Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Описание предметной области 10
1.1 Обзор существующих типов винтовых компрессоров 10
1.1.1 История развития 10
1.1.2 Принцип работы винтового компрессора 12
1.1.3 Классификация винтовых компрессоров
1.2 Винтовые холодильные компрессоры, их достоинства и недостатки 14
1.3 Влияние масла на эффективность работы холодильной машины 17
1.4 Подшипники, применяемые в винтовых компрессорах 21
1.5 Подшипники на газовой смазке
1.5.1 История развития опор на газовой смазке 23
1.5.2 Терминология и основные понятия в области газовой смазки 26
1.5.3 Типы подшипников на газовой смазке 29
1.5.4 Опыт использования подшипников на газовом подвесе 33
1.6 Цели и задачи работы 35
ГЛАВА 2. Оценка возможности применения газостатических подшипников в винтовом компрессоре 39
2.1 Расчет сил и моментов в опорных узлах винтового компрессора 39
2.2 Способы разгрузки подшипниковых узлов винтового компрессора от действия радиальных и осевых сил . 44
2.3 Определение экономической целесообразности применения подшипников на газовой смазке 46
2.4 Выводы 49
ГЛАВА 3. Уточненная методика расчета гсп для ВКС 51
3.1. Математическа модель 53
3.2 Дискретизация расчетной области 57
3.2.1 Исследования сходимости решения по сетке 58
3.3 Постановка и решение задачи 61
3.4 Расчет модельной колодки с 3 отверстиями 62
3.5 Влияние толщины смазочного слоя на грузоподъемность ГСП 63
3.6 Влияние температуры рабочего газа на грузоподъемность ГСП 64
3.7. Выводы 65
ГЛАВА 4. Результаты численных расчетов 66
4.1 Расчет модельных колодок со сложной формой смазочного слоя 66
4.2 Расчет колодоки с щелевыми соплыми 69
4.3 Расчет колодки с 3 рядами отверстий 74
4.4. Сравнение колодки с щелевыми соплами и 3-мя рядами отверстий. 77
4.5 Расчет грузоподъемности газостатического подшипника с использованием различных рабочих веществ 79
4.6. Рекомендации к проектированию ГСП 82
ГЛАВА 5. Экспериментальное исследование ГСП 85
5.1 Экспериментальные исследования полноохватного ГСП 85
5.1.1 Описание схемы стенда со свободным валом 85
5.1.2 Экспериментальное исследование расходных характеристик 88
5.1.3 Экспериментальное исследование распределения давления по образующей ГСП 90
5.1.4. Экспериментальное исследование синхронных колебаний ГСП 92
5.2 Экспериментальное исследование сегментного подшипника 97
5.2.1 Описание стенда для определения грузоподъемности радиального ГСП
5.2.2 Изготовление колодок ГСП 101
5.2.3 Экспериментальное исследование грузоподъемности сегментного подшипника 103
5.3 Выводы 109
ГЛАВА 6. Разработка и исследования струйной системы управления 111
6.1 Разработка струйной системы управления для ГСП 112
6.2 Проектирование аналогового струйного элемента 118
6.3 Проектирование дискретного струйного элемента 123
6.4 Экспериментальное исследование элемента струйной системы управления 128
Заключение 130
Список литературы
- Влияние масла на эффективность работы холодильной машины
- Способы разгрузки подшипниковых узлов винтового компрессора от действия радиальных и осевых сил
- Влияние толщины смазочного слоя на грузоподъемность ГСП
- Расчет грузоподъемности газостатического подшипника с использованием различных рабочих веществ
Влияние масла на эффективность работы холодильной машины
Через зазоры между роторами и корпусом возникают большие перетечки, что приводит к значительным объемным потерям. Частота вращения в сухих компрессорах достигает до 10-12 тыс. об/ мин.
