Содержание к диссертации
Введение
1 Основные пути и методы реализации повышения эффективности и экономичности работы поршневых гибридных энергетических машин 9
1.1 Улучшение охлаждения компримируемого газа 13
1.1.1 Воздушное охлаждение 16
1.1.3 Впрыск охлаждающей жидкости 25
1.1.4 Создание поршневых гибридных энергетических машин 28
1.2 Уменьшение утечек и перетечек компримируемого газа 30
1.2.2 Применение бесконтактных уплотнений 32
1.2.3 Организация гидравлического затвора в поршневой гибридной энергетической машине. 34
1.3 Уменьшение мертвого пространства и анализ возможности гидравлического удара 35
1.4 Анализ существующих методов расчета рабочих процессов поршневых гибридных энергетических машин 42
1.4.1 Анализ существующих методов расчета рабочих процессов поршневых компрессоров 43
1.4.2 Анализ существующих методов расчета рабочих процессов поршневых насосов 47
1.4.3 Анализ существующих методов расчета бесконтактных поршневых уплотнений 54
1.5 Выбор объекта исследования, основные цели и задачи исследования 60
2 Теоретические исследования работы поршневого щелевого уплотнения ступенчатого вида 64
2.1 Анализ работы щелевого уплотнения ступенчатого вида в поршневой гибридной энергетической машине и выбор основных геометрических размеров 64
2.2 Расчет соотношений прямых и обратных масс жидкости, перетекаемых за цикл через поршневое уплотнение ступенчатого вида 69
2.2.1 Концентричное щелевое уплотнение 69
2.3 Расчет давлений нагнетания в компрессорной и насосной секциях поршневой гибридной энергетической машине для эффективной ее работы при различных значениях соотношения массовых потоков через поршневое уплотнение в прямом и обратном направлениях 83
3 Математическая модель рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины с щелевым уплотнением ступенчатого вида 89
3.1 Система основных допущений при математическом моделировании рабочих процессов в компрессорной и насосной секциях и ее обоснование 89
3.2 Математическая модель рабочих процессов в компрессорной секции 93
3.2.1 Математическая модель рабочих процессов в компрессорной секции при отсутствии подачи жидкости в линию нагнетания 93
3.2.2 Математическая модель рабочих процессов при подаче жидкости в линию нагнетания компрессора 102
3.3 Математическая модель рабочих процессов в насосной секции 105
3.3.1 Математическая модель процессов сжатия и обратного расширения 105
3.3.2 Математическая модель процессов нагнетания и всасывания 107
3.4 Математическая модель рабочих процессов в поршневом щелевом уплотнении ступенчатого вида 0
3.5 Особенности реализации математической модели рабочих процессов поршневой гибридной энергетической машины 111
4 Экспериментальное исследование поршневой гибридной энергетической машины с щелевым уплотнением ступенчатого вида
4.1 Описание, основные размеры и характеристики экспериментального образца 114
4.2 Описание экспериментального стенда для исследования экспериментального образца 122
4.3 Методика измерения основных геометрических и термо-газодинамических параметров 126
4.3.4 Измерение мгновенного давления 129
4.3.5 Измерение расхода газа 130
4.3.7 Измерение количества жидкости в нагнетаемом газе 133
4.4.1 Погрешность определения расходов 134
4.4.2 Погрешность измерения давлений 136
4.4.3 Погрешность измерения стационарных температур 137
4.5. Методика проведения экспериментальных исследований 140
4.6 Результаты экспериментальных исследований 143
4.7 Проверка адекватности математической модели рабочих процессов ПГЭМОД со
ступенчатым уплотнением 157
5 Параметрический анализ влияния основных эксплуатационных и геометрических параметров на рабочие процессы и интегральные характеристики поршневой гибридной энергетической машины 162
5.1 Анализ влияния угловой скорости коленчатого вала 167
5.2 Анализ влияния давления нагнетания в компрессорной и насосной секциях 175
5.3 Анализ влияния радиальных зазоров в щелевом уплотнении ступенчатого вида 190
5.4 Анализ влияния длин щелевого уплотнения ступенчатого вида 202
5.5 Анализ влияния смещения поршня в щелевом уплотнении ступенчатого вида 215
Основные выводы по работе 221
Приложение 2
- Анализ существующих методов расчета рабочих процессов поршневых гибридных энергетических машин
- Расчет соотношений прямых и обратных масс жидкости, перетекаемых за цикл через поршневое уплотнение ступенчатого вида
- Математическая модель рабочих процессов в компрессорной секции при отсутствии подачи жидкости в линию нагнетания
- Методика измерения основных геометрических и термо-газодинамических параметров
Анализ существующих методов расчета рабочих процессов поршневых гибридных энергетических машин
Из технической термодинамики известно, что работа идеального поршневого компрессора зависит от характера процесса сжатия [8]. Самым экономически выгодным является изотермический идеальный компрессор, т.е. компрессор в котором сжатие осуществляется по изотерме показатель политропы п у которой равен 1. Из рисунка 1.2 видно, что индикаторная диаграмма при изотермическом сжатии имеет наименьшую площадь, а, следовательно, и работа цикла при этом минимальна, что говорит о более эффективном использовании затраченной энергии на производство сжатого газа.
