№11.- С.69-75.

29. Берман, Я. А. О влиянии испарительного охлаждения газа на изотермный к.п.д. компрессора / Я.А. Берман, В.Г. Булыгин, А.Г1. Рафалович // Труды ВНИИкомпрессормаш. Сумы. - 1977. - С.77-80.

30. Мамедов, A.M. К теории рабочего процесса поршневого компрессора со сжатием влажного воздуха / A.M. Мамедов, Н.Б. Кадиров, Б.А. Агаев // Изв. ВУЗов. Нефть и газ. 1976. - № 2. С.63-67.

31. Щерба, В.Е. Исследование поршневого компрессора с внутренним отводом тепла / В.Е. Щерба: автореф. дисс. канд.техн.наук. М.: 1982.- 16с.

32. Верный, А. Л. Исследование и метод расчета винтовых маслозаполненных компрессоров / А.Л. Верный II Труды ВНИИкриогенмаш. Балашиха. - 1978. - С.72-82.

33. Кабаков, А.Н. Аналитическое исследование процессов сжатия и расширения газожидкостной смеси в поршневых компрессорах и пневмоударниках / А.Н. Кабаков, В.Е. Щерба // ФТПРПИ. 1983. - № 2. — С.48-52.

34. Щерба, В.Е. Метод расчета процесса сжатия компрессора объемного действия с двухфазным рабочим телом / В.Е. Щерба, И.С. Березин. — М., 1986. Юс. - Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш № 7592/86.

35. Щерба, В.Е. Расчет процесса обратного расширения в ротационном компрессоре с катящимся ротором с двухфазным рабочим телом / В.Е. Щерба, И.С. Березин, И.А. Скрипник // Изв. ВУЗов. Энергетика. 1990.- № 5. С.77-82.

36. Щерба, В.Е. Применение метода Галеркина для расчета рабочих процессов сжатия и расширения объемных компрессоров сдвухфазным рабочим телом / В.Е. Щерба // Изв. ВУЗов. Машиностроение. 1986. - № 4. - С.53-57.

37. Пластинин, П.И. Поршневые компрессоры. В 2-т. Т.1. Теория и расчет/ П.И. Пластинин. М.: Колос, 2006. - 399с.

38. Ребриков, В.Д. Влияние впрыска жидкости на рабочий процесс объемного компрессора / В.Д. Ребриков, Б.С. Фотин, B.C. Хрусталев и др. // Труды ЦКТИ. 1975. - вып. 27. - С.82-88.

39. Щерба, В.Е. О показателе политропы процесса нагнетания компрессора объемного действия с одно- и двухфазным рабочим телом / В.Е. Щерба, И.С. Березин, А.П. Болштянский и др. // Изв. ВУЗов. Машиностроение. 1990. - № 2. - С.52-57.

40. Щерба, В.Е. О показателе политропы процесса нагнетания компрессора объемного действия с одно- и двухфазным рабочим телом / В.Е. Щерба, И.С. Березин, А.П. Болштянский и др. // Изв. ВУЗов. Машиностроение. 1990. - № 2. - С.52-57.

41. Титов, И.Е. Математическая модель рабочего цикла компрессора с катящимся ротором с впрыском жидкости / И.Е. Титов, В.Е. Щерба, И.С. Березин // Изв. ВУЗов. Энергетика. 1991. - № 11. -С.78-86.

42. A.c. СССР 945492, МКИ F04 В 39/00. Поршневой вертикальный компрессор/ В.Е. Щерба, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 2946384/25-06; Заявлено 26.06.80; Опубл. 23.07.82, - Бюл. №27.

43. A.c. СССР 723214, МКИ F04 В 39/00. Поршневой вертикальный компрессор/ В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 2663471/25-06; Заявлено 12.09.78; Опубл. 25.03.80, - Бюл. № 19.

44. A.c. СССР 731038, МКИ F04 В 39/00. Поршневой вертикальный компрессор/ В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт № 2664889/25-06; Заявлено 12.09.78; Опубл. 30.04.80, - Бюл. № 16.

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

46. A.c. СССР 817305, МКИ F04 В 39/00. Поршневой компрессор/ В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт №2733094/25-06; Заявлено 06.03.79; Опубл. 30.03.81, - Бюл. № 12.

