автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.06, диссертация на тему:Разработка методики рачета самодействующих клапанов для поршневых компрессоров с малым объемом коммуникаций

CAHKT-IETBPBypraam roCSJIAPCTBEHHUÍl TEXHH1ECKM 7HHBEPCH1BT

■1 5 MAR 1S33 ~

Ha npasaz pyKonioi

TAZA Ara I&xomsx

7JK 621.512

PA2PAEOTKA METQ5ÜKH PAOTETA CAMQKB8CTBH)aWC KUIUHOB íM nCP&HEBUZ KtMPECCGPQB C MAJHM CEIEMCM KOMM7HHKAIW0

CnemanBoon 05.04.06 - BaKjjMHafl, RoMnpaocopKa«

TsxBHKa i nB9BMocioTeiia

ABTope$epaT ViooepTamn Ra ooicRaraa jieajfl oienemi KaKHKaara TaxioraecKix Hay*

C.-ÜOTeptíjpr

1993

Работа выполнена в Санкт-П0тербургскои государственном техническом университете.

Научные руководитель: доктор технических наук, профессор И.Б.Пирумов.

Официальные оппонента: доктор технических наук, ^ профессор П.И.Пяаотинин

кандидат технических наук Ю.П.Церепечко

Ведущая организация: ЛенНММХмА/аиг

Защита состоится ча-

оов на заседании специализированного Совета К 063.88.01 С.-Пэ-тербургского государственного технического университета по адресу гЛ!9{>251, С.-Петербург, Политехническая ул. ,29, в ауди тории £ 5 ' главного здания.

С диссертацией коею ознакомиться в фундаментальной бяблио теке университета. _ /

Автореферат раеослан " У " 93 г.

Учешй секретарь специализированного Совета,

кандидат технических наук ^

Л.П.Ц>янко

СБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТН

Актуальность теш исследований. Мало рас ход 1Ш о компрессоры объ-шного действия (МКСД) предназначены для использования в специаль-нх устройствах, требующих от МКСЛ малых габаритов, низкой удельной ассы и еысокой эффективноетп. Эти требования заставляют конструкто-юв проектировать компрессор с высокими, отношениями давления в сту-ганях, уменьшать объем холодильников, увеличивать цикличность ра5о- _ ■н. В свою очередь, малые объемы вызывают значительное измепение :авления в коммуникациях в течение рабочего цикла. Традиционные ¡атоды расчета динамики шгапаноЕ становятся неприменимыми. Исполь-юваниэ существующих сложных математических моделей затруднено в вязи с отсутствием данных по теплообмену и характеру течения газа :ак в коммуникациях, так и е цилиндрах компрессора. Поэтому данной абота ставилась задача разработки такой методики расчета клапанов, оторая по возможности учитывала бы основные факторы, влияюпЬа на х работу, и позволяла рассчитывать показатели эффективности.

Данная работа содержит обоснование и разработку математической одели компрессора и клапана, выполнение необходимого анализа фак-оров, влияющих на работу клапаноЕ, проведение экспериментальных сследований, подтверждающих правильность разработанной методики.

В качестве объекта исследований был выбран компрессор КВД Бео-оновского компрессорного загода. Оригинальная конструкция данного омпрессора используется в настоящее время при проектировании новы* алорасходных компрессоров с высокими конечными давлениями (до 6 Па)', в частности, для использования в качестве источника сжатого огиуха в пневмовыклвчателях.

Целью работы является повышение эффективности, в первую оче-вдъ надежности, клапанов компрессоров специального назначения о иным объемом межступенчатой коммуникации.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие адачи: I. Разработать математическую модель малорасходного поршне-ого компрессора с малым объемом межступенчатых комг<уникаций для поучения временной зависимости изменения параметров газа (давления, емпературы и т.д.) в коммуникации. 2. На основе разработанной ма-ематнческой модели компрессора и существующих методик расчета параметра клапана создать методику, учитывающую совместную работу ыа-

панов и коммуникации. 3. Выполнить численный эксперимент с целью выявления основных факторов, влияющих на работу клапана. 4. Выполнить экспериментальные исследования на натурном компрессоре для проверки предложенной методики и для анализа действительной работы самодействующих клапанов на приемлемых режимах. 5. Разработать на основе предложенной методики программу расчета клапанов.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- разработана и экспериментально проверена методика расчета самодействующих клапанов с помощью математической модели изменения параметров газа в поршнегом двухступенчатом компрессоре, отличающемся малым объемом мекступенчатой коммуникации;

- показано, что объем мекступенчатых коммуникаций влияет на работу компрессора и клапанов и выявлена степень этого влияния на различные показатели эффективности;

- изучена работа компрессора и клапанов на переменных режимах с изменением противодавления.