Следует отметить, что достижение значения показателя политропы единицы на практике невозможно, однако для более эффективной работы компрессора необходимо стремится приблизить п к данному значению. Для выполнения вышеприведенного условия в поршневых компрессорах применяются различные системы охлаждения, призванные приблизить сжатие газа к изотермическому сжатию. P A
Влияние показателя политропы на работу идеального компрессора, пик- показатели политропы и адиабаты Также следует заметить, что системы охлаждения наряду со своими целевыми функциями [1, 2, 7]: - уменьшение подогрева всасываемого газа, способствующего повышению производительности и уменьшению работы сжатия и перемещения 1 кг газа; - снижение температуры нагнетаемого газа, обуславливающей безопасную работу компрессора; - уменьшение неравномерности нагрева цилиндра, обеспечивающее снижение износа его рабочих поверхностей вследствие изменения формы и оси данных поверхностей, увеличивающих изнашивание последних; выполняют также дополнительные функции: - уменьшение отложений нагара в клапанах и исключение пригорання поршневых колец, что достигается при снижении температуры уменьшением разложения масла, формирующим впоследствии дальнейшей работы компрессора нагар на рабочих поверхностях клапанов и поршневых колец, приводящий к нарушению работы клапанов и залипанню колец в канавках поршня. Последнее может привести к снижению или полному отказу уплотнения цилиндро-поршневой группы компрессора; - уменьшение пригорання уплотнительных прокладок, способствующее повышению срока службы и упрощению ремонта за счет возможности более простой разборки компрессора. Тогда как при высоких температурах прокладки прилипают к поверхностям уплотненных деталей компрессора в связи, с чем создается проблема разборки компрессора, зачастую приводящая к разрушению, например, цилиндров.
Рассматривая теорию тепломассообмена, передача тепла в компрессоре от сжимаемого газа окружающей среде через стенки рабочей камеры осуществляется посредством теплопередачи. В данном случае теплообмен может быть описан выражением Q = kFAT, где Q - количество тепла передаваемого от газа окружающей среде в единицу времени, к - коэффициент теплопередачи, являющийся функцией к = f(ah X, а2), а} - коэффициент теплоотдачи, учитывающий конвективный теплообмен между сжимаемым газом и внутренней поверхностью рабочей камеры, X - коэффициент теплопроводности стенки, а2 -коэффициент теплоотдачи, учитывающий конвективный теплообмен между внешней поверхностью цилиндра и окружающей средой, F - площадь поверхности теплообмена, ЛТ - разница температур между сжимаемым газом и окружающей средой.
Следует отметить, что наиболее эффективными способами повышения количество тепла Q передаваемого от газа в рабочей камере компрессора окружающей среде в данном случае являются: снижение температуры окружающей среды (теплоносителя), увеличивающее AT; увеличение коэффициента теплоотдачи а2, который зависит от поверхности теплообмена и скорости окружающей среды (теплоносителя). Увеличение показателей ЛТ и а2 достигается посредством использования различных систем охлаждения. Исходя из вышесказанного, можно констатировать, что роль системы охлаждения компрессора весьма высока.
