автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.03, диссертация на тему:Совершенствование систем газораспределения компресоорных и расширительных машин

гс;

г— е. с "

о

^ Напрзззх^тгспиш

е\!

Прилуцкий Аядрей Игоревич

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СИСШМ ГАЗОРАСПРВДЕЛЕНИЯ КОМПРЕССОРНЫХ И РАСШИРИТЕЛЬНЫХ МАШИН

Специальность 05.04.03 Машины и аппараты холодильной и криогенной техники и систем кондкциогафокашя

Автореферат диссертации га соискапю ученой степеш« кандидата технических наук

Санкт-Петербург 1997

Работа выполнена в Яетакрздском нпучно иссяадозательском институте химического мзипяюстроашя

Нзучный руетодн-гап. - кандидаг те»п гческих н<?/к Исаков В.П.

Официальные оппоненты: доктор технических нпук, профессор Бухарин НН

доктор технических наук, профессоо Пласппмн НИ.

Ведущая организация - КБ «Арсенал»

Защита состоится года в./^часюз на заседании диссйртациошюго Со:

К063.02.01 в Санкт-Петербургской Государственной академии холода и гоацевых технолог»»

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке гкдяемии Автореферат разослан ¿^/^ъс/ууЛ г.

Огзыз б дзух экземплярах, заверенный печатью учреждения, просим направлял диссертационный Савет академии по 191002, Сан:сг-П?гер^рг,ул. Ломоносова, д 9, СПб ГАХ1ТГ

Ученый секретарь диссертационного Совета; кандидат тсхшгческих наук, профессор Акулов Л. А

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

/АЛЬНОСТЬ РАБОТЫ, Совершенствование систем газораспределения в настоящее иет по пути создания перспективных коя страта щи, заведомо гаранпгрующпх ние их надежности, и должно опираться на прогрессивные методы расчета, ¡ющие основные факторы и особенности работы органов газораспределения из реальных

X.

астоящего времени расчет клапанов проводился без учета их компоновки в ступе; ш ¡сора (детандера). На практике при работе компрессора клапаны перерываются ршся поршнем и торцовыми крышками, чю приводит к увеличению фактического амического сопротивления и из: енению дшшики подвижных органов клапанов. ; этом расчет многоэлементных клапанов с различными параметрами огдальных пых органов обычно проводится по методике, предусматривающей схематизацию I по схеме с одной "условной" плгешнон, масса которой принимается равной массе всех I, а жесткость "условной" пружины равна суммарной жесткости всех пружин доте подобной схематизации в расчетной практике остается малообоснованным. Ь РАБОТЫ. Разработка уточненной мегодики расчета самодействующих клапанов, нощей разнообразие топов применяемых клапанов, их конструктивные особенности и : компоновки в ступенях мпгаин объемного действия, л ее практическое применение при ке и создании типоразмерных рядоз кольцевых и летотных клапанов для хорных и детаидерных сх^текей.

юстижения цели необходимо было решить следующие задачи:

юотать классификацию каналов, соединяющих рабочую камеру с выхещ1ой и входной :ми ступени компрессора (детандера);

ковать конструкцию клапанов с учетом требований надёжности;

[дожить и апроб!фовать уточнённую математическую модель ступени, учитывающую тешвные особенности мнопшементных клапанов и соегшнителькг.гх каналов в ил с динамикой перемещения поршня ступени компрессора;

1ботать математическую модель прямоточной ступени детандера высокого давления, тствующие впускные клапаны которой имеют местные демпфирующие устройства; ]ести комплекс экспериментальных исследовании с целью получения эмпирических тосгей. нгобходимьк при реализации разрабатываемых математических моделей; олнить на базе разработанных моделей и созданных программ расчета численный ¡мент с целью получения практических рекомендаций, используемые при иропанш систем газораспределения;

■азе предварительных рзечеюв, кшструкпгорых проработок и моделирования рабочих х>в обосновать технические параметры типоразмерных рядов ленточных и кольцевых зз для компрессорных и детандериых ступеней соответственно.

