Содержание к диссертации
Введение
1. Основные параметры и показатели, определяющие работу рудничной компрессорной станции с поршневыми компрессорами .9
1.1. Показатели работы рудничной компрессорной станции 9
1.2. Анализ причин снижения производительности компрессорной установки 14
1.3. Анализ потерь энергии, подводимой к компрессорной установке 23
1.4. Пути улучшения показателей работы компрессорной станции 26
1.5. Цели и задачи исследований 28
2. Конструкции клапанов поршневых компрессоров 30
2.1. Аналитический обзор существующих констструкций клапанов 30
2.2. Разработка конструкций прямоточных клапанов 41
2.3. Основы расчёта цилиндрического прямоточного клапана 46
2.4. Выводы 61
3. Теоретические и экспериментальные исследования воздохораспрещелительных органов поршневого компрессора . 63
3.1. Исследование газодинамических потерь энергии в воздухораспределительных органах 63
3.2. Экспериментальные исследования герметичности прямоточных клапанов 70
3.3. Исследование потерь энергии вследствие утечек сжатого воздуха в клапанах 80
3.4. Исследование характера движения пластины прямоточного клапана 96
3.5. Выводы 102
4. Теоретическое обоснование величины проходоого сечения и параметров пружин всасывающих и нагнетательных клапанов 105
4.1. Обоснование величины проходного сечения воздухораспределительных органов ' 105
4.2. Обоснование параметров пружин прямоточного клапана 115
4.3. Выводы 127
5. Практическая реализация результатов исследований 129
5.1. Инженерная методика расчёта прямоточных цилиндрических клапанов 129
5.2. Конструктивная реализация прямоточных цилиндрических клапанов 131
5.3. Промышленные испытания компрессора с прямоточными цилиндрическими клапанами 136
5.4. Определение экономической эффективности от внедрения прямоточных клапанов 138
5.5. Выводы 140
Заключение 141
Литература 145
Приложения 153
- Анализ причин снижения производительности компрессорной установки
- Основы расчёта цилиндрического прямоточного клапана
- Исследование потерь энергии вследствие утечек сжатого воздуха в клапанах
- Конструктивная реализация прямоточных цилиндрических клапанов
Анализ причин снижения производительности компрессорной установки
По данным исследований МГМИ /14/ средние потери давления в воздухораспределительных органах первой ступени компрессора при установке кольцевых клапанов составляет порядка 0,0216 МПа. Таким образом, если принять начальное давление равным 0,1 МПа, то коэффициент А2 равен 0,78, что соответствует снижению производительности на 22%. К близким выводам приходит еще ряд исследователей /13, 41/.
Как уже было отмечено, большая часть потерь давления приходится на клапаны, следовательно, повышение коэффициента кг возможно только за счёт совершенствования воздухораспределительных органов компрессора, точнее, за счёт увеличения проходного сечения клапанов и снижения газодинамических сопротивлений.
Коэффициент подогрева Л3 учитывает потери производительности за счет нагрева всасываемого воздуха от стенок цилиндра и поршня. В результате нагрева снижается плотность воздуха и, как следствие, производительность компрессора.
Коэффициент подогрева иногда рекомендуют определять, пользуясь эмпирической формулой/23/
На,рис.1.2 приведён график зависимости коэффициента подогрева от степени сжатия, построенный по формуле (I.I3). Из графика видно, что при - 3 коэффициент //, = 0,98, что соответствует снижению производительности на 2% относительно теоретической. На коэффициент подогрева влияет много различных факторов: конструкция цилиндров, температура и расход охлаждающей воды, а также в значительной степени конструкция воздухораспределительных органов и их состояние.
