Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние проблемы и задачи исследования 9
1.1 Принцип действия спирального компрессора 9
1.2 Классификация СПК 11
1.3 Краткий обзор конструкций СПК сухого сжатия 12
1.4 Технологические особенности изготовления СПК 24
1.5 Формы геометрии спиралей и концевых участков 27
1.6 Модели анализа рабочего процесса 32
1.7 Постановка задачи исследования 36
Глава 2. Выбор геометрии рабочих органов СПК. Методика расчета зазоров и коэффициентов расхода 38
2.1 Обоснование выбора геометрии спиралей, концевых участков и окна нагнетания 38
2.2 Методика расчета объема рабочих полостей 50
2.3 Методика расчета зазоров в спиральном компрессоре 53
2.4 Определение коэффициентов расхода в спиральном компрессоре. Определение коэффициента расхода газа через профильные зазоры компрессора 64
Глава 3. Методика расчета рабочего процесса СПК сухого сжатия 72
3.1 Основные положения и допущения математической модели 72
3.2 Описание рабочего процесса в СПК 73
3.3 Дифференциальные уравнения состояния газа в СПК 78
3.4 Методика расчета процесса всасывания, сжатия, нагнетания 84
Глава 4. Экспериментальное исследование спирального компрессора сухого сжатия 89
4.1 Экспериментальный стенд и система измерений 89
4.2 Экспериментальный спиральный компрессор 91
4.3 Методика испытаний и обработки результатов 92
4.4. Оценка погрешностей измерений 95
4.5 Методика индицирования и термометрирования спирального компрессора 99
4.6 Сравнительный анализ результатов экспериментальных исследований и расчёта.. 103
Глава 5. Анализ эффективности профиля концевого участка спирали на основе разработанной математической модели 111
5.1 Постановка задачи анализа 111
5.2 Рассмотрение результатов анализа эффективности профиля концевого участка спирали 111
Заключение 119
Литература 122
Приложение 129
- Краткий обзор конструкций СПК сухого сжатия
- Методика расчета объема рабочих полостей
- Описание рабочего процесса в СПК
- Экспериментальный спиральный компрессор
Введение к работе
Актуальность работы. В конце прошлого века во многих областях стал применяться новый тип компрессора объемного сжатия – спиральный компрессор. Благодаря ряду преимуществ: высокой эффективности, надежности, малой массе, компактности, низкому уровню шума и вибрации, компрессор широко используется в холодильной технике, системах сжатия воздуха, в том числе без впрыска жидкости в рабочую полость. Такие компрессоры находят широкое применение в медицинской, фармацевтической промышленности, двигателестроении, вакуумной технике (вакуум-насосы) и других областях, где предъявляются особые требования к чистоте воздуха. Благодаря некоторым особенностям конструктивного устройства, в одноступенчатом воздушном спиральном компрессоре сухого сжатия возможно достижение отношения давления нагнетания к давлению всасывания до 10. Ни поршневые, ни винтовые, ни роторные компрессоры такой возможности не имеют.
Экономичность работы спирального компрессора, как компрессора объемного действия, во многом определяется термодинамической эффективностью процесса сжатия. Одним из основных путей повышения эффективности процесса сжатия является определение на основе анализа рабочего процесса геометрической конфигурации рабочих элементов компрессора, обеспечивающей наименьшие потери.
В виду все большего применения спиральных компрессоров сухого сжатия повышение их эффективности за счет профилирования геометрии рабочих элементов является актуальной задачей.
Цель работы. Целью работы являлось исследование повышения эффективности спирального компрессора сухого сжатия путём совершенствования его геометрических параметров, на основе разработки и анализа математической модели рабочего процесса.
Исходя из поставленной цели работы, решались следующие задачи:
сбор и анализ ранее известных теоретических и экспериментальных исследований рабочего процесса объемных компрессоров сухого сжатия;
разработка математической модели рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия;
проведение экспериментальных исследований по индицированию полостей (снятие индикаторных диаграмм) и термометрированию рабочих органов спирального компрессора;
сравнение полученных результатов математического моделирования с результатами экспериментальных исследований;
использование разработанной математической модели для параметрического анализа эффективности различных форм построения геометрии предложенного концевого участка спирали.