Ирть ленточные клапаны на компрессорах, используемых в технологических циклзх >, среднего и высокого давления;

четом полученных рекомендации предложить модернизированный вариант детандера го давления с улучшенными технико-экеномичестми показателями.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА Впервые получены экспериментальные данные, поза формализовать влияние переходных каналов с переменным во времени сеченп газодинамические коэффициенты, определяющие расход газа через клапан, деист газовые силы и величину энергетических потерь.

Выявлено и количественно обосновано снижение газодинамической силы в кс кнапанах с односторонним потоком газа в щели.

На основе полученных данных разработана и апробирована уточнённая матема модель рабочих процессов, учитывающая конструктивные особенности многоэле клапанов, их размещение на боковых и торцевых поверхностях цилинпров и наличие I по конфигурации переходных каналов с переменным во времени сечением, завис перемещения поршня.

Впервые проанализирована работа локальных газодинамических демпферных у применительно к кольцевым клапанам детавдерных ступеней. Выявлено каче изменение работы демпферных устройств в зависимости от зазора в плунжерной паре рабочего давления. Доказана неэффективность подобных устройств на машинах низко: ния. Исследована статическая герметичность клапанов в условиях высоких п давлений при наличии и отсутствии в зазоре смазочных масел.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ. На основе разработанной математической модел пакет прикладных программ, используемых при расчете различных по конструкции кп составе реал- лой ступени на стадии проектирования.

Разработаг тапоразмерный рад ленточных клапанов для компрессорных ступеней, типоразмерного рада внедрены на компрессорах различного технолоп веского назначен Разработан тапоразмерный рад нормально открытых кольцевых клапанов детт ступеней. Базовый клапан рада внедрен на детандере ДПВ4,2-200/6М, работающем 1 воздухоразделительноп установки АКДС-85.

Разработан модернизированный деггацдер ДПВ4,2-200/6М, удельная металл которого снижена по сравнению с прототипом в 2 раза

Основные теоретические положения, принципы конструирования и методы расчет газораспределения используются в учебном процессе СПб ГАХПТ.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ Основные положения работы докладывались на:

- 8 Всесоюзной научно-пракшческой конференции "Создание компрессорных I установок, обеспечивающих интенсивное развил г отраслей топливно-энергет комплекса". Сумы, 10-12окгября 1989.

-международной на) чнопракгической конффенции "Криогенная техника - науке водству". Москва, 23-27 сентября 1991.

- научно-практической конференции профессорско-преподавательского состава, работников, инженеров и аспирантов. СПб ГАХПТ С.-Петербург, 1994.

- всероссийском совещании "Холодильная техника России. Состояние и перспективы" С-Петербург, 13 15 марта 1995.

- международном симпозиуме "Потребители-произво/рпели компрессоров и компресс* оборудования. С- Петербург, 21 -23 мая 1996.

унарсщной научно-технической конференции "Холод и пищевые производства", грсург, 22-24 октября 1996.

ИКАЦИИ. По теме диссертации опубликовано 9 печатных работ.

VI РАБОТЫ Работа состоит ш введения, четырех разделов, заключения, списка дованной литературы и приложений. Работа изложена на 131 страницах машинописного содержит 58 рисунков, 9 таблиц и 4 приложения, [сок использованной литературы включает 61 наименование.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

¡стоящее время поршневые компрессоры являются наиболее массовыми в производстве и атации. На их привод приходится более 50% от мощности, потребляемой всеми гссорами, что составляет ориентировочно до 10% всей вырабатываемой электроэнергии, гом потери энергии в системах газораспределения составляют 10-20%. зндерные агрегаты поршневого типа'с элеюродвигателем-генерагором обеспечивают г энергии в электросеть на уровне 5-7 % в art хатах высокого дав гния и до 30-35% в rax низкого давления.

эксплуатации надёжность поршневых машин в первую очередь ограничивается юстыо органов газораспределения. Следовательно, совершенствование систем определения позволяет создавать менее энергоёмкие и более надёжные конструкции евых машин, 'по говорит об актуальности настоящей работы.

танпе прогрессивных систем газораспределения должно базироваться на методиках а, учитывающих реальные условия работы клапанов, особенности их конструкции и тения в пределах ступени компрессора (детандера).

кшненный анализ показал, что в подавляющем большинстве известных работ и

■вующих методиках расчета предполагается:

таны в течение всего цикла полностью открыты на рабочую полость.