Винтовые компрессоры мокрого сжатия. В мокрых компрессорах в рабочую полость компрессора впрыскивается жидкий хладагент, который выполняет две функции: уплотняет зазоры и отводит теплоту сжатия. В конце процесса сжатия жидкий хладагент выкипает, это приводит к уменьшению объемных потерь и уменьшению температуры сжимаемого пара. Недостатком такого сжатия является необходимость забора жидкого холодильного агента из конденсатора. Поэтому в испаритель поступает меньшее количество хладагента, что приводит к уменьшению холодопроизводительности холодильной машины. Маслозаполненные винтовые компрессоры. Данный тип компрессора получил наибольшее распространение в холодильной технике. В маслозаполненных компрессорах в рабосую полость подается масло, которое выполняет три функции: образование масляной пленки, которая обеспечивает необходимый зазор между роторами, уплотняет зазоры между ротором и корпусом, отводит теплоту сжатия. Недостатком таких компрессоров является наличие развитой масляной системы включающей маслоотделитель, маслосборник, маслоохладитель, масляный насос, трубопроводы и запорную арматуру.
Одной из отличительных особенностей холодильного маслозаполненного винтового компрессора является потребность в подаче большого количества масла в рабочую полость компрессора, это приводит к необходимости создание развитой масляной системы, которая состоит из маслоотделителя, маслосборника, масляного холодильника, фильтров для его очистки и масляного насоса большой производительности. Все это ведет к усложнению компрессора и увеличению его металлоемкости. А наличие масла в целом снижает эффективность холодильной машины за счет ухудшения процессов теплообмена в испарителе и конденсаторе холодильной машины.
В зависимости от взаимной растворимости хладагента и смазочного масла унесенного из компрессора характер влияния на теплообменные процессы в холодильной машине может быть различным. Степень растворимости может быть разной и зависит от химического родства смешиваемых веществ. Неограниченно могут растворяться друг в друге жидкости, внутреннее давление которых одного порядка. Иначе реализуется только ограниченная растворимость [37].
Растворимость жидких хладагентов в маслах повышается с возрастанием температуры [76]. В случае если рабочий хладагент и смазочное масло плохо растворяются друг в друге, образуя при этом двухфазный раствор, то одна из фаз, которая представляет из себя практически чистое масло, осаждается и образует пленку на поверхностях, в том числе на поверхностях теплообменного аппарата. Образующаяся масляная пленка является дополнительным сопротивлением, уменьшающим коэффициент теплопередачи поверхности, в результате чего увеличивается разность температур между теплопередающими средами. Замасливание теплообменной поверхности конденсатора вызывает повышение температуры конденсации, а замасливание поверхности испарителя (охлаждающих приборов) – понижение температуры кипения, при прочих равных условиях. В результате понижается холодопроизводительность машины и растут затраты электроэнергии на производство холода, это обосновывает необходимость очистки пара хладагента от масла с целью недопущения понижения эффективности работы теплообменников вследствии попадания масла в контур холодильной машины.
В случае применения хладагентов, неограниченно растворяющихся в маслах, попадание масла в контур холодильной машины и теплообменники не приводит к образованию маслянной пленки на теплообменной поверхности. В этом случае в испарителе из приходящей смеси хладагента и масла выделяется наиболее летучий компонент – хладагент, и в испарителе происходит постоянное увеличение концентрации масла в растворе. Это ведет к увеличению температуры кипения при том же давлении (зкон Рауля), или к понижению давления кипения, в случае если есть необходимость сохранить заданную температуру кипения. Повышение концентрации масла в растворе также увеличивает его вязкость по сравнению с вязкостью жидкого хладагента, тем самым ухудшая коэффициент теплоотдачи со стороны кипящего хладагента. Описанные процессы, как и в случае с ограниченной растворимостью, вдут к понижению холодопроизводительности машины и увеличению расхода энергии на производство холода.