Поскольку влияние перечисленных факторов не учтено в формуле (I.I3), то использовать её рекомендуется лишь для ориентировочных расчётов. В некоторых случаях при плохих условиях охлаждения и низкой герметичности клапанов снижение производительности может достигать 10% /247. В этом случае А3= 0,90. В условиях эксплуатации компрессора снижение потерь производительности за счёт подогрева воздуха может быть осуществлено двумя путями: увеличением расхода и снижением температуры охлаждающей воды; путём совершенствования воздухораспределительных органов компрессора. Коэффициент герметичности Ач учитывает влияние утечек сжатого воздуха через неплотности из цилиндра компрессора. При нормальном состоянии поршневых колец утечки составляют 0,5 3 % засасываемого количества воздуха /23/. Утечки через уплотнение штока обычно не превышают 0,1% /23/. Утечки через клапаны происходят вследствие недостаточной обработки сопрягающихся поверхно- стей замыкающих органов клапана, а также за счёт запаздывания посадки пластин клапанов на седло. По данным некоторых исследователей утечки в клапанах составляют 10 4- 15 % номинальной производительности компрессора /227. Коэффициент герметичности зависит от плошади сечения щелей, их формы, режима работы компрессора и его конструкции Приблизительно Av может быть определён по эмпирической формуле /23/ где г)І - число оборотов вала компрессора в минуту; А - диаметр цилиндра; Аг - коэффициент, зависящий от конструктивных особенностей машины и её состояния (по данным исследований Заха-ренко СЕ. /237 он равен 0,41). Необходимо отметить, что формула (I.14) не учитывает конструкцию и состояние воздухораспределительных органов, несмотря на то, что величина утечек в основном зависит от их состояния, конструкции и качества изготовления. Очевидно, что для разных конструкций клапанов величина коэффициента Av будет различна. Величина Л определяет влияние влажности воздуха на производительность компрессора. Влажность воздуха не имеет отношения к конструкции компрессора и определяется атмосферными условиями. Большого влияния на производительность компрессора влажность не оказывает, поэтому её влиянием можно пренебречь. На основании изложенного можно сделать вывод, что величина коэффициента подачи определяется в основном четырьмя коэффициентами А, , Аг , Ль , Av . Реальные значения этих коэффициентов значительно ниже расчётных, вследствие чего коэффициент подачи падает до 0,50 (по данным некоторых исследователей до 0,46 /"227). В результате анализа потерь производительности компрессора (рис. 1.3) можно придти к выводу, что большая часть относится непосредственно к воздухораспределительным органам. Потери производительности за счёт нагрева воздуха, достигающие 7,8%, также в большой степени зависят от состояния клапанов, однако, дифференцировать эти потери не представляется возможным.
Основы расчёта цилиндрического прямоточного клапана
Сравнительные испытания клапанов ПИК и ЦПК показали улучшение энергетических показателей компрессора при работе с клапанами ЦПК. Увеличение производительности составило от б до 20%, удельная мощность снизилась на 3 -f 9f0 /"33, 34/ .
Основным недостатком клапана ЦПК является сложность узла крепления пластин с пружинами и седлом клапана. Фиксация пластин клапана с помощью оси обуславливает изгиб пластин во время работы, что приводит к преждевременному выходу их из строя.
В настоящее время широкое распространение на компрессор- ных станциях горных предприятий получили клапаны конструкции СГИ. Начиная с 1955 года, в Свердловском горном институте ведутся работы по совершенствованию воздухораспределительных органов поршневых компрессоров. Создано несколько оригинальных конструкций клапанов, защищенных авторскими свидетельствами. Наиболее удачной является конструкция, показанная на рис. 2.4 /35/ .
Прямоточный клапан СГИ состоит из седла I с каналами для прохода газа, в которых установлены комплекты из двух пластин 2-й двух пружин 3. Пластины и пружины удерживаются в пазах кольцом 4 и ограничителем 5. При работе клапана пластина совершает сложное движение, при котором её края скользят по поверхности кольца 4. Отличительной особенностью клапана данной конструкции является отсутствие жесткого крепления пластин с пружинами и седлом клапана.
Это конструктивное преимущество приводит к тому, что на пластину в процессе работы не действует изгибающий момент , что в свою очередь обуславливает значительное увеличение надёжности и долговечности клапана. Высокая герметичность клапана достигается за счёт автоматической притирки пластин к седлу в процессе работы.