э, на самом деле между цилиндром и клапаном существуют переходные каналы сложной

гурацип, образованные поверхностями торцовых крышек и гнезд для монтажа клапанов.

асположении клапанов на боковых поверхностях цилиндров форма и сечение этих

в зависят и от текущею положения движущегося поршня. Указанные факторы

ивают газодинамическое сопротивление, отражаются на эпюре давлений перед (за)

ом н динамике перемещения запорных органов, что должно учитываться в методике

1

^элементные клапаны (например, кольцевые) с пластиками различного размера (массы) тьшаются как одномассовая система При этом приведённая масса равна сумме масс гсастин, а приведенная жёсткость равна сумме жёсткостей всех пружин клапана Такая изштия не позволяет обосновать требуемое число пружин для каждой из пластин клапана течть идентичность их работы.

екватность расчетных и фактических данных по динамике пластин клапана при такой изации конструкции представляется весьма условной.

3. В многоэлеменшых клапанах принимаются идентичные условия течек, ш газа для запорного органа В действительности клапаны зачастую выполнены по комбинирс схеме: крайние( -няя) пластины имеют односторонний выход таза из щели, а ох двухсторонний. Естественно предположить различие в коэффициентах давления поте при симметричном и одностороннем патоке таза для указанных случаев. Однако, свеш данному вопросу в литературе отсутствуют.

4. В существующих методиках расчета рассмазриваются вопросы газолинами демпфирования. При этом за основу берется конструкция демпфера с плс газодинамического воздействия равной площади пластин. Выполненные исслздссг частности, Исаков, В.П) показали, что такая конструкция обеспечивает снижение да соударения пластин с ограничителем, но, с другой стороны, способствует возникн< пилообразного движения пластин клапана, а,следовательно, повышение надёжности г сопровождается" снижением усталостной прочности пружин и реального проходного с клапана и увеличением его сопротивления.

С учётом данного обстоятельства в работе рассматривается система газолинами демпфирования, основанная на применении п-го количества локальных плунжерных площадью готового воздействия меньшей, чем площадь рабочей пластины.

"На основании обзора литературы сделан вывод об актуальности разработки угоч методики расчета клапанов в составе ступени с учётом ее конструктивных особенностей.

Одним из главных. в работе является вопрос экспериментального опрел коэфе' щиентов расхода и давления потока газа в системах газораспределения при и переходных канатов с переменным во времени сечением.

С этой целью использован экспериментальный стеед статических продувок и ада приспособлений, имитирующих реальную ступень. Конструкция имитаторов по: моделировать работу компрессорной ступени с различной степенью перекрытия кл торцовыми крышками и движущимся поршнем Для дегандерных ступеней анало приспособление выполнено с целью продувки выхлопных окон.

Продувки клапанов осуществлялись как прямым, так и обратным потоком газа В пос. случае экспериментально получены новые данные по герметичности закрытых кот клапанов в условиях наличия или отсутствия масляной пленки на контактер; поверхностях, на основании которых сделан вывод о превалирующем влиянии на г герметичности степени чистоты рабочей среды от микропримесей.

В процессе эксперимента, используя общепринятую методику, определялись расход газ температура, перепад давления и действующие на запорный орган силы при произ заданных сечениях исследуемого объекта (клапан, каналы, выхлопные окна). На основана ных эксперимента получены эмпирические зависимости для коэффициента расхода коэффициента Давления патока газа р в виде

р=Крр1Я,

где Цкъ Р кл - аналогичные коэффициенты при отсутствии переход!¡ък каналоп, та; по литературным источникам;

'р - поправочные коэффициенты в функции от угла поворота коленчатого вала

ступеней с боковым расположением клапанов мгновенные величины К^ к Кр ваютсяввиде

К, =(Ккр + Сф 1^)0,25 _ 0д 6Ккр> (3)

Кр=0,75^. (4)

[ - ход поршня; - текущий сгтосигельный ход поршня;

посадочный диаметр клапана; Г0(р — 1"0(р / Гс -теку1дее относительное сечение

я? юга канала (здесь: ^ - текущее сечение канала; - сечение в седае клапана); тепень перекрытия клапана крышкой в монтажном состоянии;