Исключение использования масла в холодильной машине возможно при ипользовании холодильных винтовых компрессоров сухого сжатия (ВКС). Отсутствие масла в рабочей полости компрессора, а значит и в контуре и в теплобменных аппаратах машины, ведет к сокращению необратимых потерь, возникающих при теплообмене, снижает газодинамические потери. Выполненные на кафедре холодильных машин Университета ИТМО экспериментальные исследования показывают эффективность применения в составе паровой холодильной машины - холодильных винтовых компрессоров сухого сжатия.
Способы разгрузки подшипниковых узлов винтового компрессора от действия радиальных и осевых сил
Проведенная оценка сил и реакций в опорных узлах ВКС показала, что опорный узел должен выдерживать нагрузку от 4 000 - 16 000 Н в зависимости от выбранного вещества и температуры кипения, а для шевронной схемы винтов ВКС в от 8 000 - 32 000 Н. Это превышает предельные для газостатического подшипника значения несущей способности. Поэтому для применения таких подшипников в составе холодильного винтового компрессора нужно предусмотреть разгрузочные устройства, обеспечивающие разгрузку подшипниковых узлов от действия радиальных и осевых сил.
Применяемые в компрессорах подшипники подвергаются высоким осевым и радиальным нагрузкам. Поэтому применение газостатических подшипников в составе ВКС ограничено в первую очередь их небольшой несущей способностью.
Для решения этой проблемы в составе ВКС необходимо предусматреть специальные разгружающие устройства. Разгрузка осевых сил, действующих на роторы компрессора, обеспечивается применением думисов или, что более эффективно, шевронной конструкции роторов компрессора.
Наиболее трудная задача - уравновешивание радиальных сил. Для этого можно использовать решения, предложенные в авторских свидетельствах №519556, 435359, 669066 [3, 4, 51] - разгрузочную камеру (рисунок 23). Разгрузочная камера обеспечивает практически полное уравновешивание радиальных сил, действующих на подшипниковые узлы, оставляя при этом лишь незначительные нагрузки. Разгрузочная камера — это устройство, разделенное при помощи радиальных уплотнительных перегородок на две отдельные части, одна часть камеры соединяется с нагнетательным парубком компрессора, а другая - с всасывающим. Помимо этого, предусмотрен редукционный клапан, сообщающий полость нагнетания с полостью высокого давления разгрузочной камеры и связанный с регулятором производительности, который выполнен в виде двух золотников, размещенных на одном валу. Схема предложенной в авторском свидетельстве №669066 машины показана на рисунке 23. 1-корпус; 2 и 3 - полости всасывания и нагнетания; 4 и 5 - взаимодействующие роторы, 6-разгрузочная камера; 7 и 8 - полости высокого и низкого давления; 9 - редукционный клапан; 10 и 11 -регуляторы
Продольный разрез, предложенной в авторском свидетельстве № 669066 конструкции ВКС. 2.3 Определение коэффициента подачи и экономической целесообразности применения подшипников на газовой смазке Определим коэффициент подачи ВКС с учетом объемных потерь в разгрузочных устройствах и газовых подшипниках. В этом случае коэффициент подачи можно выразить: = 1 - ут - - вс - р.уст. - п - САУ где ут - объемные потери, связанные с наличием утечек рабочего вещества; W - объемные потери вследствие подогрева рабочего вещества; вс -объемные потери вследствие сопротивления во всасывающем тракте и окне всасывания; руст- объемные потери, связанные с утечками в полости разгрузочной камеры; п- уменьшение коэффициента подачи, связанное с утечками необходимыми для работы газовых подшипников; САУ - уменьшение коэффициента подачи, связанное с утечками необходимыми для работы САУ.