Большим преимуществом клапана СГИ является простота его конструкции и высокая ремонтопригодность. Кроме того, многолетний опыт эксплуатации этих клапанов выявил ещё одно преимущество, играющее большую роль при эксплуатации клапанов в условиях горного производства: - на уплотнительных кромках и на пластинах клапана не образуется нагар. Клапан СГИ имеет малую массу подвижных частей, малые газодинамические сопротивления и большое проходное сечение.
В результате анализа приведённых конструкций клапанов можно выделить основные тенденции совершенствования воздухораспределительных органов: снижение газодинамических сопротивлений за счёт придания каналам и замыкающим элементам клапана более совершенных форм, а также за счёт увеличения проходного сечения клапана; снижение ударных нагрузок на замыкающий элемент клапана; упрощение конструкции клапана и повышение его ремонтопригодности; исключение изгиба замыкающего элемента при работе клапана.
Попытки реализации первых двух тенденций в кольцевых и дисковых клапанах приводят к значительному усложнению их конструкции.
Наиболее органично эти тенденции реализуются в прямоточных клапанах. Прямоточность и развитое проходное сечение обуславливают низкие газодинамические потери энергии в клапанах.
Масса подвижных частей прямоточных клапанов значительно ниже, чем в клапанах других конструкций, что приводит к снижению ударных нагрузок на пластину. Конструкция прямоточных клапанов, как правило, проще, ремонтопригодность выше.
Недостатком большинства конструкций прямоточных клапанов является наличие изгибающего момента, действующего на пластину в процессе работы. Единственной конструкцией, лишённой этого недостатка и получившей распространение, является клапан СГИ. В этом клапане наиболее полно реализуются все основные тенденции совершенствования воздухораспределительных органов.
В настоящее время на компрессорных станциях горных предприятий эксплуатируются в основном три типа клапанов: кольцевой , прямоточный ПИК и прямоточный СГИ.
ИГМ и ТК им. М.М.Фёдорова проводил сравнительные испытания трёх типов клапанов в условиях компрессорных станций шахт Донбасса. Испытания проводились в течение года, В результате комиссия установила, что клапан СГИ позволяет повысить производительность компрессора на 2% по сравнению с клапанами ПИК и на 10% по сравнению с кольцевыми. Клапан СГИ позволяет снизить удельный расход электроэнергии на 1,5 -г 2% по сравнению с клапанами ПИК и на 8 4--г 9% по сравнению с кольцевыми. Клапаны СГИ более надёжны в эксплуатации, имеют простую конструкцию, позволяющую производить их быструю разборку и сборку в условиях компрессорной станции без специальных приспособлений [3&].
Исследование потерь энергии вследствие утечек сжатого воздуха в клапанах
Семейство этих зависимостей показано на рис. .3.4. Они построены в диапазоне разности давлений 0,03 4- 0,6 МПа, однако, вполне очевидно, что при / = 0 величина К = 0 и, следовательно, все графики должны проходить через начало координат. Проанализируем приведённые зависимости. В начале графика на участке 0 -f 0,05 МПа имеет место резкое возрастание объёмных утечек, что происходит вследствие недостаточного прижима пластин к уп-лотнительной кромке седла клапана. С возрастанием разности давлений выше 0,05 МПа пластина более плотно прилегает к уплотни-тельной кромке седла клапана и кривая становится более пологой. После достижения АР = 0,15 МПа зависимость носит практически линейный характер.
