автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.03, диссертация на тему:Разработка метода расчета и исследование характеристик газовых подвесов поршней холодильных компрессоров



На правах рукописи УДК 621.56/.59

Тищенко Игорь Валерьевич

РАЗРАБОТКА МЕТОДА РАСЧЕТА И ИССЛЕДОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ГАЗОВЫХ ПОДВЕСОВ ПОРШНЕЙ ХОЛОДИЛЬНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Специальность 05.04.03 - Машины, аппараты и процессы холодильной и криогенной техники, систем кондиционирования и жизнеобеспечения

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

2 6 НОЯ 2009

Москва - 2009

003484917

Диссертация выполнена в Московском государственном техническом университете имени Н.Э. Баумана

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Пешти Ю.В.

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

профессор Иванов Б.А.

кандидат технических наук, профессор Стрельцов А.Н.

Ведущее предприятие: ОАО «ВНИИхолодмаш-Холдинг»

Защита диссертации состоится "_2 декабря 2009 г. в _14 час. _30_ мин. на заседании диссертационного совета Д212.141.16 при Московском государственном техническом университета им. Н.Э. Баумана по адресу: 107005, г. Москва, Лефортовская набережная, д. 1корпус факультета «Энергомашиностроение».

Ваш отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенный печатью, просим высылать по указанному адресу.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГТУ им. Н.Э. Баумана

Автореферат разослан " 2Л " <уии-н^А^Са 2009

г.

Ученый секретарь

диссертационного Совета Д212.141.16 кандидат технических наук, доцент

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Тенденция развития техники XXI века: энергосбережение и улучшение экологической обстановки на Земле, в том числе, путем сокращения выделения теплоты машин и агрегатов в окружающую среду.

В связи с этим требуется, чтобы, например, поршневые компрессоры были экономичными и выделяли меньше теплоты в окружающую среду и, кроме того, имели повышенный ресурс работы.

Одним из перспективных направлений совершенствования компрессоров холодильных машин является повышение их механического коэффициента полезного действия т]мех.

Это важно, в основном, для бескрейцкопфных компрессоров холодильных парокомпрессионных машин малой мощности (от 1 до 20 кВт), в которых цмех составляет часто 80-85%.

В связи с этим перспективным является замена поршневых колец в таком компрессоре газостатическим подвесом поршня в цилиндре.

Такое конструктивное решение позволит получить существенные преимущества по сравнению с обычным поршневым холодильным компрессором, а именно:

1 .Экономичность - общий КПД компрессора повышается на 5-10 % .

2.Малое загрязнение продуктами крекинга смазки окружающей среды в разомкнутых технологических циклах, работающих на безвредных для окружающей среды газах.

3.Малый шум и низкий уровень вибраций.

4.Смазка поршневой группы хладагентом, циркулирующим в технологическом цикле холодильной установки, в которой работает компрессор.

5.Снижение расхода жидкостной смазки за счет меньшего смазывания поршневой группы.

6.Долговечность (за счет устранения поршневых колец).

7. Возможность полного отказа от масла, что позволит решить проблему сочетаемости масел и хладагентов и упростит ретрофит (замену хладагента).

Данная работа посвящена методам расчета и исследования газового подвеса и рассматриваются методы, позволяющие прогнозировать момент наступления неустойчивости газового подвеса поршня.

Цель работы - разработка метода расчета и исследование основных характеристик (несущей способности, жесткости, и предельной частоты колебаний поршня на газовом слое) в газостатическом подвесе поршня бескрейцкопфного холодильного компрессора.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать физическую и математическую модели работы газового подвеса поршня бескрейцкопфного компрессора.

2. Разработать методику расчета дифференциальных и интегральных характеристик газового подвеса (давления, несущей способности, жесткости смазочного слоя и др.).

3. Провести анализ возможных конструктивных схем подвеса.

4. Найти оптимальную или рациональную область использования газового подвеса.

5. Разработать метод расчета устойчивости работы газового подвеса («пнев-момолот»).

6. Провести экспериментальные исследования, подтверждающие корректность решения поставленной задачи.

7. Внедрить результаты теоретического исследования в народное хозяйство России.

Методы исследования. Использовались теоретические методы исследования основных характеристик газового подвеса поршня. При выводе теоретических зависимостей применялись уравнения Навье-Стокса, неразрывности, энергии, Рей-нольдса, математические итерационные методы. Для подтверждения теоретических выводов проводились сравнения теоретических исследований с полученными экспериментальными данными.

Научная новизна.

• Для решения уравнений для определения устойчивости газового подвеса применен метод простой итерации;

• Впервые:

• рассчитаны и представлены основные характеристики газостатического подвеса поршня холодильного компрессора с учетом переменности коэффициента расхода газа через дроссели и с учетом перекоса поршня в цилиндре;

• разработана методика для учета перекоса поршня в цилиндре;

• для конечно-разностной аппроксимации системы уравнений динамической неустойчивости газового подвеса поршня реализован метод простых итераций;

• разработана методика расчета и прогнозирования устойчивости газового подвеса поршня;

• разработана методика моделирования газовых подвесов поршней с разными типами дросселей и с разными типами наддува газа с использованием безразмерных коэффициентов;

• определена рациональная область параметров газового подвеса;

• проведено моделирование газового подвеса на различных рабочих веществах.

Практическая значимость и реализация результатов работы.

1. Применение газовых подвесов поршней в поршневых компрессорах холодильных машин приведет к уменьшению потерь на трение поршня и поршневых колец о стенки цилиндра, вследствие чего увеличатся общий КПД компрессора, холодильный коэффициент. При этом есть возможность так подобрать параметры подвеса, что холодопроизводительность останется неизменной по сравнению с машиной с поршневыми кольцами.

2. Разработанный метод позволяет рассчитывать газовые подвесы поршневых компрессоров с различными типами наддува с высокой достоверностью результатов расчета.

3. Даны рекомендации по возможным конструктивным решениям для поршневых компрессоров с газовым подвесом.

4. Создан экспериментальный стенд, позволяющий определять мощность компрессора с газовым подвесом.

Рекомендации к внедрению. Разработанные методики расчета рекомендуются для проектирования перспективных компрессоров с газовым подвесом поршня.

Достоверность полученных данных обеспечивалась применением аттестованных измерительных средств и апробированных методик измерения, хорошей повторяемостью полученных результатов измерений, определением и анализом погрешности измерений.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались и обсуждались на конференциях:

• одиннадцатой международной научно-технической конференции студентов и аспирантов, МЭИ, 2005;

• двенадцатой международной научно-технической конференции студентов и аспирантов, МЭИ, 2006;

а также на заседании кафедры «Холодильной, криогенной техники, систем кондиционирования и жизнеобеспечения» МГТУ имени Н.Э. Баумана.

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 5 работ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из перечня основных условных обозначений, введения, пяти глав, заключения, списка используемой литературы, включающего наименования работ отечественных и зарубежных авторов и приложений. Общий объем диссертации 213 е., в т.ч. 129 с. машинописного текста, 84 рис., 13 таблиц и 5 приложений на 36 с.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность работы. Сформулированы цель и задачи исследования, научная новизна и практическая ценность работы.