Для компрессоров сухого сжатия коэффициент подачи обычно принимают = 0,75 … 0,84 [45]. Рассчитаем эффект применения газостатических подшипников для ВКС с коэффициентом подачи = 0,8. Тогда итог = - р.уст. - п - САУ. Согласно работе [40] руст. не превышает 2% для машин сухого сжатия. Объемные потери, связанные с работой подшипников, оценим исходя из расчетов колодок (сегментов) подшипника, которые были выполнены для следующих рабочих веществ: R22, R134a, R717, R410a, R729 (воздух). В результате расчетов получены массовые расходы веществ при температуре 15С. В связи с тем, что теплофизические параметры сильно зависят от температуры, выполним пересчет объемного расхода рабочего вещества на несколько значений температур, считая массовый расход постоянным - таблицы 5-9. В таблицах 5-9 плотность вещества приведена на линии насыщения, в таблице 9 - для давления Ро= 1,013105.
Оценку объемных потерь на работу САУ выполним на основе имеющегося расчета САУ для воздуха. Анализ таблиц 5-9 показывает, что, в связи с тем, что воздух обладает наименьшей плотностью, его объемный расход (при сопоставимых массовых расходах) всегда будет больше, чем у остальных хладагентов. Таким образом, принимая за основу для расчета потерь в САУ данные для воздуха, мы намерено их завышаем. Расход воздуха для САУ на управление 1-ой колодкой по расчетам составляет от 0,0003 до 0,0008 кг/с, соответственно для 4-х колодок т. е. на один подшипник – от 0,0012 до 0,0032 кг/с или 0,001 до 0,0027 м3/с (при t=30 oC ).
Влияние толщины смазочного слоя на грузоподъемность ГСП
Для возможности исследования различных схем ГСП разработан набор узлов со сменными вкладышами, которые могут быть объединены в экспериментальные стенды различных схем. На рисунке 51 представлена схема горизонтального вала с радиальным ГСП, удобная для изучения характера течения в газовом зазоре Данный вариант предназначен, преимущественно, для изучения характера течения газа, распределения статического давления p в зазоре между радиальным ГСП и поверхностью ротора, несущей способности радиальных ГСП и собственной устойчивости вала в пневматическом подвесе.
В экспериментах было замечено, что величина расхода воздуха через циркуляционный зазор зависит от положения вала относительно его опор. Расход воздуха при положении вала, находящемся в контакте с опорной поверхностью в 2,4 раза больше, чем при концентричном его расположении. На первом этапе исследования проводились без вращения вала только для оценки расходных характеристик газового подшипника при разных уровнях давлений воздуха, подаваемого в циркуляционный зазор, а также при изменении места его подачи.
Перед началом исследований базовая плита установки и газовый подшипник с валом устанавливались по индикаторным часам в горизонтальном положении. Измерение давлений в магистралях системы осуществлялось манометрами и индукционными датчиками типа ИКД (основная погрешность ± 3%), выходное напряжение 8V при перепаде давления p=0.16 МПа. Расход воздуха оценивался ротаметром (крыльчатка), основная погрешность 2,5 %. Измерение перемещения вала производилось стрелочными индикаторными часами с ценой деления 0,01 мм, а также электромагнитными бесконтактными датчиками типа ТQ-102 фирмы VIBRO-METER. Принцип действия датчика перемещения основан на использовании вихревого токового эффекта, который зависит от величины зазора между торцем датчика и измеряемым элементом. Конструкция датчика включает в себе катушку с магнитным сердечником, запитываемую от измерительного усилителя с несущей частотой 200 КГц. В качестве материала чувствительного элемента в торцевой части датчика используется нержавеющая сталь. На линейном участке характеристики датчика (диапазон от 0,3 до 2,1 мм) погрешность его работы составляет 5%. В проводимых экспериментах перемещение вала составляло менее 0,3 мм, что потребовало предварительной тарировки датчика. Максимальное значение выходного напряжения датчика 8 mV. В качестве анализатора работы датчика использовался прибор MICROMACS VMY 902.
Вращение вала осуществляется при помощи открытой пневматической турбины (рисунок 54), путем подачи сжатого воздуха на его лопасти через тангенциальные сопла. Давление на входе в ГСП менялось от 0.1 до 0.5 МПа.