Я;

роцессе эксперимента выявлена зависимость коэффициента давления потока кольцевых эв от формы сечения щели, что у ппъгваетсл сл.дующим соотношением:

Ркл =1,1-(А + 0,4)?щ2, (5)

Гп( = Гщ/Гс-относительное мгновенное сечение щели;

5 - для двухстороннего подвода газа к щели; 1 - для одностороннего подвода газа к щели

щий коэффициент расхода выхлопных окон (круглой и прямоугольно!'; формы) :рных ступеней формализован зависимостью, дающей отклонение от экспериментальных : не более 5%:

йо = 1 -0,5Го°'3, (6)

Г - I?

Го = — -относительное мгновенное сечение окон; Ь0 - максимальное сечение окон.

Ро

тученнме зависимости легко вписываются в разрабатываемую магемалпескую модель, эку являются функцией только угла поворота коленчатого вала

ёчное внимание в работе уделено моделированию рабочих процессов в компрессорных и рных ступенях. За основу приняты 1 пложенные в работах Пластшцша Ш1 и о<ого И.К. подходы •< моделированию рабочих процессов в ступенях поршневых ссороз и детандеров, моделировании пршиггы допущения: очий газ - идеальный, гения на входе и выходе рассматриваемой ступени постоянны

3. Ступал, компрессора (детандера) герметична

4. Внешний теплообмен отсутствует.

5. Скорость вращезьы кризошипа коленчатого ьапа принята равномерной.

Основной отличительной особенностью разработанной мсдагга является мнотэлементных самодействующих клапанов с учетом влияния присое^мительных 1 для чего используются уравнения 1 -5.

Особенностью модели дегандерной ступени является учёт работы демпферных устр составе самодействующего нормально открытого впускного клапана.

Для описания параметров газа в ступени использовано уравнение сохранения энерг переменной массы, которое с учётом принятых допущений записывается в ввде

<3(иш) - ^«¿Е^ - с1Ь

После преобразований уравнения 7 получаем расчётные уравнения для определения текущих значений давления и температуры газа в рабочей полости

((И-Дф

Т = Т Аф+Дф *ф

1 +

Ш

Ф

V

ф

1 + (К-1)(

Дш АУ

тФ

V*

где \'ф =(а+Сф )Уь тф=рф Уф - текущий объём и масса газа в рабочей полости;

ДУ, Дш - приращение объёма и массы газа на угле поворота коленчатого вала Дер; К - показатель адиабаты.

Величина Д\' положительна в диапазоне 0°< ф<180с и огрицателььапри 180° < ф < 360е является функцией угла поворота коленчатого вала ф,а Дт-определяется соотношу ш

■ Дф

Дгп = Ш

Ф

ю

где ГПф ■• расходная функция, определяемая по уравнению Ссн-Вечана и Венщеля с

зависимостей 1-5; величина ДТП принимается положительной при натекании газа в цил При моделировании динамики пластин мкогохольцевых клапанов прин одномассовая постановка задачи для каждой из плаепш. учитываются различия в геом массе плаепш, ><арактере течения через щель (одно или двухстороннзш подвод газа к ще клапана и наличие промежуточных каналов Для ¡-й пластны уравнение да записывается в ввде

Ш -—= (Р -Р -Р )

1111 т , V.1 газ 1 пр •*■ л / 5 ОТ2

Ргаз, Рпр, Рд - газовая, упругая и демпферная аиы, действующие па !-ю плгстилу с шеде^ной массой ¡я; приО<1'1(?,<йт2Ч.

Три расчете нормально сгпфытых клапанов детандерных ступеней учитывается обратное давление упругой силы пружин.

Топученная математическая модель стутгега позволяет моделировать динамику каждой из спм клапана при наличии промежуточных каналов с переменным, го времени сечением, пфирующих устройств и особенностей формы щелей в клапанах По скончании расчетов на зть выводятся мгновенные (Р, Т, Ь) и необходимые интегральные показатели, акгеризующие эффективность и надежность работы клапанов в составе ступени. Существенную часть работы сс.тгааляют вопросы применения разработки юк «магической модели при анализе работы ступай компрессора (детандера), при обосновании имальных параметров систем газораспределения и обобщении результатов исследования.