В первой главе произведен анализ основных возможных типов газовых подвесов. Рассматривались возможные конструкции подвеса для бескрейцкопфных компрессоров, их достоинства и недостатки. Как показал литературно-патентный обзор, возможны две схемы надцува: наружная и внутренняя. Анализ показал, что для определения преимущества одной из схем необходимо провести расчеты основных характеристик газового слоя и сравнить их. Необходимое условие работы газового подвеса — отсутствие касания поршня о цилиндр и отсутствие заклинивания поршня в цилиндре компрессора. Все рассмотренные методики расчета содержат грубые допущения, не носят универсального характера и поэтому недостаточны для прямого использования. Во всех работах не учитывается переменность коэффициента расхода газа через дроссели и перекос поршня в цилиндре. Кроме этого в литературе отсутствуют методики, позволяющие определить частоту «пневмомолота» для газового подвеса поршня компрессора, т.е. предел его устойчивой работы.

На основании проведенного литературного обзора была сформулирована цель работы, а также задачи, которые необходимо решить для ее достижения.

Во второй главе описывается математическая модель работы газового подвеса поршня компрессора. Для получения профиля давления решается система из

уравнения Рейнольдса (полученное из уравнения Навье-Стокса - уравнения механики ламинарных потоков сжимаемого вязкого газа при малых числах Рейнольдса совместно с уравнением неразрывности) при следующих допущениях:

1. режим течения по рабочему зазору ламинарный, силами инерции пренебрегаем;

2. режим течения газа по рабочему зазору изотермический при средней температуре гильзы цилиндра и боковой поверхности поршня;

3. течение газа стационарное;

4. шероховатость рабочих поверхностей мала и не влияет на течение газа в рабочем зазоре;

5. течение газовой смазки принимается сплошным;

6. вязкость смазки сохраняет свое неизменное значение во всей области течения, а также по высоте зазора, т.е. принимаем = const;

7. давления газа в полостях всасывания и нагнетания имеют постоянное значение.

8. теплофизические свойства сжимаемого газа постоянны во всех процессах {kmn= const, Ср= const);

9. коленчатый вал компрессора вращается равномерно.

..... В безразмерном виде в цилиндрических координатах стационарное уравнение Рейнольдса имеет вид

8 (—¿3 Э^Г

дв

= 0,где Н = р-~, (1)

Ln "о Ps

о дв

р — текущее давление газа в слое смазки, Па,

р5 - давление надуваемого в зазор между поршнем и цилиндром газа, Па г - координата по высоте поршня, м, 1п - высота поршня, м,

Я - радиальный зазор между цилиндром компрессора и поршнем, м, //"о - радиальный зазор между цилиндром компрессора и поршнем при их концентричном положении, м.

Это уравнение может быть решено численными методами с граничными условиями, соответствующими данному типу газового подвеса, при этом уравнение (1) аппроксимируется через конечно-разностные аналоги по пятиточечному шаблону итерационно. Также давление по окружности может считаться приблизительно изменяющимся по закону косинуса и тогда из данного уравнения, баланса расходов и условия равновесия поршня в зазоре вытекает система уравнений. Такое допущение использовалось ранее для симметричных опор.

Высота зазора между поршнем и цилиндром определяется исходя из геометрии подшипника, представленной на рис. 1.

Я = Яд +еьо%в (2)

или в безразмерной форме

Н = Х + асоьв, (3)

Я„= 1-е, (4)

Нв= 1 + е, (5)

е - эксцентриситет положения поршня в цилиндре, м.

Особенностью расчета давления газового слоя в данном случае является то, что коэффициент расхода газа через дроссели переменный и учитывается перекос поршня в цилиндре. Рассматриваются схемы с наружным и внутренним наддувом (рис.2), с одним и двумя рядами дросселей, с дросселями типа кольцевое сопло и с карманами. Расчеты показывают, что наиболее предпочтительной является схема с внутренним двухрядным наддувом и дросселями типа кольцевое сопло (рис.3).

Впервые представлено решение для различных углов поворота коленчатого вала и различных эксцентриситетов системы уравнений

Стз\ ~ Стдр\ ~ АСтз > (6)

Стз2 ~ Стдр2 + ^нз> (7)

мг=мг, (8)

ре=Ы, (9)

где

от Рт2 Рк ¡Кот

°тз 1 =-Г;—ГТ—^-~-Ат\(Р>£)',Стз2 =-7Г.-Л7 от,-^-Ат1

24//,7^дрКТзср2г 24 ргНЬрЯТзср1г

Юпр\ртХ-р\д^01Л

24^дрКТ3.ср2~ГАМе)'

Рт1 - Рк ^ \7~к Г~2/к -(к + 1)[к ^ РяГ —. РК= фгШ = Г|2Т—Г Рт\ ~ Ргт ' "Ри Докритическом ис-

' г X > - гт 1т 1

Р* Р* М к-1

течении газа (рт} > ркр); Фт(

к + \

: +1

1 - при закритическом истечении

газа (рт] <ркрУ,

Стз[ - текущий массовый расход газа через рабочий зазор при повороте кривошипа коленчатого вала на угол а, кг/с;

^тдр\ ~ массовый расход газовой смазки через / - й ряд дросселей, кг/с;

(где 1 - номер ряда дросселей; / = 1 - ряд дросселей со стороны рабочей полости

цилиндра, г = 2 - со стороны картера);

Д(5етз - перетечки газа между рядами дросселей;

Оп - диаметр поршня, м;

Кот - коэффициент, учитывающий окружные перетечки газа; Мгт - суммарный момент газомеханической реакции, Н*м; М2 - восстанавливающий момент, Н*м;

Рм - нормальная составляющая суммарных поршневых сил, Н;

- число дросселей в ряду; Р - несущая способность газового смазочного слоя, Н;

рк - давление газа в картере, Па;

К - газовая постоянная, Дж/(кг-К);

Тзср- средняя температура газа в рабочем зазоре, К;

Т5 - температура наддуваемого газа, К;

2г - коэффициент сжимаемости газа при средней температуре в зазоре подвеса; 2ц - коэффициент сжимаемости газа при температуре наддува;

- динамическая (абсолютная) вязкость газа при средней температуре газа в зазоре подвеса, Па-с;

%дрт1 ~ коэффициент расхода дросселя;

Ат\{р,е), Ь'т; (/?,£)- функции, зависящие от угла перекоса поршня и эксцентриситета его положения в цилиндре.

Для рассчитываемого эксцентриситета из системы уравнений (6) - (9) находятся профили распределения давления во всех сечениях подвеса, расходы в зазоре и через дроссели, после чего определяются основные интегральные характеристики подвеса.

Несущая способность газового подвеса рассчитывается в безразмерном виде

См,=Рс/Рид (Ю)

где Рид=(р*~_Рк%,1>„,

Рс = 0,25яО„р, \рнсрХ - рвср1 + \рнср2 - Реср2 )2 +

- 2Рт1~Р3ц - 2р3т2-р1 - ..1Рт\-~Рт2 Ртср1 д —2 —2 ' тс?2 ^ —2 —2 ' ^ —2 —2

Рт\-Рц Рт2~Рк Рт\~Рт2

Далее рассчитьшается безразмерный коэффициент радиальной жесткости

По значениям несущей способности подвеса определяется равновесное положение поршня для каждого угла поворота коленчатого вала компрессора, т.е. положение при котором несущая способность уравновешивает нормальную составляющую суммарной силы, действующей на поршень

где Сп = №/Рид (11)

Также рассчитываются расход газа на наддув, утечки газа в картер.