Внешний вид стенда показан на рисунке 55. При увеличении давления, подаваемого на лопасти турбины до 1 МПа, можно получить частоту вращения вала до 50.000 об/мин. Давление подачи воздуха в ГСП, турбину и вал
При исследовании было установлено, что в условиях только земного притяжения при массе вала 1,725 кг и его диаметре 35 мм вал отрывается от его нижней опорной поверхности при избыточном давлении воздуха, перед питателями Р =0.035 МПа.
Для исследования самого подшипника воздух подводился непосредственно к опоре, минуя регулятор. Целью этих исследований было узнать поля распределения давлений по длине и диаметру подшипника. Так же при этом измерялась величина зазора между валом и опорой. Давление на выходе регулируется при помощи крана и регистрируется с помощью манометра. Давление по длине вала и по его диаметру также фиксируется манометрами с одинаковой верхней границей измерения для увеличения точности полученных данных. Манометры при проведении эксперимента подключались ко всем технологическим отверстиям в опоре. Исследования проводились при уровнях давления питания, равных соответственно РП =0.1, 0.15, 0.2, 0.2 МПа.
В результате получены экспериментальные данные по распределению давлений по длине и окружности подшипника в циркуляционном зазоре 55-140 мкм при горизонтальном положении вала и подаче воздуха через крайние питатели при разных уровнях давлений в пределах 0.3 МПа.
Отмечено, что при диаметре вала 35 мм, диаметре дросселей питателей 4 мм при длине подшипника 90 мм, уровне избыточного давления воздуха перед питателями 0,08 МПа, Т = 288 К, расход воздуха составляет около 0,2-0,25 г/с. При этом давление и расход воздуха были одинаковыми как при отсутствии вращения вала, так и при вращении вала с фиксированной относительно низкой частотой 3000 об/мин. На рисунке 56,57 показаны результаты измерений при симметричной подаче избыточного давления через питатели П1 и П2.
Расчет грузоподъемности газостатического подшипника с использованием различных рабочих веществ
Опытная установка (рисунки 67,68) представляет собой стенд обращенного вращения. Это означает, что вращающийся вал закреплен жестко в осевом и радиальном направлении, а исследуемая опора занимает плавающее положение на валу. Такой способ имитации взаимодействия вала и опоры при статическом и динамическом воздействии полностью эквивалентен реальному объекту, в то же время, передача вращающего момента к валу и имитация собственно возмущающих воздействий в широком диапазоне значений существенно упрощаются. В результате такого подхода стенд может быть использован для исследования и экспериментальной отработки опор различных конструкций и грузоподъемности. Вал приводится в действие с помощью электродвигателя, он жестко закреплен на станине с помощью опор, имеющих обычные шариковые подшипники. Сам же корпус ГСП и сегментные вкладыши могут свободно перемещаться. Смазка шариковых подшипников качения осуществляется консистентной смазкой. Для обеспечения длительных режимов работы установки при высоких нагрузках предусмотрена система принудительной циркуляции масла между баком и мультипликатором с помощью электроприводного центробежного насоса. В процессе циркуляции масло охлаждается в трубчатом оребренном теплообменнике с принудительным обдувом от электроприводного вентилятора. Управление вентилятором осуществляется вручную, как и управление прокачкой масла. Температура масла не контролируется приборами.
Испытательный стенд обращенного движения для испытания радиального ГСП на статическую и динамическую грузоподъемность. Привод вала в экспериментальной установке осуществляется от приводного электродвигателя мощностью 15 кВт. Частота вращения выходного вала изменяется с помощью частотного регулятора ВЕСПЕР Е2-8300 в ручном режиме установкой значения частоты на дисплее регулятора. Выходной вал диаметром 120 мм гибкой связью соединен с помощью муфты с цилиндрическим двухступенчатым мультипликатором с передаточным числом 1:18. Двигатель, мультипликатор, вал с опорами, масляная система установлены на общей раме, имеющей анкерные болты для монтажа и крепления. Нагрузка на вал создается при помощи груза.