Расчет соотношений прямых и обратных масс жидкости, перетекаемых за цикл через поршневое уплотнение ступенчатого вида
Математическое моделирование рабочих процессов поршневых компрессоров в отличие от инженерных методик позволяет более точно рассчитывать все процессы, протекающие в полостях компрессора, и кроме того дает возможность исследования новых конструкций компрессоров объемного действия.
Большой вклад в теорию математического моделирования рабочих процессов поршневых компрессоров внесли такие ученые как Доллежаль Н.А., Костаглиоле М., Борисоглебский А.И., Кузьмин Р.В., М. Уамбегамсон, Р. Коэн, Фотин Б.С., Пирумов И.Б., Прилуцкий И.К., Пластинин П.И., Щерба В.Е.
Следует отметить, что в настоящее время математическое моделирование рабочих процессов поршневого компрессора осуществляется с применением двух подходов:
1. Модель с сосредоточенными параметрами, которая предполагает одинаковое значение давления, температуры и удельного объема в каждом контрольном объеме компрессора в данный момент времени;
2. Модель с распределенными параметрами, где параметры газа в различных точках контрольного объема различны.
Основу модели с сосредоточенными параметрами процессов компрессора сжимающего идеальный газ составляют: первый закон термодинамики (закон сохранения энергии), закон сохранения массы, уравнения динамики запорных органов клапана и уравнение состояния идеального газа [1-3, 6, 48]: (1.7) где р, Т, v, М- абсолютное давление, абсолютная температура, удельный объем, и масса газа в контрольном объеме (полости компрессора для которой производится расчет протекающих в ней процессов); - Q - количество теплоты; U - внутренняя энергия газа; R - газовая постоянная; - ірі, іог удельная энтальпия присоединяемой dMpt и отделяемой dMoi массы газа; - пі и п2- количество источников и стоков, через которые происходит соответственно присоединение и отделение массы газа; - Yfi сумма действующих на запорный орган сил; - mnpue, h - приведенная масса и высота подъема запорного органа самодействующего клапана.
Следует отметить, что данная математическая модель достаточно простая с точки зрения ее реализации на компьютере и при выполнении расчета занимает сравнительно мало машинного времени. Существенным недостатком данной модели является допущение об идеальности газа, что вносит определенную погрешность расчета. Если для воздушных компрессоров с давлениями нагнетания не превышающими 10 МПа данная погрешность имеет значение не более 5%, то для газовых компрессоров и воздушных компрессоров высокого давления (более 10 МПа) использование уравнения идеального газа приводит к большим погрешностям.
В связи с вышесказанным для учета реальности газа в математических моделях часто используют уравнения реального газа. Наибольшее распространение получили уравнения Ван-дер-Ваальса, Клаузиса, Вукаловича-Кирилина, Дюпре, Бертло, Редлича-Квонга. Следует отметить, что каждое из данных уравнений в одном случае дает хорошие результаты сходимости теории и эксперимента, а в другом случае плохие.
Большое распространение получило уравнение, учитывающее реальность газа с помощью коэффициента сжимаемости z: pv= zRT\ (18)
Определение коэффициента сжимаемости z возможно как с помощью введенных в память компьютера таблиц термодинамических свойств газов, так с помощью выражений для учета волюметрических, термодинамических и теплофизических свойств реального газа [49, 50].
Следует заметить, что внесение в память компьютера данных о коэффициенте z для большого количества различных газов является весьма трудоемкой задачей, к тому же зачастую многие данные при работе с моделью в дальнейшем не используется.
Учет волюметрических, термодинамических и теплофизических свойств реального газа существенно усложняет модель и повышает требования к характеристикам компьютера, что в большинстве случаев неоправданно.