Рис. 2, Конструктивная схема поршневой группы бескрейцкопфного компрессора парокомпрессионной холодильной установки: а - с тронковым поршнем и поршневыми кольцами; б, в - с тронковым поршнем и его газовым подвесом в цилиндре компрессора; 1 — цилиндр; 2 - нагнетательный клапан; 3 - всасывающий клапан; 4 - поршневой палец; 5 - шатун; 6 - кривошип коленчатого вала; 7 - поршень; 8 - поршневое кольцо; 9 - рабочий зазор; 10 - дроссели; 11 - каналы, сообщающие дроссели с источником газа для наддува (б - камерой, в - ресивером); 12 - камера в поршне; 13 - клапан в поршне; 14 - ресивер

где Gzn НМдрХ +Мдр2)п0Ш,МдрЛ = ,

Относительные утечки газа в картер

Gym = GymjGxa , (12)

о ,, , ,, I {Gm,:)2(u) + Gm.3l{u +1) К)р .

r№Gym=Mymn0t60,Mym= s -----'- >

и-О z

Ar„ =А«а * л/(соо *180),

- утечки газа в картер компрессора, кг/с; М>то - масса газа, утекающего в картер из рабочего зазора при е = 0 за оборот коленчатого вала, кг;

Ааи- шаг по углу поворота коленчатого вала, град; Д гы - время поворота коленчатого вала на угол Ааи, с;

Относительный расход газа на газовый подвес для двухрядного наддува Gzn-Gsn!Gxa, (13)

f {Gm.dpi(u) + Gm.dpi(u +1) ft dp и-О

Gm - расход газа на газовый подвес, кг/с;

Mfy— масса газа, вытекающего через дроссели в зазор из каждого ряда при £ = О

за оборот коленчатого вала, кг.

Также рассчитывается собственная частота колебаний поршня на газовом слое и устанавливается не совпадает ли она с частотой вынуждающей силы Р^г, действующей на поршень со стороны механизма движения.

Частота собственных колебаний поршня на газовом смазочном слое для каждого угла поворота коленчатого вала будет разной. Демпфирование газового смазочного слоя можно не учитывать ввиду его малости.

Частота собственных колебаний поршня на газовом смазочном слое определяется как

®ск = ' (14>

. \тпор

где Кс - коэффициент радиальной жесткости газового смазочного слоя, Н/м; тпор~ масса поршня, кг.

В диссертации показано, что частота собственных колебаний поршня на газовом смазочном слое на порядок больше вынуждающей частоты колебаний (частоты вращения коленчатого вала) и, следовательно, резонанс не наступает.

По разработанной методике была составлена программа для ПЭВМ на алгоритмическом языке Delphi по расчету основных интегральных характеристик газового подвеса поршня холодильного компрессора.

Также в работе рассмотрена работа газового подвеса в области параметрического резонанса - самовозбуждающихся колебаний типа «пневмомолота». Данное явление очень опасно, ввиду резкого увеличения амплитуды колебаний поршня.

Для решения этой задачи необходимо найти решение системы дифференци-

альных уравнений состоящей из уравнения Рейнольдса и уравнений движения по осям X и Ъ.

Система уравнений в безразмерном виде

89

у 89

(г, Л2

у

б 8$

рН

3 5рл

где р = р/р5, Я = Я/Я0, С = , г = г/'гх;

12[Ж?: „ . ст = —^-у1-, =2я/т.

к. к.

гР-у *>т> п Т А

(15)

К-Ц-к

2л

О О

о о

ш„Я0

(16)

о

о

А

Л 2 7г1„

2л £„

0 о

о о

¿Г*

2л: 1„

+ { |р8шШ*0 (17)

О О

где X = х/Но; У=у/Н^ .

Совокупность уравнений (15) - (17) дает полное математическое описание процесса движения поршня в цилиндре на газовом слое. Задача о движении поршня решается в два этапа:

1. Определяются стационарные решения (положения равновесия).

2. Исследуют устойчивость стационарных решений (устойчивость положений равновесия).

Задача была решена с помощью метода малых возмущений с последующим применением численных методов для определения области устойчивости. Данная система уравнений достаточно сложна для решения.

Рассматривалось движение поршня выведенного из положения равновесия. Переменные координаты центра поршня выражались через малые возмущения равновесных координат.

Х(т) = Х0+ Щг), Г(г) = Г0 + Щг),р(0,М = Рр(в>С) + Н(9,т) = НР(9) + д~Н{9,т),дН(9,т) = -5Х(т)со$9 - Щфтв 5Х{т) = ХхеЪх; Щг) = УхеЪт;5Н = -(^1 соъв + ^ ътв)еЬг;

5р = (р1Х]+ р2У1)г

/О т •

b = а + iQ, так как е = cosQr + r'smQr- периодическая функция.

Систему уравнений (15) - (17) невозможно решить аналитически и она решена численно, подбором b методом проб. Искомая величина b в общем случае представляет собой комплексное число b = а + iÇl. Знак его действительной части д определяет вид траектории движения центра поршня. Если а>0, то спираль развертывается, т.е. движение неустойчиво, при я<0 спираль свертывается и движение устойчиво. На пороге устойчивости а = 0 и поэтому необходимо было только найти методом проб мнимую величину Ьр = Ю. Подстановка пробного

значения Q в уравнения (17) - (19) дает возможность вычислить неизвестные. Поскольку эти уравнения имеют комплексные коэффициенты, то функции р\ и pj тоже комплексные: р\ = p\R + ip\^\ Pi = pir + iPlN ■ В итоге получается следующая система уравнений:

н tl I t

P\R0 + f%P\RÇ + fwP\R9 + flÇPlRÇ + fwPïR + hçP\R + h = = -QfUPlN (20)

i» и f »

P\N9 + fdÇPWÇ + fwPme + flÇPlNÇ + heP\N + hçP\N = = -Ofu+QfnPlR (21)

ri 1t I I

P2R9 + hçPlRt; + fwP2R6 + Î2ÇP2RÇ + UeP2R + UçP2R + /б =

= -Ofl2P2N (22)

P2N9 + f0ÇP2NÇ + h\9P2N9 + Î2ÇP2NÇ + ÎA9P2N + SlÇPlN = = Qfl4+W\2P2R (23)

O4 + B(JR +KrP2+ B2(JrKr - JNKN -IRLr + InLn)= 0 (24)

Q2B(JN + KN)+ B2(JRKN +JnKR-IrLn-InLr) = 0, (25)

где

Кор ={Rn/Lnf< foc = Kop ; f\o = ho = ; hç ~ hç = -p^-Ko-p'*

__Il

he=Ue hç fse =-3(Pp)0Cos0;

PP Pp

hç =-l(p2p)}Ànopcose> ke =-3(p2p)esinO; f6ç=-3(p2p)çAnops'in0;

fie =JS^Lcosô. f J±EMLXnopCQSe-

Pp Pp

3(jPp0)2 . Л , 3(ppç)2 .

fw =---slnû' ftÇ =--^—^pSmB'

Pp Pp

/9=-Ъррвйпв-, /ю=-Ïpp0wa9\ /n=/i2=^-; /i3=-Acos0;

Pp

/14 =-Л8Шв', \=ЗМК»®- /- =/50 + +/9;

Щ>5Н О

/б = /б0 + + /86» + + /ю •

2л-1 2л: 1

0 0 0 0 2 л-1 2л-1

Л21 =£ } {двтШ^; Л22 =5 | ^т&Ш^; 0 0 0 0

Л12 =В{ЬК + А21 = В(1Л+ПЫ)-, Л22=В{Кк +1КМ). В результате получается

со„„ „ (26)

На рис. 3 приведены результаты расчета циклической частоты колебаний поршня при пневмомолоте.