СТУПЕНЬ КОМПРЕССОРА

Хля расчётного анатиза были выбраны компрессоры общего и специального назначения с нхээлементными ленточными и кольцевыми клапанами, установлешамн на боковых ерхностях цилиндров. На 1 этапе исследования перекрытие клапанов крышкой принято ным Ккр = 0,5, что наиболее характерно для существующих ступеней низкого и с реющего ления. Входное сечение каналов пр!шимапось равным сечению в седле клапана, екрывземому крышкой. Рассматривались 4 варианта

= Кр = 1, т.е. промежуточные канаты отсутствупгт.

!ц = 1 при Кр={((р) - промежуточный взрнат

= Дер) при 1 - промежуточный вариант

= Дф) и Кр={Гф) - общий случай компоновки клапанов. Анализируя диаграммы движения а сравнении для вариантов I и 2, можно отметить, что по е снижения К^ф) наблюдается увеличение частоты и ампгопуды колебаний пластан ¡ывгккцего клапана и более раннее начало закрытия обоих клапанов ступени, что приведет к жегапо реального сеч и а и щеш 111 увеличению газодинамических потерь. Аналогичные сравнительные дачные по вариантам 1 и 3 дают более слозкпую картину.

С одной стороны, при Кц(ф)<1 на&лодаетсл более подан ее начало закрытия клапанов и гветствующее увеличение сечения щели, 'по должно приводить к сгогженню потерь а танах.. С другой сторсчы, при 1С,1(ф)<1 более прогрессивно ашжпется коэффициент ада, что влечет за собой увеличение гз.зодшамического сопротттления Совместное т.ние этих факторов приводит х тому, что и в этом случае газодинамическое сопротивление ¡астает.

[ля реальней компрессорной ступени (вариант 4 при Ккр = 0,5) незтчтельное изменение птеского проходного сечи ни и увеличение индикаторной работы (в сравнении с вариантом редстааляется правомерным. С коьпртествешсй стороны суммарные газодинамические

потери в клапанах возрастают на 22%, что соответствует увеличению индикаторной мощи компрессора 2ГМ10-10/20-50 примерно на 1%.

Таким образом, при КкрХ),5 и достаточном входном сечении каналов перекрытие клапан процессе работы незначительно отражается на динамике пластин клапанов и эффектней ступени компрессора

По мере снижения величины Ккр ктапан все в большей степени пере!фьшается движущ поршнем не только в процессе нагнетания, но и при всасывании. Влияние изменения парам 0 < Ккр < 1 проанализировано на примере компрессора 2ВМ2,5-12/9 (Sri -100мм, п= об/мин), оборудованного ленточными клапанами с посадочным диаметром dj =125 мм.

Из анализа диаграмм движения установлено, что при уменьшении Ккр и увеличении опекаются скорости соударения с ограничителем и возрастают углы запаздывания закр1 нагнетательных клапано, при этом увеличиваются суммарные газодинамические norepi итоге снижение Ккр незначительно (на 1%) отражается на уменьшении производигельн 'компрессора, в то время как удельная индикаторная мощность прогрессивно нарастает и Ккр = 0 увеличивается на 5% по сравнению с Ккр - 0,5.

Практический интерес имеют данные по динамике пластин клапанов, конструкция коте унифицирована для I и П ступеней компрессора (см. рис. 1). Вследствие одинаковой жесткое высоты под! ма пластин и разной плотности протекающего газа «время-сечение» в клапш ступени значительно ниже, чем во II ступени. Движение пластин носит колебательный хара с высокой частотой и ампгапудой.

В совокупности это приводит к снижению прошводительносги и надежности компресс* Альтернативным решением в данном случае может бьпь применение клапанной лен различной шириной для клапанов I и П ступеней при сохранении остальных прган унификации.

Обоснование целесообразности применения разработанной методики расчета показан рис. 2, где приведены данные по динамике пластин трёхкольцевого клапана на ос существующей и предложенной методик Из рисунка следует, что динамика одной "услов пластины и реальное перемещение каждой из пластин резко отличаются. Следовательно, тимизация параметров клапана может быть осуществлена более соьекшвно на ос предлагаемой методики.