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

48. A.П. Болштянский, B.JI. Гринблат, А.Н. Кабаков, В.И. Стариков,

49. B.Е. Щерба, Омский политехнический институт №2534189/25-06; Заявлено 12.10.77; Опубл. 05.06.80, - Бюл. № 21.

50. A.c. СССР 731036, МКИ F04 В 31/00. Поршневой компрессор/

51. A.П. Болштянский, B.JI. Гринблат, В.Г. Громыхалин, А.Н. Кабаков,

52. B.И. Стариков, В.Е. Щерба, Омский политехнический институт -№ 26501126/25-06; Заявлено 19.07.78; Опубл. 30.04.80, Бюл. № 16.

53. A.c. СССР 844810, МКИ F04 В 31/00. Поршневой вертикальный компрессор/ В.Е. Щерба А.Н. Кабаков, В.И. Стариков, А.П. Болштянский , Омский политехнический институт № 2697325/25-06; Заявлено 14.12.78; Опубл. 07.07.81, - Бюл. № 25.

54. A.c. СССР 848745, МКИ F04 В 31/00. Поршневой компрессор/

55. A.П. Болштянский, B.JI. Гринблат, В.Г. Громыхалин, А.Н. Кабаков,

56. B.И. Стариков, В.Е. Щерба, Омский политехнический институт -№ 2688413/25-06; Заявлено 23.11.78; Опубл. 23.07.81, Бюл. № 27.

57. А.С. CGCP 1639173, МКИ F04 В 31/00. Вертикальный поршневой компрессор/ В.Е. Щерба, А.П. Болштянский, М.А. Баннов, Омский политехнический институт №4337178/29; Заявлено 09.11.87; Опубл. 01.12.90. (ДСП)

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

59. А.с. СССР 1599583, МКИ F04 С 18/00. Роторный компрессор/

60. A.П. Болштянский, В.Е. Щерба, И.Е. Титов, И.С. Березин, -№ 4435963/25-29; Заявлено 06.06.88; Опубл. 15.10.90, Бюл. № 38.

61. А.с. СССР 1110935, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/

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

63. А.с. СССР 1150401, МКИ F04 С 18/356. Ротационный компрессор/ В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков, B.JI. Юша, А.П. Болштянский, Омский политехнический институт №3610814/25-06; Заявлено 29.06.83; Опубл. 15.04.85, - Бюл. № 14.

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

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

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

67. Титов И.Е. Разработка методов расчета и создание компрессора с катящимся ротором с впрыском жидкости для микрокриогенных систем. / Титов И.Е. автореф. дисс. канд.техн.наук. -М.: 1991. 20 с.

68. Башта; Т.М. Машиностроительная гидравлика / Т.М. Башта. М.: Машиностроение, 1971. - 771с.

69. Сакун И.А. Винтовые компрессоры / И.А. Сакун. — Л.: Машиностроение, 1970.-400с.

70. Амосов, П.Е. Винтовые компрессорные машины. Справочник / П.Ё. Амосов, Н.И. Бобриков, А.И. Шварц и др. Л.: Машиностроение, 1977. -256с.

71. Исследование синтетических смазочно-охлаждающих жидкостей компрессоров микрокриогенных систем. /Ю.И. Мищенко, А.Р. Войдак и др.// Исследование процессов в криогенных установках и системах: Сб. науч. тр. /НПО «Криогенмаш». Балашиха. 1980 - С.75-81.

72. Щерба В.Е., Павлюченко Е.А. Расчет измерения объемов рабочих полостей насос-компрессора.// Современное состояние и перспективы, развития гидромашиностроения в XXI; Труды м/н НТК: Санкт-Петербург, 2003. с. 386-388.

73. Холодильные машины: Учебн. для втузов по специальности «Холодильные машины и установки»/Н. Н. Кошкин, И. А. Сакун, Е. М. Бамбушек и др.; Под общ. ред. И. А. Сакуна. Л.: Машиностроение, Ленигр. отд-ние, 1985. - 510 е., ил:

74. Юша В.Л., Максименко В.А., «Теория, расчет и конструирование роторных компрессоров». Метод, указания. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2004. - 40 с.

75. Пластинин, П.И. Применение первого закона термодинамики для расчета рабочих процессов компрессоров объемного действия с двухфазным рабочим телом / П.И. Пластинин, В.Е. Щерба // Изв. ВУЗов. Энергетика. 1989. - № 4. - С.64-70.

76. Носов Е.Ю. Повышение эффективности работы гидропневматических агрегатов с катящимся ротором. Носов Е. Ю. автореф. дисс. канд.техн.наук. Омск.: 2009. - 20 с.

77. Щерба В.Е., Виниченко B.C., Ульянов Д.А., Математическое моделирование рабочих процессов поршневого насос-компрессора // Материалы XVII научно-технической конференции вакуумная наука и техника: Москва, 2010.-е 117-122

78. Альтшуль А. Д. Гидравлика и аэродинамика / А. Д. Альтшуль, Л. Г. Киселев. -М. : Стройиздат, 1975. 327 с.