Запас по частоте пневмомолота достаточно невелик и составляет примерно 1,5 - 1,7 по отношению к собственной частоте колебаний поршня на газовом слое. Были рассмотрены и другие соотношения параметров подвеса, которые тоже дали запас 1,4 - 2 по циклической частоте возникновения пневмомолота. В связи с этим можно сделать вывод, что чем выше жесткость подвеса, тем больше вероятность достижения пневмомолота. Большая вероятность пневмомолота существует для подвеса с дросселями с карманами. Поэтому следует проводить расчет данной величины, чтобы убедиться в устойчивости подвеса, иначе возрастет амплитуда колебаний поршня и произойдет касание цилиндра.

Часть газа, сжимаемого в компрессоре, используется для подвеса поршня.

Мощность, затрачиваемая на сжатие газа, идущего на газовый подвес 'Игп:

к-1

N = —

гп к.

-г в ят

. I вс гп вс

р

V всу

-1

(27)

Потери мощности вследствие утечек газа в картер компрессора из зазора между поршнем и цилиндром.

к-1

N =-

-г с ят

ут к — \ вс ут вс

( _

р

Л

(28)

Мощность трения механизма движения компрессора с поршневыми кольцами рассчитывалась по следующей формуле

N тр.мд.пк = 0 + К.м.д№трК0Л, (29)

где Км с) - коэффициент, учитывающий трение в механизме движения компрессора. Км£ =0,8... 1,2.

И

Мощность трения механизма движения компрессора с газовым подвесом поршня рассчитывалась по следующей формуле

Nтр.м.д.гп ~ ^тр.м.д.пк ~ ^тр.пк (30)

Механический КПД компрессора с поршневыми кольцами рассчитывался по следующей формуле

Чмех.пк ~ лт >

(31)

^ + "тр.м.д.т Яинд

где ЬГинд - индикаторная мощность компрессора, Вт.

Механический КПД компрессора с газовым подвесом поршня определяется

'/мех.гп ~ дг ' (32)

^ ^ '' тр.м.д.гп

Nинд

Эффективная мощность компрессора с поршневыми кольцами ^е.пк ~ ^инд + ^трм.д.пк (3^)

Эффективная мощность компрессора с газовым подвесом поршня: Nе.гп ~ ^ипд + Nтр.мд^п (34)

Экономия энергии

как

Лэк =

1-Ее^й- |*Ю0 (35)

Nе.пк,

На рис. 4 и 5 представлены результаты расчета изоэнтропного и механического КПД компрессоров с поршневыми кольцами и с газовым подвесом.

Согласно расчетам изоэнтропный и механический КПД компрессора с газовым подвесом на 5-10 % больше, чем у компрессора с поршневыми кольцами.

Такое же соотношение было получено и для холодильного коэффициента компрессора ех.

(36)

N.

Величина коэффициента подачи компрессора с поршневыми кольцами при степенях сжатия до 3 практически такая же, как у компрессора с газовым подвесом. При степенях сжатия больше 3 величина коэффициента подачи компрессора с поршневыми кольцами больше, чем у компрессора с газовым подвесом на 1 - 4 %. В связи с этим необходима компенсация расхода газа для сохранения холодопро-изводительности. Несмотря на введение дополнительного количества газа, все равно будет экономия энергии в 5 - 10 %. При равных расходах энергии холодо-производительность компрессора с газовым подвесом будет больше, чем у компрессора с поршневыми кольцами. При этом можно подобрать параметры подвеса так, что холодопроизводительность компрессора с газовым подвесом будет такая же, как у компрессора с поршневыми кольцами.

1 -.4-.....- I — —

---------- — — ------

— / 1 / - — — Е- \__ —— —

Рис. 3. Зависимость собственной частоты колебаний поршня на газовом смазочном слое и частоты колебаний при пнев-момолоте от угла поворота коленчатого вала поршня (хладагент И22; рк = 0,3 МПа; йдр - 0,4 мм; N= 8; .£>„ = 50 мм; 1„ = 100 мм; £.„//,■ =3; е = 0,5; рх = 1,2 МПа; #0 = 20 мкм): 1 - частота возникновения пневмомолота; 2 — частота собственных колебаний поршня

I

0,9 77»«* 0,8 0,7 0,6

3 2 ------ ---

4 -- — —

— —.....- „ — ------------

2,0

3,0

4,0

5,0

6,0

7,0

Рис. 4. Зависимость изоэнтропного КПД компрессора от степени повышения давления в компрессоре (хладагент 1122; рк = 0,3 МПа; ¿др = 0,4 мм; Ыдр = 8; Оп = 50 мм; ¿„=100 мм; £,„//,-=3; ¿г = 0,5; рх = 1,2 МПа; Н0 = 20 мкм; ¡2=4 кВт; /тр,кол = 0,2): 1 - г/ад при Км д = 0,8 для компрессора с газовым подвесом; 2 - Цад при К м.д =1,2 для компрессора с газовым подвесом; 3 - 1]С!/) при Кл,£ = 0,8 для компрессора с поршневыми кольцами; 4 - при ; км.д ~ 1 >2 для компрессора с поршневыми кольцами

Рис. 5. Зависимость механического КПД компрессора от степени повышения давления в компрессоре (хладагент Я22; рк = 0,3 МПа; с1др = 0,4 мм; Мдр - 8; Оп = 50 мм; Ьп = 100 мм; ЬпЦ1 =3; £ = 0,5; рх = 1,2 МПа; Н0 = 20 мкм; 6=4 кВт; /тр коп = 0,2): 1 - Пмех.гп ПРИ = °>8; 2 - Лмех.гп при Кмд = 1,2; 3 - Т]мехмк при Км д = 0,8; 4 -'Чмсх.гп «ри Км.д = 1.2

В третьей главе проведены расчеты по оптимизации (определению рациональной области параметров подвеса) основных характеристик подвеса и энергетических характеристик компрессора.

Рассматривалось влияние параметров газового подвеса на следующие характеристики:

- газового смазочного слоя:

- относительную несущую способность, относительный коэффициент радиальной жесткости;

- экономичности:

относительный расход газа на газовый подвес Сгп; относительные утечки газа в картер с/ у т ; коэффициент подачи X; изотермический КПД 7]из; адиабатный КПД г/ад; холодильный коэффициент цикла ех.

В результате расчетов выяснилось:

рациональными по основным характеристикам газового слоя и экономичности компрессора являются следующие значения параметров подвеса: £„/£>„ =2...2,5; ¿„//,- =2,5...3,5; т^р= 0,15...0,25 при Н^- уаг; тдр- 0,6...0,8

при <1др = уаг; Идр = 8... 10; Н0 =20...30 мкм; Лдр =0,4...0,5 мм; р5 = 1...1,2МПа.

Было выполнено моделирование газового подвеса на различных веществах (воздух, Ш2, 34а, К502,11507, 11404А, Я407С). Газовые подвесы на хладагентах Ю34а и Ы22 и воздухе по несущей способности, жесткости и расходу газа на подвес оказались более эффективными, что обусловлено их физическими свойствами (вязкостью, показателями адиабаты, коэффициентами сжимаемости, газовыми постоянными).

В четвертой главе дано описание разработанного экспериментального стенда, необходимого для исследования основных характеристик газового подвеса. Целью исследований являлось экспериментальное подтверждение достоверности расчета мощности компрессора с газовым подвесом, полученных расчетным путем. Схема разработанной экспериментальной установки приведена на рис. 6.