Для изучения диапазона саморегулирования ГСП спроектирован подшипник со сменным колодками. Опора (рисунки 69, 70) закрепляется в корпусе и может свободно перемещаться относительно вала и основания экспериментальной установки.
Вкладыши являются самоустанавливающимися, т.е. под воздействием перепада давления устанавливаются эквидистантно поверхности вала. Наличие подвижных колодок позволяет исследовать реакцию ГСП на одиночное внешнее воздействие, определять грузоподъемность и собственную устойчивость вала. Контроль перемещений колодок выполняется при помощи токовихревого датчика
При монтаже вала установки на него устанавливается корпус опоры с системой из пяти опорных колодок. Назначение колодок – формирование поля давлений с необходимыми характеристиками в зазоре между валом и колодкой, обеспечение контроля положения вала и страховка на случай возникновения прецессии вала. Колодки установлены в подвесах со сферическими шарнирами (рисунок 69), обеспечивающими самоустановку колодок в системе координат вала. Шарнирные соединения обеспечивают подвод воздуха к колодкам от корпуса опоры.
Соединения обеспечивают возможность применения металлических составных колодок и монолитных колодок из композиционных материалов.
Пять колодок вдоль образующей вала установлены с зазорами между собой, обеспечивающими самоустановку колодок с целью формирования оптимального поля давлений в зазоре относительно вала. Недостаток такой схемы заключается в повышенных утечках в зазорах.
В опытной установке не предприняты меры к ликвидации утечек через торцевые зазоры у краев колодок, где реализуются утечки в атмосферу. Их устранение усложнило бы конструкцию и исключило бы возможность наблюдения за поведением колодок в процессе вращения вала.
Конструкция корпуса опоры такова, что каждая колодка со сферическим шарниром и системой подвода воздуха крепится к корпусу опоры с помощью рессорной пластины (рисунок 71), обеспечивающей возможность радиального перемещения колодки с системой с переменным коэффициентом жесткости. Такое конструктивное мероприятие необходимо для защиты в случае аварийной потери устойчивости положения вала.
В процессе опытных работ были испытаны колодки из металлических материалов, показавшие удовлетворительные результаты в части обеспечения несущих свойств опоры на статических и динамических режимах. Однако при касаниях вала на высоких скоростях вращения на рабочих поверхностях колодок оставались прижоги (рисунок 72), вызванные контактом металла о металл. Нанесение антифрикционных покрытий существенно удорожает колодки за счет усложнения технологии производства.
Наилучшим выходом является применение композитных колодок из материалов с высокими антифрикционными свойствами. Были разработаны и испытаны колодки на основе углекомпозита с насыщенным графитом поверхностным слоем в рабочей части (рисунок 73). Результаты испытаний позволяют рекомендовать такие колодки к применению в реальной конструкции.
Колодки изготавливались методом послойной пропитки углеродной ткани полиамидным связующим в прессформе с последующим горячим прессованием. Поверхностные слои насыщались графитовым порошком. Последующая механическая обработка заключалась во фрезеровании торцев, полировке рабочей поверхности и образовании внутренних каналов системы подвода воздуха (рисунок 73).
В процессе проведения экспериментов на установке статические и динамические нагрузки на опору имитировались путем нагружения массой стальных блинов через систему тросов и блоков (рисунок 74). Система нагружения смонтирована консольно на общей раме установки. а) Индикатор оборотов электромотора. б) Имитация нагрузки подвеской стальных блинов Подвод воздуха к пяти устройствам крепления колодок на опоре осуществлялся раздельно от общей рампы, присоединенной к стационарной пневмосети через дросселирующий ручной шаровой кран, фильтр, расходомер кориолисового типа и манометр. С помощью крана по показаниям манометра вручную устанавливалось необходимое давление в системе подвода воздуха. Подвод осуществлялся с помощью гибких прозрачных шлангов. Специальной информационной системы стенда не предусмотрено. Регистрация показаний приборов осуществлялась вручную и по записи на видеокамеру.