В качестве примера на рис. 3 показана поеледо: .тальностъ оптимизации динамики кольцевого клапана компрессора 2ГМ10-10/20-50. Из рисунка следует, что рассматрива (внутреннее) кольцо при серийном исполнении клапана (поа 1) практически не рабо Изменение числа пружин на отдельных пластинах (поз. 2) позволило обеспечить синхронт пер^гмещеши всех пластин и увеличить сечение щели. Дополнительное снижение нави пружин привело к максимальному использованию геометрического сечения щели минимальных углах запаздывания закрытая.

На сснове выполненного рхчегаого анализа в рабоге предложены следующие реком^щ; при проектировании многокольцевых клапанов:

1. Дтя обеспечения ctaixpoi мости движения всех плаепш должно соблюдаться у слови

*np/dcp.r const

ншятое в настоящее время для кольцевых клапанов соотношение (dcpj-dc,u.|)==30MM (где средний диаметр i-й пластины) с учётом современных технологических возможностей гет сннз!ггь до 25 мм, что даст юз-.гада гость создания ряда запорных органов с кратным юшением средних диаметров пластин (25,50,75...мм) и Znp/dcp.i= const. [алогичный численный эксперимент был вьшалнен и для ленточных клапанов, у которых в тве варьируемых параметров были выбраны длина ширина и толщина пластин, их шатьная высота перемещен! ш и сечения в седле и ограничителе.

[а основе полученных данных рекомендованы оптимальные параметры клапанов с женной шириной плаепш (7 мм).

СТУПЕНЬ ДЕТАНДЕРА

чью выполненного исследования было выявление качественных и количественных омерностей процессов в ступени детандера, оснащенной самодействующим норматьно пым впусютым клапаном, имеющим местные газодинамические демпферы, и получение гевдащш по обеспечен ¡¡о надежной работы клапаноз в условиях повышенной частоты гния коленчатого вала

нстрзхпгвно каждый демпфер выполнен в вт ,е подпружинемгой плунжерной пары с лром плунжера d = 5 mi, осевой длиной 10 мм и с максимальной величиной перемещения акрытии клапана h^ 1 мм.

отчество устанавливаемых плунжеров, объём демпферной полости, усилие пружин и др. иачно определяется на стадии предварительной конструктивной проработки Поэтому ой задачей исследования являлось отыскание оптимального зазора ог в паре "гстулжер -клапана" при заданной частоте вращения коленчатого вала и рабочих давлениях в атриваемой ступени. В принятой конструкции плунжерной пары зазор 5Г много меньше л щели плунжера. Вследствие этого при расчетах протечек газа через ущто радиальную принято уравнеше Захаренко С.Е. для докригпгческого истечения, справедливое при малой сти давлений до и после щели плунжера (Pj / Pi>0,85).

качестве объекта исследования был выбран детандер высокого давления (Рн =20 МПа; Рк ЛПа; п= 750 об/мин).

>и выполнении численного эксперимента величина 0,02 <5Г< 0,1 мм.

энные, приведенные на ри- 4, позволяют выявить физическую юрт игу работы плунжеров

етке закрытия клапаноз и рекомендовать технологически приемлемый зазор.

ри tY=0,l мм утечки из .демпферной полости в цилиндр настолько велики, что избыточное

in:e в демпферной полости не превышает Рд = 0,16 МГ1а При значении <\ <0,05 мм

ка плхттп ты на седло сопротаиузаэтся прогресс го 11ым ростом Рд.

диапазоне 0,02 < ог< 0,03 газовая демпфирующая cima Рд=:ЛР;1Гд достигает величины,

.ииаюшей усилие пружин клапанов, вследствие чего скорость посадки пластин на седло Vc

о убывает. На расчётном роютма работы клапана без демпфера величина Vc = 2,2 м/с, что

шметобышю рекомендуемые скорости. При наличии демпфераудалось снизить величину

Ус до 1,2 м/с, т.е. примерно вдвое, что позволяет гарантировать надёжность работы клала! повышенной (до 750 об/мин) частоте вращения коленчатого вата. На основании полу* данных радиальный зазор в разработанном демпферном устройстве рекомендован в диаг 0,02 <6Г< 0,04 мм.