Модель с распределенными параметрами предполагает различное значение параметров газа (давление, температура) в каждой точке выделенного контрольного объема. Система основных уравнений математической модели рабочих процессов компрессора с распределенными параметрами включает в себя уравнения движения, неразрывности, энергии и уравнение состояния газа [1, 3].
Следует заметить, что реализация математической модели с распределенными параметрами для расчета процессов, протекающих в рабочей полости компрессора, очень трудоемкая пространственная задача, которая зачастую неоправданна. В данной связи такие модели применяются при моделировании рабочих процессов, протекающих в соединительных коммуникациях компрессора, например связывающих две ступени многоступенчатого компрессора. Причем моделирование в данном случае осуществляется не в трехмерной, а в одномерной постановке, что существенно упрощает задачу [1-3].
Система основных уравнений для расчета процессов соединительного трубопровода двух ступеней поршневого компрессора в одномерной постановке представляется в виде dP + diipU)=0 дт dp дХ d\pU) дт д(рЕ) дт О + dii{pU-U)+ + di\{pUE)+ di\{pU) = О (1.9) р/ р - / RJ где р, Т- давление и температура газа; р - плотность газа; U - проекция вектора скорости на координатную ось ОХ; Е- полная удельная энергия газа; т - время. Следует заметить, что решение даже системы уравнений (1.9) для одномерной задачи является достаточно трудоемкой задачей. К тому же ее решение производится только приближенными методами, для которых требуется постановка граничных условий, которая в свою очередь также является сложной задачей.
Математическая модель рабочих процессов в компрессорной секции при отсутствии подачи жидкости в линию нагнетания
В качестве функций отклика выберем следующие функции: gf1=M20/M10 - отношение масс жидкости за цикл из насосной полости в компрессорную и обратно при постоянном значении зазора Sj в щелевом уплотнении.
gf2=M2/M1 - отношение масс жидкости за цикл из насосной секции в компрессорную и обратно при ступенчатом изменении зазора. gfe= gf2/ gfi - функция определяющая увеличение соотношения масс жидкости в прямом и обратном направлениях в щелевом уплотнении ступенчатого типа по сравнению с гладким щелевым уплотнением (коэффициент диодности разрабатываемого щелевого уплотнения).
На рисунке 2.4 представленные результаты позволяют сделать вывод, что с увеличением д2 наблюдается увеличение функций gf2 и gf3, зависимость которых от величины 82 нелинейна и значима. Так, с увеличением 82, при постоянном 81 с 80мкм до 150мкм, значение функции gf3 увеличивается от 1,31 до 2,474, т.е. эффективность щелевого уплотнения ступенчатого вида значительно повышается.
Изменения функций gfl, gf2 и gf3 от величины радиального зазора д2 (dj = 50мкм, 1р =0,1м,рн = 5бар,рвс = 1бар, 110 =0,05м, поб = ЮООоб/мин, п = 1,4) Рисунок 2.5 - Изменение функций gfl, gf2 и gf3 от величины 81 при фиксированном значении зазора д2 = ЮОмкм (1Р =0,1м, рн = 5бар, рвс = 1бар, 110 =0,05м, поб = ЮООоб/мин, п = 1,4) С увеличением 8i при фиксированном значении 82 эффективность щелевого уплотнения уменьшается, при этом зависимость gf3 от Sj нелинейна и значима (см. рисунок 2.5). С увеличением длины поршня значение функции gf3 увеличивается, однако это увеличение не так значительно, как изменение gf3 при изменении 81 и 82. Так, при увеличении длины поршня от 0,04м до 0,09м (более чем в 2 раза), значение увеличивается с 1,479 до 1,904 (рисунок 2.6). Рисунок 2.6 - Зависимости функций gfl, gf2 и gf3 от длины поршня /р( 5, = 50мкм, 82 = 100мкм,рн = 5бар,рвс = 1бар, 110 =0,05м, поб = ЮООоб/мин, п = 1,4)
С увеличением давления нагнетания в насосной и компрессорной секциях увеличиваются все рассматриваемые функции. Это обусловлено тем, что с увеличением давления нагнетания увеличивается длительность процесса сжатия и уменьшается длительность процесса нагнетания. Увеличение функции gf3 незначительное и составляет 0,2 при изменении давления нагнетания с 3 до 8 бар. (см. рисунок 2.7).