В главе приведена методика экспериментальных исследований. На рис. 7 и 8 приведены экспериментальные и расчетно-аналитические графики эффективной мощности в зависимости от степени повышения давления для компрессоров с поршневыми кольцами и с газовым подвесом.

Исследования подтвердили адекватность результатов, полученных экспериментально и с помощью расчетно-аналитического метода. Количественные расхождения расчетных и экспериментальных значений на расчетных режимах не превысили 5%.

В пятой главе приведены основные рекомендации по проектированию газовых подвесов, рекомендации по применению материалов для поршней компрессора, антифрикционных покрытий, показаны возможные конструкции узла шатунно-поршневой группы.

РСД1

РСД2

ДМН20-TI14 В^

ПК

L-t5b

РВ2

МН2ТПЗ _

ША

МО it

ТП2 МН1

Щ ПВ (7) к

ДМН1 ТП1

" —<J Из атмосферы М J^bp^HK

Рис. 6. Принципиальная схема экспериментального стенда. ИК — измерительный комплекс К-505; ЭД - электродвигатель; М — маховик компрессора; А - амперметр; PC — реостат; К - компрессор; МН1...МН2 - манометры; ДМН1...ДМН2 -дифференциальные манометры; ПВ - предохранительный вентиль; ТП1.. .ТП4 - термопары; МО - маслоотделитель; ПК -предохранительный клапан; Р - ресивер; РВ1...РВ2 - регулирующие вентили; РСД1.. .РСД2 - ротаметры 1400

Вт

1300 1200 1100 1000 900

...

2

.....з/

£ с ж

Рис. 7. Эффективная мощность компрессора с поршневыми кольцами (теоретическая и экспериментальная): 1 — Яэф при Км_д = 0,8; 2 - при Км д = 1,2; 3 - УУэ(/)

экспериментальная

Рис. 8. Эффективная мощность компрессора с газовым подвесом (теоретическая и экспериментальная): 1 - Ыоф при Км д = 0,8; 2 - Ыоф при Кжд =

1,2; 3 — Nэф экспериментальная

Выводы

Для достижения поставленной цели были решены следующие задачи:

1. Разработан и апробирован метод расчета газового подвеса поршня компрессора для определения профиля давления в слое смазки и его основных характеристик. Новизна метода заключается в том, что

- впервые при решении задачи учтен перекос поршня в цилиндре;

- впервые принимается переменным коэффициент расхода газа через дроссели;

- получена зона рациональных параметров для работы газового подвеса;

- для конечно-разностной аппроксимации системы уравнений динамической неустойчивости газового подвеса поршня реализован метод простых итераций;

- впервые определения граница устойчивости газового подвеса;

- впервые определена частота собственных колебаний поршня на газовом слое для бескрейцкопфного компрессора.

2. Рассчитаны и представлены интегральные характеристики газового подвеса (несущая способность, жесткость газового слоя, расход газа, утечки газа в картер) для широкого диапазона исходных данных.

3. Рассчитаны и представлены энергетические характеристики холодильного компрессора с газовым подвесом поршня: механический, адиабатный изотермический КПД, коэффициент подачи.

4. Впервые произведено моделирование газового подвеса на различных рабочих веществах.

5. Впервые показано что можно создать компрессор, не уступающий по утечкам компрессору с поршневыми кольцами с такой же холодопроизводитель-ностью.

Намечены и предложены дальнейшие пути использования таких компрессоров.

6. Проведены экспериментальные исследования, подтверждающие корректность решения поставленной задачи. Расхождение по эффективной мощности компрессора по сравнению с экспериментальной не более 5%. Максимальная экономия энергии компрессора с газовым подвесом составила 4%. Теоретическая экономия была 5-10 %.

7. Предложены рекомендации по проектированию газовых подвесов и приведены варианты возможных конструктивных решений. Результаты работы внедрены в учебный процесс кафедры «Холодильная, криогенная техника и системы кондиционирования» МГТУ им. Н.Э. Баумана, а именно: выпущено методическое издание Тищенко И.В. Расчет газового подвеса поршня холодильного компрессора: Методические указания к выполнению домашних заданий, курсовых и дипломных проектов по курсу «Объемные компрессорные и расширительные машины» / Под ред. Ю.В. Пешти. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006. - 56с.: ил. Также результаты работы внедрены в опытно-конструкторскую работу предприятия ОАО НПО «Наука».

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ИЗЛОЖЕНЫ В РАБОТАХ

1. Тищенко И.В., Пешти Ю.В. Газовый подвес поршня в цилиндре холодильного компрессора // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Машиностроение. - 2002. -Специальный выпуск. - С. 95-106.

2. Тищенко И.В., Пешти Ю.В. Анализ характеристик газового подвеса поршня в цилиндре холодильного компрессора // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Машиностроение. - 2004. - Специальный выпуск. - С. 166-179.

3. Тищенко И.В., Пешти Ю.В. Разработка методики расчета газового подвеса поршня бескрейцкопфного поршневого компрессора // Радиоэлектроника, электротехника и энергетика: Тезисы докладов Международной конференции. - Москва, 2005. - Т.З. - С. 219-220.

4. Тищенко И.В., Пешти Ю.В. Разработка методики расчета газового подвеса поршня бескрейцкопфного поршневого компрессора // Радиоэлектроника, электротехника и энергетика: Тезисы докладов Международной конференции. - Москва, 2006. - Т.З. - С. 272-273.

5. Тищенко И.В. Расчет газового подвеса поршня холодильного компрессора: Методические указания к выполнению домашних заданий, курсовых и дипломных проектов по курсу «Объемные компрессорные и расширительные машины» / Под ред. Ю.В. Пешти. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006. - 56с.: ил.

Подписано к печати 15.10.09. Заказ №599 Объем 1,0 печ.л. Тираж 100 экз. Типография МГТУ им. Н.Э. Баумана 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д.5 (499) 263-62-01

Условные обозначения.

Введение.

Глава 1. Состояние исследований, цель работы, общая постановка задач исследований.

1.1. Анализ схем организации газостатического подвеса поршня в цилиндре холодильного компрессора.

1.2. Анализ известных методов расчета и экспериментальных исследований газостатических подвесов поршней компрессоров, выводы.

Глава 2. Выбор математической модели расчета газового подвеса поршня компрессора.

2.1. Принимаемые допущения при расчете давления в газовом слое.

2.2. Высота смазочного слоя в газовом подвесе.

2.3. Уравнение распределения текущего давления газа в рабочем зазоре газового подвеса.

2.4. Методика расчета газового подвеса поршня и определение условия равновесия поршня в цилиндре.

2.4.1. Подвес с однорядным наддувом.

2.4.2. Подвес с двухрядным наддувом.

2.5. Уравнения для расчета коэффициента расхода газа через дроссели.

2.5.1. Дроссели типа «кольцевое сопло».

2.5.2. Дроссели с карманами.

2.6. Расчет несущей способности газового смазочного слоя.

2.6.1. Подвес с однорядным наддувом.

2.6.2. Подвес с двухрядным наддувом.

2.7. Коэффициент радиальной жесткости.

2.8. Расчет расхода газа на подвес и утечек газа в картер.

2.9. Расчет частоты собственных колебаний поршня при движении в цилиндре.

2.10. Динамическая неустойчивость («пневмомолот»).

2.11. Итерационный процесс для расчета динамической неустойчивости газового подвеса.

2.12. Расчет энергетических характеристик компрессора.

2.12.1. Расчет эффективной мощности, механического, изотермического и изоэнтропного КПД.