Предложенная и апробированная методика расчета используется на стадии проиерс расчета, когда известны основные параметры машины и установленных на ней клапаноЕ выборе клапана обычно ориентируются на эквивалентно сечение щели. Для опреде требуемого эквивалентного сечения используется уравнение Френкеля МИ.

где М - критерий скорости потока газа, определяемый в зависимости от номера ступени о типа клапана и рода сжимаемого газа; в работе величина М рекомендована в виде графт зависимостей, полученных при статистическом анализе конструкций существующих маш которых следует, что 0,1 < М < 0,2.

В соответствии с требуемой величиной Ф выбирается или проектируется новый ю параметры которого ( Ь^, <1ф, ^¡д) в дальнейшем оптимизируются в процессе числе экспе, мента на базе предложенной методики.

Используя указанный подход, разработаны типоразмерныеряды ленточных и колы клапанов. Ряд ленточных клапанов предусматривает применение пластин с обычной (Ь мм) и уменьшенной (Ь^=7мм) шириной пластин при одинаковых посадочных диаметрах Ряд кольцевых клапанов детандерных ступеней характеризуется кратным со<лнош< диаметров отдельных пластин, что позволяет создать условия для синхронной работы пластин многоэлементных клапанов. Применение рекомендованных кольцевых клапанов зовым демпфером позволило модернизировать серийный детандер ДПВ4,2-200-6.

Суть модернизации заключается в применении более легкой базы от детандера ДПВ2-: форсированной по частоте вращения коленчатого вала до 750 об/мин, с меньшим дета* поршня (040мм). Такое сочетание параметров обеспечивает сохранение треб; производительности, а применение впускного клапана с демпфером гарантирует требу надежность. При этом снижены габаритные размеры агрегата, а удельная металлоем уменьшена примерно в 2 раза Данная разработка передана в НПО Сибкрислехника

Клапаны типоразмерных рядов в настоящее время внедрены на промышленных устанс использующих компрессоры низкого, среднего и высокого давления, что подтверждается ш внедрения. Основные положения работы использованы при подготовке учебного пособия для ВУЗов, которое в настоящее время используется при изучении курсов "Компрессс машины" и "Расширительные машины" студентами СПб ГАХ ПТ.

ОБОБЩЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. На основании обзора литературы, анализа состояния и тенденций развития компрессоров

ндеров выявлены основные направления исследования, результаты которого хюсгвовали бы совершенствованию систем газораспределения Это позволило рмулировать научную и техническую проблемы, решаемые в настояща} работе Классифицированы основные разновидности сложных газодинамических каналов мея^у >чей полостью и полостями всасывшшя и нагнетания ступал! компрессора (детандера), обработана и апробирована уточненная математическая модель расчёта мнсгоэлемешных танов в составе ступени, учитывающая конструктивные особенности размещения клапанов Зотовых и торцовых поверхностях цилиндров н наличие сложных по конфигурации зходных каналов, а также газодинамических демпферных устройств. Выполнено экспериментальное исследование, позволившее формализовать влияние модных каналов на коэффициент дааления и коэффициент расхода системы распределения в компрессорных и детандерных ступенях Полученные эмпирические есимосш использованы в математической модели рабочих процессов ступени. Экспериментально доказано снижение коэффициентадавления потока газа для пластан гоксшьцевого клапана с односторонним подводом газа к щели. Полученные на основе геримента зависимости исполъзовшлы в математической модели.

[ровэден натурный эксперимент с целью определения показателей плотности кольцевых танов в ступенях со смазкой и без нее. Даны рекомендации по величине "условного зазора" апанах..

Вьшолнен численный экспф^лент, позволивший в частности:

сновать предложенный типоразмерньш ряд ленточных клапанов для компрессорных иней;

комендовать типоразмернын рад нормально открытых кольцевых клапанов повышенной гжности для детандерных ступеней;

»здложить модернизированный вариант поршневого детандера для воздухоразделительной 1новки АКДС-85. В результате модернизации практически вдвое снижена удельная аллоемкость при сохранении показателей эффективности и надежности детандера Предложены и внедрены в эксплуатацию клапаны с покрытием рабочих пластин тонко}» ашшческой пленкой, что позволило повысить надежность систем газораспределения в шовках, сжимающих сложные по составу газы

сновные теоретические положения, принципы конструирования и методика расчета арены в учебный процесс СПб ГАХ ПТ

кновной материал диссертации опубликован в следующих работах:

7рилуцкнй АИ. Влияние условий входа и выхода газа в клапане на эффективность работы шневого компрессора 8-я ВНТК "Создание компрессорных машин и установок, спечивающих шпенсивное развитие отраслей топливно-энергетического комплекса", исы доклада, ЦИНТИХШШЕФТЕМАШ, Сумы, 1989. Прилуцкий А.И. идр. Поршневой детандер. АС. №4765021,1989.