С уменьшением показателя политропы п эффективность применения щелевого уплотнения со ступенчатым изменением зазора увеличивается (рисунок 2.8). Это увеличение, как и увеличение давления нагнетания, связано с увеличением длительности процесса сжатия газа в компрессорной секции и сокращением длительности процесса нагнетания, т.к. с уменьшением п кривая процесса сжатия более пологая. gfl. gf2.gf3 4,5 -3,5 -2,5 - І рн, бар _- т 0,5 - ФУ 4 5 6 7!: Рисунок 2.7 - Зависимости функций gfl, gf2 и gf3 от давления нагнетания рн (д! = 50мкм, 82 = 100мкм, 1Р =0,1м, рвс = 1бар, 110 =0,05м, поб = ЮООоб/мин, п = 1,4) gft gft,gp 4,5 -3,5 -2,5 -1,5 -0,5 - "" ---._ , х, ,Ф ф" i — 1,05 1,1 1,15 1,2 1,25 1,3 1,35 1 4 п Рисунок 2.8 - Зависимости функций gfl, gf2 и gf3 от показателя политропы п (dj = 50мкм, д2 = ЮОмкм, 1Р =0,1м, рвс = 1бар, рн = 5бар 110 =0,05м, поб = ЮООоб/мин) Таким образом, проведенные теоретические исследования позволяют сделать следующие выводы:
1. Применение ступенчатого изменения зазора в щелевом поршневом уплотнении ПГЭМОД позволяет существенно увеличить функцию gf3. Это увеличение, по сравнению с гладким щелевым уплотнением находится в пределах 1,31...4,79 в исследуемом диапазоне конструктивных и эксплуатационных параметров.
2. Эффективность применения щелевого уплотнения со ступенчатым изменением зазора увеличивается с увеличением разницы (д2 - Sj), с увеличением длины поршня и давления нагнетания и с уменьшением показателя политропы. Наиболее существенное влияние оказывает ступенчатое изменение зазора {д2 - Si).
3. Необходимо отметить, что величина коэффициента диодности профилированного щелевого уплотнения, исследуемого в работах [46, 61] намного уступает коэффициенту диодности щелевого уплотнения ступенчатого вида. Так, максимальная величина диодности в профилиованном щелевом уплотнении, исследуемом в работе [46], составляет 1,5, а величина gf3 (фактически коэффициент диодности) имеет значение от 2 до 4, что в разы больше.
Кроме того, исследуемое щелевое уплотнение ступенчатого вида гораздо проще в изготовлении, что дает неоспоримые преимущества на практике.
На практике, щелевое уплотнение имеет эксцентриситет, т.е. поршень в цилиндре расположен не концентрично и его эксцентриситет меняется по углу поворота коленчатого вала. Вследствие этого, представляется целесообразным рассмотреть влияние эксцентриситета на эффективность работы щелевого уплотнения ступенчатого вида.
Методика измерения основных геометрических и термо-газодинамических параметров
В диапазоне, в которых работает ПГЭМОД (273К T 600Ки 0,1МПа p 2МПа) длина свободного пробега молекулы компримируемого газа составляет l «10 м. Характерный размер контрольных объемов исследуемого объекта составляет величину не меньше L 3-\02M. В этом случае выполняется соотношение l/L \ и рабочее тело можно считать непрерывным.
Гомогенность и состав рабочего тела.
В сжимаемом газе в компрессорной секции могут содержаться в общем случае твердые включения в виде пыли и продуктов износа, а также жидкость из насосной секции в виде капель. Примем, что содержание капель жидкости в сжимаемом газе весьма мало и вся жидкость локализуется в виде пленки жидкости над поршнем. Кроме того, содержание твердых включений в компримируемом газе так же весьма мало, т.к. на всасывании в компрессор устанавливают фильтр, если газ загрязнен, а продукты износы будут практически отсутствовать, т.к. в цилиндро-поршневой группе будет иметь место жидкостное трение.