79. Орлов, Ю. М. Объемные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчет. / Ю. М. Орлов. М. Машиностроение, 2006. -222 с.

80. Техническая эксплуатация силовых агрегатов и трансмиссий / Болштянский А.П. // Омск: Изд-во ОмГТУ, 2003. 98 с.

81. Расчет перетечек в маслозаполненном ротационном компрессоре / Шерстюк А.Н. // Химическое и нефтяное машиностроение. 1982. - № 8. - С.21-22.

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

83. Основы научных исследований/ В. И. Крутов, И. М. Грушко, В. В. Попов и др.; Под ред. В. И. Крутова, В. В. Попова. М.: Высш. шк., 1980.-400 с.80.' Болдин А.П., Максимов В.А. Основы научных исследовании и УНИРС. М.: Изд-во МАДИ (ГТУ), 2002. - 276 с.

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

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

86. Холодильные компрессоры. Справочник./ Э. М. Бежанишвили, А. В. Быков, Е. С. Гуревич, Т. С. Дремлюх, И. М. Калнинь и др./ Под ред. А.

87. A. Глаголина, Н. А. Головкина, Г. Н. Даниловой, И. М. Калнинь и др./ Общ. ред. И. М. Калнинь. — М.: Легкая и пищевая промышленность, 1984.-280 с.

88. Шейнберг С.А., Жедь В.П., Шишеев М.Д. Опоры с газовой смазкой. М.Машиностроение, 1969. 336 с.

89. Шейберг С.А. Опоры скольжения с газовой смазкой/С.А. Шейнберг,

90. B.П. Жедь, М.Д. Шишеев, B.C. Баласаньян, Н.Д. Заблоцкий/ Под ред.

91. C.А. Шейнберга. М.: Машиностроение, 1979. 335 с.

92. Пинегин C.B., Табачников Ю.Б., Сипенков И.Е. Статические и динамические характеристики газостатических опор. М.: Наука, 1982. -265 с.

93. Коднянко В.А. Информационная технология и компьютерная среда моделирования, расчета и исследования газостатических опор. Красноярск: Изд-во сиб. федер. ун-тета; ; Политехнического ин-та, 2007. -250 с.г

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

95. Веркович Г.А. Справочник конструктора точного приборостроения/Г.А. Веркович, E.H. Головенкин, В.А. Голубков и др.; Под общ. ред. К.Н Явленского, Б.П. Тимофеева, Е.Е. Чаадаевой. Д.: Машиностроение. Ленинградское отделение, 1989. 792 с.

96. Конструкционные материалы: Справочник/ Б.Н. Арзамасов, В.А. Брострем, H.A. Буше и др.; Под общ. ред. Б.Н. Арзамасова. М.: Машиностроение, 1990. - 888 с.

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

98. Болдин А.П., Максимов В.А. Основы научных исследований и УНИРС.- М.: Изд-во МАДИ (ГТУ), 2002. 276 с.

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

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

101. Мовнин М.С., Израелит А.Б., Рубашкин А.Г. Основы технической механики. Д.: Судостроение, 1973. 576 с.

102. Келим Ю.М. Электромеханические и магнитные элементы систем автоматики. — М.: Высшая школа, 1991. — 304 с.

103. Розенблит Г.Б., Виленский П.И., Горелик Я.И. Датчики с проволочными преобразователями. — М.: Машиностроение, 1989. 240 с.

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

105. Евтихеев И.Н. Измерение электрических и неэлектрических величин/ H.H. Евтихеев, Я.А. Купершмидт, В.Ф. Популовский, В.Н Скугоров; Под общ. ред. H.H. Евтихеева. -М.: Энергоатомиздат, 1990. 352 с.

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

107. Измерение температур в технике: Справочник/ Под общ. ред. Ф. Линевега, Карлсруэ. М.: Металлургия, 1980. - 544 с.

108. Методические указания № 242 по градуировке технических полупроводниковых приборов термометров сопротивления в области температур от 100 до 300 °С. - М.: Изд-во стандартов, 1964. - 15 с.

109. Блохин В.Г. Современный эксперимент: подготовка, проведение, анализ результатов/ В.Г. Блохин, О.П. Глудкин, А.И. Гуров, М.А. Ханин. М.: «Радио и связь», 1997. - 232 с.

110. Грановский В.А., Сирая Т.Н. Методы обработки экспериментальных данных при измерениях. Л.: Энергоатомиздат, 1990. — 288 с.250