ГСрнлуцкий АИ и др. Состояние и перспекшвы создания прямоточных поршневых андеров с самодействующим! клапанами. Материалы международной научно-практической

конференции "Криогенная техника-науке и производству". ЦИНТИХИМНЕФТНМАШ, Н1! "Криогенмаш", 1991.

4. Прилуцкий А.. И, Исаков В.11 Определение коэффициента расхода самодейсгвук клапанов с учетам конструктивного исполнения цилиндра поршневого компрессора Т] Ленинградского технгаоп гческого ин-та им. Ленсосэта Процессы холодильных мадл установок 1тзкопотешдиальной энфгетнкн. СПб, 1992.

5. Прилуцкий А. И, Исаков В. П. Методы расчета многоал сметных клапанов поршн компрессоров. Межвузовский сборник научных трудов. Повышение эффекпп» хаюдильньк машин и установок низкопотенциатьной энергетики. СПб ГАХПТ, 1993.

6. Прилуцкий АИ; Горбенко АЛ., Меренков Ю.В. Разработка пшоразмерных \ самодействующих клапанов для компрессорных и расширительных машин в криоге Технике, Тезисы доклада Конференция "Холодильная техника России. Состоят перспективы", СПб., СПб ГАХПТ, 1995.

7. Прилуший ИХ, Прилуцкий АИ Расчет и проектирование поршневых компрессах детандеров на нормализованных базах Уч. пособиедля ВУЗов. СПб., СПб ГАХПТ,1995.

8. Прилуцкий А. И., Исаков В. П., Прилуцкий И. К Обойденные пшдинамич« характеристики ступеней поршневых компрессоров. Межвузовский сборник научных с "Пути повышения эффективности процессов и оборудования низкотемпературной техни пищевых технологий". СПб ГАХПТ. Деп. б ВИНИТИ №3059-В96, 17.10.1996

9. Прилуцкий А. И. и ~ др. Расширение сферы услуг АО "Ленниихиммаш" в пост, самодействующих клапанов и уплотнений для поршневых компрессоров. Компрессс

техника и пневматика, №10-11, 1996.

формат 60x84/16 1 пл. 1.04 уч.-изд. л. Заказ }&46—97 Г. Тираж 100 экз. Бесплат ОАО "Ленниихиммаш"

г.п Н

Q.S 0.0

ИТ ¡У \ / \ t VtT"? ^ ,4 л

J . г j / J / I а,75. / Псп. \ 1 и \ /'N i t \ V г ! t > V*.

35

65

95

je5

1S5 У.spaglSS

Puc.l /¡иаарамш движения пластин лвншчнозо клапана г.о

во ео зon ¡so 140 iso У.срад гоо Рис.2 Диаграмма д&ижения пластин клапана BKT125-1QM

1.0 h

0.5

о.г

11 ■ . IF ■ w,L • 1 »1 I :: 1

\ I ¿j/ \ •* i !* s

V » • « -p: ГГ/ * * -M • л

/ N ^ / \ • •

\y И/ГС1

во

юс,

на у

срад

ISO

Рис.3 Оптимизация иальцеооЕс клапана (внутреннее кольцо) 1-сф|дкй Ьарисш З-з-S-S; Ечрагегугхтй 2^10-8-6-i; h0=&n

'Знкзнчсшьнш Ю-8-Б-4; had:i47-И7-й7-57^; Сгри£13®н/м

5

Уа.

м/с 3

5ге0.1мм

а.04 \ 'О \ vt

40

50 у,

град

ва

i.a .

Рис.4 Характеристика работы демпфернаеа устройства