Для оценки точности экспериментальных исследований проанализируем погрешность определения величины М/ . Она состоит из двух составляющих - погрешность измерения Sc и погрешность вычисления d ; . Погрешность измерения где St -.погрешность измерения времени ( = 0,03%); Sfi - погрешность измерения давления (4 = 0,4%). Погрешность 5 появляется вследствие неточности вычисления величин И и Р по формулам (3.29), (3.30). где d„ - погрешность вычисления величины ./%, ; о - погрешность вычисления величиныJ . Пользуясь графиками, показанными на рис. 3.3 и формулами (3.29) и (3.30), определим максимальные значения этих погрешностей : pt - величина jprr" в середине интервала г- i+f Рс - средняя величина давления в воздухосборнике на интервале /-г t+f ; Р« - величина давления в середине интервала г-гі+r. По графикам (рис. 3.3) нетрудно убедиться, что на любом интервале измерений SM Z&\df 3%. Подставляя эти величины в формулу (3.34), получим = 3,6$. Погрешность измерения определим по формуле (3.33), = 0,8$. Общая погрешность эксперимента. Для инженерного эксперимента такой точности вполне достаточно.
Пользуясь полученными графиками, можно определить объём и массу воздуха, перетекшего через всасывающие и нагнетательные клапаны с различным проходньм сечением, а также потери энергии сжатого воздуха за счёт утечек в течение рабочего цикла компрессора.
Вполне очевидно, что масса утечки и потеря энергии сжатого воздуха за счёт утечек зависят от длительности рабочего цикла цилиндра компрессора, а точнее, от длительности его составляю-щих процессов - всасывания, сжатия, нагнетания и расширения. Кроме того, масса утечек и потери энергии зависят от переменной величины давления в цилиндре компрессора . Длительность процессов, протекающих в цилиндре, и величина давления зависят от конструктивных параметров компрессора - размеров цилиндра, радиуса кривошипа компрессора и частоты вращения вала компрессора.
Как было показано в I главе, основная часть утечек сжатого воздуха в компрессоре приходится на клапаны. Эти утечки можно разделить на два вида. Утечки через закрытые клапаны, которые происходят в течение всего рабочего цикла компрессора вследствие неплотного прилегания пластины клапана к его седлу. Утечки через неполностью закрытый клапан, которые происходят за счёт запаздывания посадки пластины клапана на седло при процессах всасывания и нагнетания. Устранение последних может быть обеспечено за счёт правильного выбора параметров пластины и пружины клапана.
Известно, что максимальная герметичность клапана любой конструкции достигается через 150 + 200 часов работы компрессора /417. Следовательно, в условиях эксплуатации величина утечек через закрытый клапан зависит только от его проходного сечения и параметров компрессора.
По данным этих исследований установлено, что в диапазоне перепада давлений АР- 0,1 0,6 МПа зависимость утечек Уу от дР носит линейный характер. В работе /"22/ показано, что эта зависимость линейна и для клапанов других конструкций. Зная зависимость Vv = /ґлР) , можно определить потери энергии за счёт утечек в клапанах в течение рабочего цикла компрессора. При определении этой величины приняты следующие допущения: параметры воздуха- в полости нагнетания постоянны и соответственно равны параметрам воздуха в цилиндре компрессора в конце процесса нагнетания (в действительности разница составляет 3 4- 7% А; параметры воздуха, перетекшего из полости нагнетания в цилиндр соответственно равны параметрам воздуха в цилиндре; параметры воздуха, перетекшего из цилиндра в полость всасывания равны параметрам воздуха в полости всасывания; параметры воздуха в цилиндре при всасывании и нагнетании постоянны.
Таким образом, с учётом этих допущений можно считать, что в каждый момент времени происходят утечки сжатого воздуха с изменением параметров где , ъь - давление и удельный объём воздуха в полости нагнетания; Р , ir -давление и удельный объём воздуха в цилиндре; - давление и удельный объём воздуха в полости всасывания.