2.12.2. Расчет объема камеры в поршне.

2.12.3. Коэффициент подачи компрессора.

2.13. Холодильный коэффициент компрессора.

2.14. Конструктивный анализ схем газового подвеса поршня.

Глава 3. Определение рациональной области основных характеристик и конструктивных параметров газового подвеса.

3.1. Влияние параметров газового подвеса на характеристики газового смазочного слоя.

3.1.1. Влияние на несущую способность.

3.1.2. Влияние на коэффициент радиальной жесткости.

3.1.3. Влияние на утечки газа в картер и расход газа на подвес.

3.2. Влияние параметров газового подвеса на энергетические характеристики компрессора.

3.3. Моделирование газового подвеса на различных веществах

Глава 4. Экспериментальное исследование рабочих характеристик газового подвеса поршня.

4.1. Предмет и задачи исследования.

4.2. Описание стенда и приборного оборудования для экспериментальной установки.

4.3. Программа и методика проведения экспериментального исследования.

4.4. Результаты и обработка экспериментальных данных.

5. Основные рекомендации по проектированию газовых подвесов, возможные конструкции.

Главная тенденция развития техники в XXI веке: энергосбережение и улучшение экологической обстановки на Земле, в том числе, путем сокращения выделения теплоты машин и агрегатов в окружающую среду.

В связи с этим требуется, чтобы, например, поршневые компрессоры были экономичными и выделяли меньше теплоты в окружающую среду и, кроме того, имели повышенный ресурс работы.

Одним из перспективных направлений совершенствования компрессоров холодильных машин является повышение их механического коэффициента полезного действия rjMex = 1 - Nmp !Ne .

Это важно, в основном, для бескрейцкопфных компрессоров холодильных парокомпрессионных машин малой мощности (от 1 до 20 кВт), в которых Лмех составляет часто 80-85% [42]. Для машин средней и большой производительности т]мех 85-95% [42]. На рис.В1а представлена конструктивная схема элемента (поршень-цилиндр-шатун-кривошип коленчатого вала) такого компрессора с тронковым поршнем и поршневыми кольцами, совершающими в цилиндре возвратно-поступательное движение.

Общую мощность трения компрессора Nmp обычно представляют [36] как

V = N + N

1 v mp 1 v mp.nc ~ 1 v mp.ep ■

Согласно [36] распределение мощностей трения в поршневом бескрейц-копфном компрессоре выглядит следующим образом: дт = дг + N + N +N +N

1 v mp 1 v тр.кол ^ 1 у тр.ncui ^ 1 v тр.ш.ш ^ 1 v тр.к.п ^ 1 v тр.п'

Обычно ^тр.кол ~

40.55 % от Nmp; NmpMarj= 4.5 %; Ятршш= 15.20%; Nmpjejt= 13.16%.

Силы трения в уплотнении делятся в соотношении: от действия давления газов на кольцо (85 %) и от сил упругости колец (15 %) [42].

Мощность трения поршневых колец и поршня о стенки цилиндра можно вычислить по формуле [42], [47]:

Nmp.KOM=2PmpSnn/60> (Вл) где Р)пр ~ /тр.колЯko.i71-^п^-колРпк (В.2)

Гтр.кол=ЪЛ-0,2 (В.З)

Рп.кол ~ Руп.кол + [Рср.ц - Ра )/{2<Зкол ) (В -4)

Pyn.KOJ кол ~

A F

113 г} 1 Г кол

V СР D ц

В.5)

В.6) rn=Dn/ 2 гср=[°ц ~Ькол)/2

21 37j

Кол/ЬКол=^-1,0 (В.7)

Акол={ЪЛ + 5$)Ькол (В.8)

Цкол = (ОД - ОД3) * Ю12 Па Для чУгУна

В.9) СВ.10)

Если, например, принять г/мех =0,8, тогда Nmp K0Jl «(0,08.0,1 \)Ne. Т.е.

8-11 % от мощности на валу компрессора затрачивается на преодоление механического трения поршневых колец по цилиндру компрессора, что является достаточно весомой величиной в затратах энергии всей холодильной машины. При г]мех = 0,85 Nmp K0Jl «(0,06.0,083)Л^. Для компрессоров средней и большой производительности г]мех =0,9.0,95 [42] Nmp K0Jl »(0,02.0,055)Ne.

В настоящей работе предлагается заменить «сухое» трение поршня с поршневыми кольцами о стенки цилиндра (рис.В1а) на бесконтактный газовый подвес поршня относительно цилиндра, осуществляемый за счет технологического газа цикла холодильной установки, в которой работает холодильный компрессор (рис.В1б, в).

Газовый подвес поршня 7 в цилиндре 1 может осуществляться либо за счет наддува технологического газа (например, хладона) через дроссели 10 (рис.В1б, в) в рабочий зазор 9 от постороннего источника сжатого газа (дополнительного баллона со сжатым газом), либо за счет наддува газа, отбираемого от этого же компрессора в процессе нагнетания [8]. Система смазки шатунно-поршневой группы компрессора при газовом подвесе поршня может оставаться штатной с масляной смазкой (как в компрессоре с поршневыми кольцами) и без изменений, с меньшим количеством жидкой смазки (при использовании гибридных подшипников с телами качения из нитрида кремния) или может быть вообще без жидкостной смазки (поршневой палец и кривошипная группа имеют подшипники качения с консистентной смазкой).

Такое конструктивное решение позволит получить существенные преимущества по сравнению с обычным поршневым холодильным компрессором, а именно:

1 .Экономичность - общий КПД компрессора повышается на 5-10 % (малые потери на трение в поршневой группе вследствие уменьшения коэффици

О 1 ента трения порядка в 10" - 10 раз). Обоснуем это на следующем примере. Для газового подвеса коэффициент трения можно определить по формуле Петрова Н.П. [25] для газовой и жидкостной смазки:

Если принять Dn = 0,05 м; Ln =0,1 м; Тз ср = 310 К; /л - 1,34*10"5 Па*с;

0 = 2*10"5 м; сп = 4 м/с; PN - 60 Н; s = 0,1, то получим fmp = 0,0007. При смазке поршневых колец маслом коэффициент трения поршневых колец и поршня о стенки цилиндра fmp = 0,1 - 0,2. Следовательно, при рассмотренных условиях коэффициент трения газа примерно в 286 раз меньше коэффициента трения поршневых колец о стенки цилиндра.

Мощность трения поршня о газ в газовом подвесе:

Nmp- 1-PN fmpS пп (В.2)

7iDnLn^cn

B.l) а б в

Рис.В1. Конструктивная схема поршневой группы бескрейцкопфного компрессора холодильной установки: а - с тронковым поршнем и поршневыми кольцами; б - с тронковым поршнем и газовым подвесом с внутренним наддувом; в - с тронковым поршнем и газовым подвесом с наружным наддувом

1 - цилиндр; 2 - нагнетательный клапан; 3 - всасывающий клапан; 4 - поршневой палец; 5 - шатун; 6 - кривошип коленчатого вала; 7 - поршень; 8 - поршневое кольцо; 9 - рабочий зазор; 10 - дроссели; 11 - каналы, сообщающие дроссели с источником газа для наддува (б - камерой, в - ресивером); 12 - камера в поршне; 13 - клапан в поршне; 14 - ресивер

Откуда для описанных выше условий Nmp = 2'60*0,0007*0,048*24,17 = 0,1 Вт.