ДпстоЕерностъ научных результатов, нажженных в диссертации, подтверждается иопольяованием обоснованной расчетной схемы, математической моделью, основанной на фундаментальных законах физики, удовлетворительным соответствием результатов расчета и результатов экспериментального исследования.

Практическая значимость заключается в следующем: разработан алгоритм и программа расчета клапанов при значительных изменениях давления в коммуникациях, вызванных малым объемом, полученные ре-аультаты анализа работы клапанов позволяют рекомендовать заводу-изготовителю изменить параметры всасывающих клапанов второй ступени.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались на Международной конференции по холодильному компрессоростроению США июль 1992 г. и на республиканской конференции по энергомашиностроению СШИУ .ноябрь 1992 г.

Публикации. По теме диссертации имеется 2 публикации.

Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и списка литературы. Содержит&А отр.машинописного текста, 5о рисунков.

Краткое содержание работы

Во введении обосновывается актуальность теми.

■В первой главе приведены оововные особенности работы компрес-

г

¡opa высокого давления КЩ: объем межступенчатой коммуникации соиз-юрим или меньше объема, описываемого поршнем предыдущей ступени; 1начительно повышение давления в одной ступени; переменные во

¡ремэни режима; применение клапанов, обладающих хорошей герметич-гостью.

Выполнен обзор публикаций, связанных с расчетом клапанов. Кто работы М.И.Френкеля, Б.С.Фотина, И.Б.Пирумова, В.П.Исакова,П.И. ластинина, Б.С.Хрусталева.

Приводится методика расчета динамики самодействующих клапанов юршневого компрессора, разработанная в СШПУ, о помощью которой аходятся основные динамические и прочностные показатели работы кла-анов.

Аналогично расчет клапанов ведется рядом зарубежных авторов.Име-щиеся отклонения в методиках, в основном, касается таких вопросов ;ак учет тех или иных показателей качества работы.

Недостатком данных методик является то обстоятельство,что дав-ение всасывания или нагнетания принимаются постоянными .Для учета озможности изменения давления до и после клапана можно было бы вос-ользоваться работами. . Однако, и в этом случае воп-

ос о том, как изменяется давление в межступенчатой коммуникации, стается открытым.

В работе Исакова В.П. показана система уравнений учитывающих азличные факторы, в том числе и переменное давление перед всасываю-им или после нагнетательного клапанов.

Из анализа приведенных автором уравнений для того, чтобы учесть временность давлений, вводится функция, которая должна быть а ар а- ' ее определена и к тому же продифференцирована. Но из опыта известно, го данная зависимость давления определяется также, и в значительной ере. динамикой клапана. Это обстоятельство делает данную методику еприменимой для расчета клапанов компрессоров о малым объемом ком-уникаций.

Оценена возможность использования для наших целей некоторых, го-эеых решений.

В последнее время появилось большое количество работ,посвященных ^тематическому моделированию рабочих процессов в поршневых компрео-эрах. Среди них, в первую очередь, следует отметить работы,выполнение под руководством И.К.Прилуцкого и П.И.Шгастинина и ряд других.

Анализ разработанных математических моделей компрессора показы-

вает, что основным недостатком данной методики является очень ело« нов математическое описание процессов. Влияние множества факторов для точного описания которых необходимо проведение большого количества экспериментов, делает такую модель практически малопригодной, вввду того, что такие факторы как газодинамическое сопротивле ние реальных элементов комт^никадяй, теплообмен в настоящее время остаются еще недостаточно полно изученными.