Изменение потенциальной и кинетической энергии газа пренебрежимо мало.
Вследствие малой плотности сжимаемого газа по сравнению с капельной жидкостью и малыми скоростями газа (до 20 м/с) не учет потенциальной энергии положения и кинетической энергии движения газа не приводит к значительной ошибке. Это допущение является общепринятым при разработке математических моделей рабочих процессов поршневых компрессоров [1-3]. Рабочее тело представляет собой идеальный газ.
В соответствии с исследованиями, представленными в работе [1], учет реальности газа необходим при давлении нагнетания более 10 МПа. Принимая во внимание, что давление нагнетания в исследуемой машине существенно меньше, то принятое допущение является вполне обоснованным. Теплообмен рабочего тела со стенками рабочих камер компрессорной секции осуществляется только конвекцией и описывается гипотезой Ньютона-Рихмана. Принимая во внимание, что в компрессорах объемного действия, в отличие от двигателей внутреннего сгорания, температура газа не высока, то величина передаваемой теплоты излучением пренебрежимо мала и необходимо учитывать только конвективный теплообмен [2]. Для описания конвективного теплообмена повсеместно используется уравнение Ньютона-Рихмана, в котором вся сложность физического взаимодействия среды и твердого тела перекладывается на коэффициент теплоотдачи.
При моделировании массовых потоков через клапаны и неплотности уплотнений камеры сжатия принимаются следующие допущения, характерные для математических моделей с сосредоточенными параметрами [1, 3]: - Течение газа одномерное изотропное; - Для описания течения используются зависимости для установившегося потока; - Используются коэффициенты расхода, полученные при стационарных продувках; - Течение газа через канал сложной геометрии может рассматриваться как течение через простое круглое отверстие без трения с одинаковой эквивалентной площадью. Насосная секция. Рабочее тело насосной секции представляет собой вязкую сжимаемую капельную жидкость, которая подчиняется законам Ньютона и Гука. Абсолютное большинство перекачиваемых жидкостей и используемых для охлаждения представляют собой непрерывную субстанцию, которая обладает свойствами вязкостного трения без начального сдвига и свойством сжимаемости. К таким жидкостям можно отнести: вода, антифриз, минеральные масла, тосол и т.д. Массообменными процессами на границе раздела газа и жидкости можно пренебречь. В исследуемой конструкции ПГЭМОД происходит непосредственный контакт компримируемого газа и охлаждающей жидкости в рабочей полости компрессора. При непосредственном контакте возможен массообмен на свободной поверхности жидкости путем фазовых переходов растворения газа в жидкости или выделение газа из жидкости. Вследствие быстротечности протекающих в компрессорной секции рабочих процессов и малой скорости фазовых переходов и растворения (или выделения) газа в жидкости, то процессами массообмена на границе раздела фаз пренебрегаем.
Граница раздела между жидкостью и газом является плоскостью, параллельной поверхности земли.
Данное допущение является полностью справедливым, т.к. поверхность уровня в поле сил земного тяготения представляют плоскости, параллельные поверхности земли [62].
Значения коэффициентов местных сопротивлений и коэффициента трения по длине, полученные при стационарных режимах течениях жидкости, могут быть использованы при неустановившемся течении.
Принятие этого допущения вынужденное, так как отсутствуют достоверные сведения о значениях коэффициентов местных сопротивлений и по длине при неустановившемся режиме течения
Рассмотрим два принципиально важных случая работы компрессорной секции: охлаждающая жидкость находится в виде жидкой пленки переменной толщины вплоть до нуля на поршне и при этом жидкость не подается в линию нагнетания компрессорной секции, охлаждающая жидкость находится в виде жидкой пленки переменной толщины и подается в линию нагнетания компрессорной секции. В первом случае сжимаемый газ может полностью эвакуироваться из рабочей полости, но жидкость из рабочей полости компрессорной секции не подается в линию нагнетания компрессорной секции. Во втором случае, на части хода поршня компрессорная секция работает как насосная.