2.Малое загрязнение продуктами крекинга смазки газового тракта установки, а также окружающей среды в разомкнутых технологических циклах, работающих на безвредных для окружающей среды газах.

3.Малый шум и низкий уровень вибраций.

4.Смазка поршневой группы хладагентом, циркулирующим в технологическом цикле холодильной установки, где работает компрессор. и

5.Снижение расхода жидкостной смазки (меньше смазывается поршневая группа).

6. Повышение надежности и долговечности (за счет устранения поршневых колец).

7. Возможность полного отказа от масла, что позволит решить проблему сочетаемости масел и хладагентов и упростит ретро фит (замену хладагента).

Данные преимущества повышают конкурентноспособность компрессора с газостатическим подвесом поршня на техническом рынке по сравнению с традиционной конструкцией (с поршневыми кольцами). и

Такие предложения (газовый подвес поршня) от инженеров-конструкторов и исследователей поступают не впервые, однако исследовались, в основном, крейцкопфные машины. Глубокие исследования крейцкопфных компрессоров проводились в Омском Государственном Техническом Университете группой ученых под руководством Болштянского А.П. На данный момент отсутствует достоверная методика расчета газовых подвесов поршней бес-крейцкопфных компрессоров парокомпрессионных холодильных машин и их рациональной области использования. Применение газовых подвесов бес-крейцкопфных компрессоров на практике неизвестно и такие компрессоры пока никем не были испытаны даже на уровне моделей и макетов.

Холодильных поршневых компрессоров в России и мире производится достаточно много. Поэтому данный вопрос актуален.

16

ЗАКЛЮЧЕНИЕ (ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ)

Для достижения поставленной цели были решены следующие задачи:

1. Разработан и апробирован метод расчета газового подвеса поршня компрессора для определения профиля давления в слое смазки и его основных характеристик. Новизна метода заключается в том, что впервые при решении задачи учтен перекос поршня в цилиндре; впервые принимается переменным коэффициент расхода газа через дроссели;

- впервые получена область рациональных параметров для работы газового подвеса поршня бескрейцкопфного компрессора;

- для конечно-разност ной аппроксимации системы уравнений динамической неустойчивости газового подвеса поршня реализован метод простых итераций; впервые определена граница устойчивости газового подвеса;

- впервые определена частота собственных колебаний поршня на газовом слое для бескрейцкопфного компрессора.

2. Рассчитаны и представлены интегральные характеристики газового подвеса (несущая способность, жесткость газового слоя, расход газа, утечки газа в картер) для широкого диапазона исходных данных.

3. Рассчитаны и представлены энергетические характеристики холодильного компрессора с газовым подвесом поршня: механический, изоэнтропный, изотермический КПД, коэффициент подачи.

4. Впервые произведено моделирование газового подвеса на различных рабочих веществах.

5. Впервые показано, что можно создать компрессор, не уступающий по утечкам компрессору с поршневыми кольцами с такой же холодопроизводи-тельностью.

Намечены и предложены дальнейшие пути использования таких компрессоров.

6. Проведены экспериментальные исследования, подтверждающие корректность решения поставленной задачи. Расхождение по эффективной мощности компрессора по сравнению с экспериментальной не более 5%. Максимальная экономия энергии компрессора с газовым подвесом составила 4%. Теоретическая экономия была 5-10 %.

7. Предложены рекомендации по проектированию газовых подвесов и приведены варианты возможных конструктивных решений. Результаты работы внедрёны в учебный процесс кафедры «Холодильная, криогенная техника и системы кондиционирования» МГТУ им. Н.Э. Баумана, а именно: выпущено методическое издание Тищенко И.В. Расчет газового подвеса поршня холодильного компрессора: Методические указания к выполнению домашних заданий, курсовых и дипломных проектов по курсу «Объемные компрессорные и расширительные машины» / Под ред. Ю.В. Пешти. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006. - 56с.: ил. Также результаты работы внедрены в опытно-конструкторскую работу предприятия ОАО НПО «Наука». it ri

1. Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник / А.Э. Кравчик, М.М. Шлаф, В.И. Афонин, Е.А. Соболенская. М.: Энергоиздат, 1982. - 504 с.

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

3. Болштянский А.П. Проектирование механизмов привода компрессора с газостатическим центрированием поршня // Механика процессов и машин: Сб. научных трудов. Омск, 1996. - Кн.2. - С. 71-74.

4. Болштянский А.П. Расчет динамики поршня компрессора с газостатическим центрированием на начальных этапах проектирования // Прикладные задачи механики: Сб. научных трудов. Омск, 1997. - Кн.2. - С. 111-117.

5. Болштянский А.П. Расчет рабочих процессов и основы конструирования компрессора с газостатическим центрированием поршня для газовых криогенных машин: Автореф. дис. .канд. техн. наук. Омск, 1984. - 18 с.

6. Болштянский А.П. Теоретические основы расчета и проектирования компрессоров с газостатическим центрированием поршня: Автореф. дис. . докт. техн. наук. Омск, 1999. - 35 с.

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

8. Болштянский А.П., Гринблат В.Л. Методика расчета мембранного регулятора расхода для газостатического центрирования поршня повышенной жесткости // Совершенствование компрессорных и холодильных машин: Сб. научных трудов ОмПИ. Омск, 1984. - С. 96-99.

9. Гринблат В.Л. Поршневые компрессоры с газостатическим подвесом поршня (ГСПП). Омск: ОмПИ, 1984, - 87 с.

10. Гринблат В.Л. Расчет газостатического подвеса поршня для поршневых газовых машин // Вестник машиностроения. 1985. - №7. - С. 40-43.

11. Гринблат В.Л. Расчет и конструирование поршневых компрессоров с газостатическим подвесом поршня. Омск: ОмПИ, 1982, - 87 с.

12. Гринблат В.Л., Громыхалин В.Г., Болштянский А.П. Экспериментальное исследование поршневого компрессора с газостатическим уплотнением поршня (ГСПУ) // Холодильные и компрессорные машины: Сборник научных трудов НИСИ. Новосибирск, 1978. - С. 94-97.

13. Гринблат В.Л., Громыхалин В.Г., Болштянский А.П. Математическое моделирование и экспериментальное исследование ступени компрессора // Криогенные машины: Сборник научных трудов ОмПИ. Омск, 1980. -С. 50-61.

14. Гринблат В.Л., Громыхалин В.Г., Хорошунов А.И. Выбор материалов цилиндра и поршня для компрессоров с газостатическим подвесом поршня // Холодильные и компрессорные машины: Сборник научных трудов ОмПИ. -Омск, 1980. С. 67-71.

15. Громыхал и н В.Г. Оптимизация газостатического щелевого подвеса поршня // Совершенствование компрессорных и холодильных машин: Сборник научных трудов ОмПИ. Омск, 1984. - С. 91-96.

16. Грудская Е.Г. Исследование устойчивости газовых подвесов // Машиноведение. 1981. - №2. - С. 93-99.

17. Грудская Е.Г., Заблоцкий Н.Д. Характеристики гибридного радиального подшипника на газовой смазке // Машиноведение. 1976. - № 5. - С. 93-98.

18. Деньгин В.Г., Громыхалин В.Г. Расчет газостатического щелевого подвеса поршня // Повышение эффективности холодильных и компрессорных машин: Сборник научных трудов ОмПИ. Омск, 1982. - С. 87-89.

19. Ильин М.М., Колесников К.С. Саратов Ю.С. Теория колебаний. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003. - 272 с.