Таким образом, применение существующих методов расчета клапанов и расчета процессов в компрессоре необходимо переработать с целью создания удовлетворительной методики расчета динамики клапанов компрессоров, работающих на переменных режимах и имеющих малый объем межступенчатой коммуникации.

Во второй гладе проведен анализ рабочего процесса компрессор и разработана математическая модоль. Схема компрессора КВД предста лена на рис.1. Совмещенные индикаторные диаграммы обеих ступеней п казаны на рис.2.

Не останавливаясь подробно на физике явлений, происходящих в процессах всасывания и нагнетания, хорошо описанных в литературе,о метим, что закрытие клапанов может происходить как до, так и после достижения поршнем мертвых Точек. После закрытия всасывающего клал на и прохождения поршнем 1ШТ (точка 8) объем цилшщра уменьшается начинается процесс сжатия, во время которого может происходить мае. со- и теплообмен. При достижении давления равного или несколько бо. шего давления в мекступенчатом холодильнике открывается нагнетател ный клапан и газ под действием разности давления (Р - Рхол) поступ, в замкнутую полость, так как всасывающий клапан 2-ой ступени в это время закрыт. Поступление порции газа в холодильник приводит к уве. чению давления и температуры. В свою очередь это вызывает необходим мость повышения давления, т.е. дожатия в цплицпре поршнем первой ступени. Таким образом, процесс нагнетания газа сопровождается ода ременным изменением параметров газа в цгошцпре и холодильнике. Эти изменения могут достичь больших значений (рис.4). •

Можно с уверенностью предположить, что в ВМТ давление Рхол и температура газа Тхол достигают максимальных значений. До открытия Есаснвапцэго'клапана 2-ой ступени (т.6) в холодильнике происходит,: основном, теплообмен, а массообмен ничтожен, так как он определяет! только неплотностями клапанов. На участке 6-3 интенсивное Еитекани газа и происходит более резкое снижение Р хол и Тхол. Причем темпе.

тура может при определенных условиях сказаться ниже температуры енок камеры. После закрытия клапана массообмен практически равен лю, основное влияние теплообмена. В т.1 открывается нагнетателъ-й клапан 1-ой ступени. Происходит интенсивное натеканиэ газа и • ст значений давления и температуры.

Используя полученное представление, составлена математическая пель изменения параметров газа в различных полостях, так как на тересует динамика клапанов, которая определяется разностью давле-й е соседних полостях.

Математическая модель первого уровня (модель I) разработана с мощью традиционных методов, основанных на представлении о полит-пности процессов и средних потерях давления в клапанах. Согласно им методам увеличение работа на проталкивание газа червэ систем зораспределения, как правило, рассчитывается по средней за цикл орости газа и также при предположении, что самодействующие клапа-открыти. Температуры нагнетания газа определяются с помощью со-ветствующего представления политропического процесса сжатия, как литрогш конечных параметров.'Значение показателя политрона опре-ляется па основе тлеющегося у проектировщика опыта. Такие харак-ристики процесса, как динамическая и статическая неплотности кла^-нев, поршпевых колец и уплотноний, практически не поддаются расче-по данным моделям и оцениваются также па основе опыта расчетчика.

В диссертации выполнено расчетное исследование при пред поло ж е-и, что показатели политроп равны показателям адиабаты, а охлааде-в в холодильнике происходит за короткое время (5-6) до начальной ипёратуры с некоторым нед о охлаждением дТ . Изменение давления иежступенчатом холодильнике в зависимости от его объема показано рис.4. Сравнение результатов с результатами, полученными по моде-2 показывает явное расхождение. Еще большое расхождение получаат-при дТ =0. Учитывая все сказанное, можно сделать вывод о неприме-иости модели первого уровня в нашем случае. Если бы мы ймели дос-верную информацию хотя бы о показателях политропы, то с помощью эй модели можно было бы получить зависимость Рхол от угла поворота лянчатого вала и, используя методику В.П.Лзакова рассчитать динару клапанов я оценить 8ф£ективность их работы.