Конструктивная реализация прямоточных цилиндрических клапанов
При расчёте нагнетательного клапана начало координат сообразно переносим в точку Лз (рис. 3.7). Зная величины / и As , а также соответствующие перепады давлений, можно определить коэффициенты А и 8« зависимости (3.75). Подставляя значения А и В в уравнение (4.13), определим величину Л» . Для определения оптимального радиуса загиба пружины нагнетательного клапана необходимо построить графики зависимостей ін ={(Яп)ж ї»ч={ґ#п) Точка пересечения этих графиков будет соответствовать оптимальной величине #п . Определим оптимальный радиус загиба пружины й„ для примера, приведённого в 3.4. В данном случае угловая скорость вала компрессора ио 23. Относительная величина вредного пространства принята о =0,08. Все расчётные величины сведены в табл. 4.2. По данным табл. 4.2 построены графики інч = /ґ#») и / f=ff4n), показанные на рис. 4.17. Точка пересечения графиков соответствует оптимальной величине #»= 0,0790 м. Обратим внимание на то, что зависимости Л» =//У?Р) и /W--//J имеют линейный характер. Из этого следует, что для определения оптимальной величины ЙР достаточно построить по две точки на каждом графике. Методика определения оптимального радиуса загиба пружины сводится к следующему. Экспериментальным путём строим зависимость F -f{ s) при двух различных значениях радиуса Й„ . Пользуясь зависимостью(3.83), определяем значения коэффициентов С и К . По формуле (3.39) находим перепад давления, при котором начинается обратное движение пластины . Вычисляем коэффициенты С и 2 (3.87), (3.88). Пользуясь уравнениями (4.13), (4.14), находим величины t s и «- . Решая уравнение (3.86), определяем величины и / , . Строим графики зависимостей г) . Точка пересечения графиков зависимостей / --/7 и / -// соответствует оптимальной величине радиуса / для всасывающего клапана. Точка пересечения графиков зависимостей Аг--//#„у и їнЧ;/(/?п) соответствует оптимальной величине для нагнетательного клапана. На основе теоретических и экспериментальных исследований получена зависимость суммарных потерь энергии во всасывающих и нагнетательных клапанах от их газодинамических характеристик, герметичности, а также от параметров компрессора. Теоретически доказано, что зависимость суммарных потерь энергии в клапанах от их проходного сечения носит экстремальный характер - имеет минимум. Получены формулы для определения оптимального проходного сечения всасывающих и нагнетательных клапанов из условия минимума потерь энергии. Показано, что оптимальная величина проходного сечения воздухораспределительных органов зависит от угловой скорости вала компрессора, площади его поршня, радиуса кривошипа, а также от газодинамических характеристик и герметичности клапанов.
На основе полученных аналитических выражений разработана методика определения оптимального проходного сечения всасывающих и нагнетательных клапанов. Метод определения оптимального проходного сечения может быть применён при расчёте клапанов любого типа.
Показано, что радиус загиба пружины прямоточного клапана в значительной мере влияет на характер движения его пластины. Увеличенный натяг пружины приводит к позднему открытию и раннему закрытию пластины, что увеличивает потери давле ния; малый натяг пружины приводит к позднему закрытию пружины и увеличению утечек. В результате исследований предложена методика определения оптимального радиуса загиба пружины.
В 2.3 разработана методика расчёта основных конструктивных параметров прямоточного цилиндрического клапана. Приведены формулы для расчёта седла клапана с максимальным проходным сечением, которое определяется габаритами клапанной коробки компрессора. Однако, известно, что зависимость потерь энергии в клапанах от их проходного сечения носит экстремальный характер. В 4.1 разработана методика определения оптимального проходного сечения всасывающих и нагнетательных клапанов. Теоретическое обоснование параметров замыкающего органа клапана дано в 4.2.
На основе данных, приведённых в 2.3, 4.1 и 4.2,предложена инженерная методика расчёта прямоточных цилиндрических клапанов. Расчёт клапанов проводим в следующей последовательности: определяем основные конструктивные параметры клапана в зависимости от диаметра клапанной коробки компрессора; зная длину рабочего паза клапана, рассчитываем оптимальное проходное сечение всасывающих и нагнетательных клапанов; находим необходимое число рабочих пазов в нагнетательных и всасывающих Клапанах. Зная максимально возможное число рабочих пазов в клапане, определяем количество всасывающих и нагнетательных клапанов, количество рабочих пазов одного клапана. В зависимости от количества рабочих пазов находим основные конструктивные параметры клапана. Зная размеры рабочего паза, определим размеры пластины и пружины клапана и оптимальный радиус загиба пружины.