20. Кирьянов Д.В. Самоучитель Mathcad 2001. СПб.: БХВ-Петербург, 2002. - 544 с.

21. Константинеску В.Н. Газовая смазка. Перевод с румынского / Под редакцией М.В. Коровчинского. М: Машиностроение, 1968. - 709с.

22. Криогенные поршневые детандеры / A.M. Архаров, К.С. Буткевич, И.К. Буткевич, А.З. Миркин М: Машиностроение, 1974. - 240с.

23. Культин Н.Б. Основы программирования в Delphi 7. СПб.: БХВ-Петербург, 2006. - 608 с.

24. Лесуков В.А., Деньгин В.Г., Толочный В.И. Характеристики газостатического подвеса в зависимости от несоосности, конусности несущей поверхности и давлений на краях // Машиноведение. 1988. - №4. - С. 109-115.

25. Лесуков В.А., Деньгии В.Г., Толочный В.И. Численный метод расчета подвеса с дискретным наддувом газа // Машиноведение. 1987. - №4. - С. 5762.

26. Лучин Г.А., Пешти Ю.В., Снопов А.И. Газовые опоры турбомашин. М.: Машиностроение, 1989. - 240с.

27. Некоторые результаты моделирования процессов в рабочей полости поршневого компрессора с газостатическим уплотнением поршня (ГСПУ)

28. B.JI. Гринблат, В.Г. Громыхалин, А.П. Болштянский и др. // Холодильные и компрессорные машины: Сборник научных трудов НИСИ. Новосибирск, 1978. С. 90-93.

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

30. Петриченко P.M., Оносовский В.В. Рабочие процессы поршневых машин (ДВС и поршневые компрессоры). Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1972. - 168 с.

31. Пешти Ю.В. Газовая смазка. М: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1993. -381 с.

32. Пинегин С.В., Поспелов Г.А., Пешти Ю.В. Опоры с газовой смазкой в турбомашинах ограниченной мощности. М.: Наука, 1977, - 149 с.

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

34. Пластинин П. И. , Автономова И. В. Динамические расчеты и уравновешивание поршневых компрессоров. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1991.- 125 с.

35. Расчет газостатического поршневого уплотнения (ГСПУ) / В.Л. Гринблат, В.Г. Громыхалин, А.П. Болштянский и др. // Холодильные и компрессорные машины: Сборник научных трудов НИСИ. Новосибирск, 1978. - С. 80-89.

36. Самарский А.А., Гулин А.В. Численные методы. М.: Наука, 1989. - 432с.

37. Сысоев В.А. Исследование холодильной машины с поршневым компрессором без смазки: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Л.: ЛТИХП, 1980. -23 с.

38. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003. - 592 с.

39. Фотин Б.С., Прилуцкий И.К. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1987. - 372 с.

40. Френкель М.И. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, Ле-нингр. отд-ние, 1969. - 743 с.

41. Шатров М.Г., Луканин В.Н. Двигатели внутреннего сгорания. Динамика и конструирование. - М.: Высшая школа, 2005. - Т.2. - 400 с.

42. Шейнберг С.А., Жедь В.П., Шишеев М.Д. Опоры скольжения с газовой смазкой. М.: Машиностроение, 1979. - 336 с.

43. Щиголев Б.М. Математическая обработка наблюдений. М.: Наука, 1969.- 344 с.

44. Энглиш К. Поршневые кольца. Перевод с немецкого / Под ред. В.К. Житомирского. М.: Машгиз, 1963. - Т. 1. - 586 с.

45. А.с. 676752 (СССР). Поршневой компрессор / А.П. Болштянский, В.Л. Гринблат, В.Г. Громыхалин, В.Г. Деньгин, А.И. Хорошунов // Б.И. 1979. -№28.

46. А.С. 947465 (СССР). Поршневой холодильный компрессор / А.П. Болштянский, В.Л. Гринблат, В.Г. Громыхалин, В.Е. Щерба, А.Н. Кабаков //Б.И.- 1982.-№28.

47. А.С. 989133 (СССР). Поршневой компрессор / А.П. Болштянский // Б.И.- 1983.-№2.

48. Пат. 2098658 (РФ). Компрессор с бесконтактным уплотнением поршня / А.П. Болштянский // Б.И. 1997. - №34

49. Пат. 2098659 (РФ). Компрессор с газостатическим центрированием поршня / А.П. Болштянский // Б.И. 1997. - № 34.

50. Пат. 2098660 (РФ). Компрессор с газостатическим подвесом поршня и псевдопористыми питателями / А.П. Болштянский // Б.И. 1997. - № 34.

51. Пат. 2098661 (РФ). Поршневой компрессор / А.П. Болштянский // Б.И.- 1997.-№34.

52. Пат. 2116507 (РФ). Бесконтактный компрессор с газостатическим центрированием поршня / А.П. Болштянский // Б.И. 1998. - № 21.

53. Пат. 2132486 (РФ). Бесконтактный компрессор с жестким центрированием поршня / А.П. Болштянский // Б.И. 1999. - № 18.

54. Compresseur miniaturise // L'Usine nouvelle. L'Annee technologique.- 1991.-P.45.

55. Contactless seal between compressor parts eliminates lubrication // Engineering materials and design. 1975. - Vol.19, №9. - P.43.

56. Curwen P.W., Hurst R. Development of an oil-free resonant piston compressor for helium liquefacting // Advances of an cryogenic engineering. London, 1982. P. 628-629.

57. Keribar R. Gas lubrication of a ringless piston in an internal combustion engine under dynamic loading // Trans. ASME. 1989. - Vol.l 11, №2. - P.394-396.

58. Mourelatos Z.P. Gas lubrication of a ringless piston in an internal combustion engine under dynamic loading // Trans. ASME, 1988. - Vol.110, №4. - P.718-726.

59. Vaultier R. Des progress dans la conception des compresseurs non lubrifies // L'Industrie du petrole. 1976. - Vol.44, №472. - P.61, 65. 67-69.

60. Zurcher, Meier H. Labyrinth und Kunststoffring- Trockenlaufkolbenkompres-soren // Technische Rundshau Sulzer. 1967. - Band 49, №1. - S.25-29.

61. Пат.З 001 609 (США). Fluid supported device / Elmer Fred Macks. 1961.

62. Пат.З 068 960 (США). Fluid supported device / Elmer Fred Macks. 1962.

63. Пат.З 127 955 (США). Fluid supported device / Elmer Fred Macks. 1964.

64. Пат.1 173 297 (ФРГ). Durch das Arbeitsmittel bertihrungsfrei gefuhrter Kol-ben fur Hubkolbenmaschinen / Bernhard Schreiber. 1958.

65. Пат. 1 236 877 (ФРГ). Steuerkolben / Erich Rieger. 1960.

66. Пат. 1 238 289 (ФРГ). Durch das Arbeitsmittel bertihrungsfrei gefuhrter Kolben fur Hubkolbenmaschinen / Bemhard Schreiber. 1960.it

67. Пат. 359 507 (Швейцария). Verfahren fur den Betrieb eines Labyrinthkol-ben-Kompressors und Kompressor zur Durchfuhrung des Verfahrens / Gebriider Sulzer. 1962.

68. Пат. 359 508 (Швейцария). Labyrinthkolben-Kompressor / Gebriider Sulzer.- 1962.

69. Холодильные машины / А.В. Бараненко, Н.Н. Бухарин, В.И. Пекарев, И.А. Сакун, JI.C. Тимофеевский. СПб.: Политехника, 1997. - 992 с.и