Для построения более сложной модели использовано представление шзрессора в виде блочной структуры (рис.3). Математическая модель эрого уровня (мод о ль 2) основана на уравнениях термодинамики пере-

ив иной массы. При изучении этой модели будем считать, что газовый тракт компрессорной установки состоит из емкостей, постоянного или переменного во времени объема, трубопроводов и элементов коммуникации (клапаны самодействующие, регулировочные и предохранительные), которые можно представить в виде сосредоточенных сопротивлений. Отсутствие межступенчатого холодильника в виде системы трубопроводов позволяет представить его в виде емкости, с температурой станок, црактически не меняющейся во времени. Предполагается,что наз -подчиняется законам идеального газа.

Уравнение сохранения энергии для газа, находящегося в емкости объемом "V и теплообменной поверхностью F Sq=<AV-v pAV.

Для описания нестационарных процессов, необходимо использовать уравнения газовой динамики в частных производных и уравнения термодинамики в дифференциальной форме.

Уравнение энергии записывается в виде

dv- Sq4+ p dV,

где o2-V- - элементарное количество анергии, переда-

ваемое газу путем теплообмена, за время , d - коэффициент тепло-отдаэд от стенок емкости к газу; Тс, - температура стенок емкости;

- элементарное количество энергии передаваемое газу при перетекании газа через отверстие N, за время di ; ¿e -полная энтальпия газа, протекающего через е -тое отверстие;

Wj di - элементарное количество энергии, уносимое через отверстия Na за время dt ; L - удельная энтальпия газа в емкости;

- массовые расходы газа через ¿ -тое и</ -тое отверстие; V-и-М - полная внутренняя энергия газа в емкости; и->СуТ _ удельная внутренняя энергия (для идеального газа); CV*¡J[/ R - удельная теплоемкость газа при постоянном объеме;

где й - газовая постоянная; V - объем емкостей; М - масса газа в емкости; Т - температура газа; р - давление газа в емкости; <р -плотность газа.

Уравнение сохранения масс^ запишется в виде

Для нахождения различных параметров и их связей необходимо добавить еще четыре уравнения:

6 u-Кр.т), 1-К?>т),р=КрД)>

Таким образом имеем для шести параметр об газа в емкости (Р, М, И, 1-, р ,Т) шесть уравнений.

Полученная система уравнений может быть применима для описания изменения параметров газа, как в переменных во времени емкостях (камерах) , так и для камер постоянного объема.

Расход газа через клапаны может определяться, например, по фор-

Из этого уравнения вкпим, что расход связан с перепадом давления л Р в смежных полостях.

Тогда уравнение движения можно записать в с л аду идем виде:

где РПрз»" -усилие от действия пружины; ь„ - предва-

рительное поджатие; с - жесткость пружины; - максимальная вы-:ота подъема; ^ - газовая сила; - площадь тарелки; V - соб-¡твенная частота клапана; периметр щел^ клапана;^

»аксимальный относительный ход клапана; у= - максимальный ■

)тносительныЗ ход клапана; Рл-Р* - перепад давления в клапане;

- площадь тарелки; р„ - огщтнк.1 коэффициент, который находится 1КСпериментально путем продувок клапана стационарным потоком,

С помощью приведенных уравнений составлена согласно блочной ¡труктуре (рис.3) система 16 дифференциальных уравнений модели 2.

Решение такой системы не может быть получено аналитическим цу-■ем я в общем виде. Поэтому необходимо решить два вопроса: выбор оделенного метода и задание началышх условий.

Что касается численного метода, то на кафедре компрессороотрое-яя СШПУ имеотся большой опыт решения аналогичных задач о при-енегшем одного из простых для программирования методов - метода уиче-Кутта первого порядка (метод Эйлера). Согласно этому методу исленные значения1 функций в следующий момент времени вычисляются врез зпачения функций и их производных, вычисленных в предыдущий омент времени I

- вектор искомых функций времиш; - шаг интегрирования. Применение этого метода еозможно только в том случае, если известны

начения функций в начальный момент времени, т.о. при =0. Ошако

Ч

в данной задача нельзя поставить такие условия. Они в общем случае наизвветш. Для решения поставланной задачи, используя свойство периодичности работы механизма движения поршневого компрессора и предположения с периодичности вектор-функции У , мы можем задать произвольные начальные условия и через какое-^го количество циклов "работы" компрессора получим периодическое решение поставленной задачи. В качестве начальных условий можно положить свойства газа в отдельных полостях равными условиям на всасывании. Скорость и перемещение вапираищих элементов клапанов равными нули. Физический такой процесс в какой-то степени будет моделировать процесс запуска компрессора, предварительно прогретого (тепловое состояние, т.е. температура деталей компрессорной установки считается неизменным во времени) под постоянным давлением на нагнетании. В разделе 4 доказана сходимость такой процедуры. Далее во второй главе приводится алгоритм и описание программы.

В третьей главе для подтверждения численного эксперимента и выявления адекватности разработанной математической модели реальным физическим процессам происходящим в компрессоре были проведены экспериментальные исследования. Задачей экспериментальных исследовали] было получение интегральных характеристик, таких как производительность, мощность, расход, охлаждающей еоды в зависимости от конечного давления, а также получение информации, характеризующей динамику клапана. Для проведения эксперимента использовалась хорошо 'зарекомендовавшая себя методика испытания объемных машин, принятая на кафедре "Компрессоростроения" СЮГТУ.

Для проведения экспериментальных исследований изучения рабочих процессов в компрессоре КЦП-Г на кафедре "Компрессоростроения" был создан специальный экспериментальный стецп, включающий в себя: -экспериментальную компрессорную установку; комплекс измерительной ап паратуры.

Экспериментальная компрессорная установка выполнена на базе сп циального компрессора КЩ-Г, выпускаемого Бессоновским компрессорны заводом НПО "ПензМаш". Компрессор представляет собой компактную вер тикальную машину простого действия, двухс тупенчатого сжатия с дифференциальным поршнем и с водяным охлаждением цилиндра и холодильни ков (промежуточного и концоеого). _

Краткая характеристика компрессора КБД V (приведенная к уело виям всасывания) - 10,5 м3/час; = атмосферное; (ивбыточ-

е) = 6.0 МПа; Л/к =3.4 кВт, п, = 800 об/мин; Г>х =85 MM;Df. =52 ш.

Проверка адекватности разработанной методики расчета производись по интегральным показателям. Оценка производительности выполнясь двумя способами. С помощью ротационного счетчика определена про-водительность компрессора на холостом ходу, т.е. Экспери-

нтальное значение =0,188 кг/шп. Проведенные расчеты конпрос-ра на данное давление дали значоние гпр<* =0,196 кг/мин. Относи-льное отклонение составило что вполне можно считать хорошим впадением.

Согласно второе способу производительность определялась по вре-ни наполнения емкости коночного объема до заданпого давления (Рк= I МПа). Результаты, приведенные на рис.6, показывают удовлетвори-льное совпадониэ расчетной кривой изменения давления с эксперимен-лышми кривы™.

Таким образом, можно считать, что методика расчета производи-льности, основанная на разработанной математической модели второго овня даст достоверные результаты.

Оценка мощности, потребляемой компрессором показала, что расхож-нпе результатов на номинальном рвяимо составляет всего Ъ%, что сви-тельстЕует а хороиэм количественном совпадении на данном режиме.

Была выполнена оценка значений среднего давления в промежуточ-м холодильнике.

На рис.7 представлены результаты численного решения и экспери-нталыше значения. Пред ставленные результаты свидетельствуют 0 рошом качественном совпадении. Некоторое отклонение в числовых знаниях возможно объясняются недостаточно точным описанием составляю-х математической модели и в первую очередь процессов теплообмена, сведенные расчеты при разных значениях коэффициентов теплоотдачи казали, что они могут влиять на в пределах указанного отклонил.

Выполненные на кафедре "Компрессоростроения" СШПУ работы по следованию тарельчатых клапанов и по разраЗотке методики их расче-. в свое время были проворены экспериментальным путем. Эти резуль-ты показали хорошее совпадение расчетных и экспериментальных ди-рамм движения запорных элементов. Учитывая, что условия работы аланов несколько отличаются от ранее рассмотренных, была проведена спериментальная проверка разработанной методики. Диаграшы показв-ют хорошее качественное и. достаточно удовлетворительное количе-

ственное совпадение расчета и эксперимента. Наиболее характерные для определения прочности элементов клапана скорости удара о седло, различались в пределах 20-25%.

В четвертой главе выполнены исследования сходимости итерационного процесса расчета показателей работы клапанов и компрессора по раЕработанной методике о использованием модели 2 и анализ влияния различных факторов.

Исследование сходимости выполнено в три этапа: обоснование и выбор шага интегрирования, оценка сходимости в зависимости от задания начальных условий, разработка методики оценки сходимости при выполнении численного эксперимента. Это связано с тем, что имеется около 15 независимых переменных массы газа в полостях компрессора, давления и температуры, ход и скорость тарелочек клапанов. Было получено, что шаг расчетов должен быть не более 0.1° для данных исходных параметров компрессора КЩ. Расчеты с разными начальными данными показали, что процесс всегда сходится к одному и тому же результату за конечное число итераций. Показано, что не может быть создано единого правила для оценки сходимости и каждый расчет требует наблюдения за ходом итерационного процесса. Можно считать удовлетворительным совпадением чотырох-пяти значащих цифр для значений через период при числе итераций порядка 20-25.

С помощью математической модели второго уровня было проведено численное исследование компрессора КВН и проанализировано влияние объема межступончатого холодильника на параметры работы компрессора и клапанов. Давление нагнетания после второй ступени принималось равным номинальному: Рк =6.1 МПа. Параметры газа пфвд всасывающим патрубком приняты почти нормальными, т.е. Ро=0.1 МПа и Т0=29ёРк (20°С), номинальное значение =0,376.

На рис.4 показано как меняется давление в промежуточном теплообменнике в зависимости^от его объема. Для номинального значения

Чол расчетное отношение давлений Впол /рт,„ равно 1,66, что отражается на диаграммах движения клапанов и показателях их работы (рис. 5).

На диаграммах хорошо видно, что всасывающий клапан второй ступени работает в автоколебательном режиме, что свидетельствует о неправильно выбранной жесткости пружины для данного клапана.

Из анализа диаграмм можно сделать заключение, что, если отсутствуют автоколебания, то на вид диаграммы иялононие объема практи-10

чески влияния не оказывает. Однако при их наличии уменьшение объема

способствует увеличению амплитуды колебаний и, следовательно, работа клапана будет более напряженная.

Увеличение средних потерь так же как и для остальных клапанов связано с увеличением расхода газа (производительности компрессора) при увеличении Ч„Л . Снижете потерь давления для всасывающего клапана второй ступени также хорошо объясняется тем обстоятельством, что уменьшение амплитуды автоколебаний приводит к увеличению среднего проходного сечения и снижению скоростей газа, протекающего через клапан. На работу клапанов практически не оказ^сает влияние изменение объема V»«,* как диаметром теплообменных трубок, так и изменение их длины при условии сохранения одного и того же объема.

Таким образом, можно сделать еыеод, что при объемах мекступен-чатых коммуникаций меньших объемов первой ступени необходимо производить расчеты по разработанной в работе методике, основанной на моделировании работы Есего компрессора.

В работах кафедры компрессоростроения было показано, что интенсивность теплообмена в цилиндрах не оказывает серьезного влияния на работу клапанов. Поэтому рассматривалось влияние интенсивности теплообмена в межступенчатом теплообменнике. Изменение интенсивности теплообмена достигалось путем варьирования коэффициента теплоотдачи (оО в широких пределах. Выполненное исследование показало, что неточности в задании коэффициента теплоотдачи не влияют на результаты-расчета динамики клапанов. Коэффициент варьировался в пределах 100...1500 Вт/м2град.

Рассмотрена дина,гак а клапанов компрессора в процессе наполнения сосуда постоянного объема ( Р«= V«-»").

На рис.7 представлены экспериментальные и теоретические данные по определению времени наполнения емкости постоянного объема. Изменение интенсивности охлаждения приводит к незначительному увеличению производительности. Обметим, что расчетная кривая наполнения сосуда хорошо совпала с экспериментальными данными, что опять-таки свидетельствует об адекватности предложенной модели.

Рассмотрим теперь работу клапанов ( рис. 8). Интересны некоторые обнаруженные факты. Во-первых, при малых противодавлениях может происходить продувка цилиндра второй ступени (рис.4.24 и 4.25),т.е. одновременное открытие всасывающего и нагнетательного клапана. В ио-

следованиях, выполненных ранее, этот факт, полученный теоретическим путем, но был отражен. Во-вторых, сопоставление диаграмм движения при различных противодавлениях показывает, что изменяются показатели, определяемые динамикой клапанов. Изменяется вид диаграмм движения. Особенно это заметно на диаграммах всасывающего и нагнетательного клапанов второй ступени. Причем происходит снижение количества колебаний, а для нагнетательного клапана они полностью отсутствуют на номинальном режиме.

В-третьих, обнаружена неправильная настройка всасывающего клапана Еторой ступени практически на всех режимах. Можно рекомендовать заводу-изготовителю уменьшить жесткость пружины для этого клапана.

В-четпертых, выбор параметров клапанов может быть сделан только на основе поиска компромисса между значениями полученными для разных значений противодавления.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

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

1. Разработана и проанализирована математическая модель компрессора КОД с использованием традиционных методов расчета (модели первого уровня). Показано, что для расчета динамики клапанов данная модель не применима, так как динамические процессы Есасывания с одновременным расширением газа из коммуникации и нагнетания со сжатием трудно описать с помощью политроп конечных параметров.

2. Разработана математическая модель второго уровня, описывающие изменение параметров газа в различных элементах компрессора и динамику клапанов. Составлены ал£оритм и программа расчета показателей эффективности компрессора и клапанов. Проведена проверка сходимости и точности выбранного метода расчета и выбранного численного метода решения системы дифференциальных уравнений.

3. Выполненное экспериментальное исследование позволяет судить о достаточной адекватности математической модели.

4. Оценка интенсивности теплообмена показала, что при достаточно широком диапазоне изменения характеристик теплообмена последние не влияют на показатели работы клапанов. Рекомендуется для выполнения расчетов задавать коэффициенты теплоотдачи рассчитанными по неизвестным методикам.

12

5. Исследование влияния объема коммуникаций на работу клапанов показало, что оно существенно', в особенности, при работе клапанов

в режиме "флаттера".

6. Особый интерес представляет выполненное исследование на переменных режимах работы компрессора, которые получаются при напол--нении сосудов постоянного объема. Показано, что показатели эффективности компрессора и клапана необходим определять с учетом продолжительности работы на конкретном режиме.

Обнаружено явление "продувки" компрессора, т.е. случаи,когда происходит одновременная работа нагнетательных первой ступени и всасывающих второй ступени клапапов.

7. Рекомендуется рассчитывать клапаны MKlK с помощью методики, основанной на разработанной математической модели.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Алачиз термодинамических процессов в малорасходных компрессорах высокого давления. Тезиса докл. РНТК "Научно-технические проблемы энергомашиностроения и пути их решения". - Санкт-Петербург, 1992 г.- В соавторстве. < '

2. Low -flovw diSraWciYMVvt oovwtoVu^ov- :'TV

pvoftesi a.VwJyiis,- TVOH.. T^o^tiue Tvs"t, Cow'pvi'«iSo«° Ev»«ime wiisa.

vol. 4 , Зо!^ |gg2(. Q ^м-срст-ве. ^

Рис. 1 Принципиальная схема компрессора К84

т

ов

110 _ /Пи

т

Чо

1

«< т

\г

т

21

/тТ

гз

т

32

■т

гз

т

'и

| | тп

т,

'л

Рис..З блочная схема надели компрессора

Р

ИПа 1.5

1.0

.5

уч у модем 1 ■ >2

Г- _ р

* 7 --- Рт1л

У мод ель 1 (л Г=30') |

.2 Л .6 .8 Хо*/ух

Рис. Н изменение давления 3 межступенчатом холодильнике

й

Рис. 5 Диаграммы движения клапаноб 6 хгбисимости от объема холодильника

4 8 /2 Зрение

Рис.6 изменение дабления 3сосуде (Ч*4йл)при его закачке ¿оздухо/ч и при изменении расхода охлаждающей Зады

Рис 7 " Забисимость среднего даАаения д холодильнике от конечного давления

о 30 №0 270 Л50 </>, град

Рис. б Диаграммы движения клаланоб при различных значениях конечного бсгвления