Научная новизна работы. Основные положения диссертации, научная новизна которых выносится на защиту:
проведен анализ рабочего процесса спирального компрессора и влияющих на него факторов;
получены значения коэффициента расхода газа через окно нагнетания спирального компрессора;
разработана математическая модель рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия;
проведена экспериментальная проверка подтвердившая, что разработанная математическая модель с высокой точностью отражает реальный рабочий процесс спирального компрессора;
на основе разработанной математической модели рабочего процесса проведен анализ эффективности предложенных автором вариантов построения геометрии концевого участка спирали.
Практическая значимость работы. Разработанная математическая модель рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия используется ЗАО «НИИТурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа» при инженерных расчетах оценки изменения геометрических параметров профиля на энергетические показатели. Результаты работы внедрены в серийные спиральные компрессоры, изготавливаемые ОАО «Казанькомпрессормаш».
Достоверность полученных результатов обеспечивается:
применением аттестованных измерительных средств и апробированных методик измерения и обработки данных, анализом точности измерений;
применением апробированных подходов к созданию математической модели рабочего процесса, обоснованностью использованных допущений;
результатами сравнительной оценки термодинамических расчетов исследуемой спирали с использованием разработанной математической модели и результатов экспериментальных исследований.
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на XIV международной научно-технической конференции по компрессоростроению (г.Казань, 2007г.) и XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению (г.Сумы, 2004г.)
Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 работ, получен 1 патент.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы и приложения. Работа изложена на 128 машинописных страницах, содержит 38 рисунков, 12 таблиц, 4 страницы приложений. Список литературы включает 78 наименований.
Краткий обзор конструкций СПК сухого сжатия
Если в СПК с впрыском жидкости проблема уплотнения зазоров и отвода тепла, образуемого в процессе сжатия, решается в основном за счет наличия жидкости в рабочей полости, то в СПК сухого сжатия необходимы специальные конструктивные меры, для обеспечения его высокой эффективности. К ним относятся:
обеспечение торцовой герметичности за счет уплотнительных элементов;
обеспечение профильной герметичности за счет высокой точности изготовления, гарантирующей минимальные профильные зазоры с учётом температурных деформаций;
обеспечение эффективного отвода тепла, образующегося при сжатии в замкнутой полости.
Проведенные в ЗАО "НРШтурбокомпрессор им.В.Б.Шиеппа" исследования [3] по определению характеристик спирального маслозаполненного компрессора без торцовых и с торцовыми уплотнительными элементами показали, что установка уплотнений повышает коэффициент подачи на 10% и к.п.д компрессора на 6%. Очевидно, что для спирального компрессора сухого сжатия, это повышение должно быть еще большим.
Фирма "Atlas Copeo" (Бельгия) [67] выпускает ряд горизонтальные СПК сухого сжатия производительностью от 0,16 до 0,5 м3/мин и конечным давлением до 10 бар. (рис. 1.3). Торцевая герметичность обеспечена установкой уплотнительного элемента из полимерного износо - термостойкого материала. Профильная герметичность, при минимальных рабочих зазорах, обеспечивается высокой точностью изготовления трех эксцентричных поводков и установкой подшипников с минимальными зазорами. При этом сами спирали имеют противозадирное покрытие на случай возможного касания. Для отвода тепла сжатия, спирали имеют с нерабочей стороны развитую теплообменную поверхность - оребрение. За счет большой площади
охлаждения и организации отвода тепла, продувкой вентилятором оребренной поверхности, в одной ступени достигается конечное давление до 10 бар. Отмечается возможность длительной работы на режимах эксплуатации и низкий уровень шума. Спираль эвольвентного профиля моделей SF1 и SF2 имеет следующие параметры: угол закрутки эвольвенты - 7,25 к, шаг эвольвенты - 20,5 мм, внутренняя геометрическая степень сжатия - 3,2, высота ребра спирали - 23,5 мм, толщина ребра спирали - 4,5 мм. Объем полости всасывания - 100,1 см3.
Фирмой выпускаются различные варианты исполнения компрессоров: с ресивером, с осушителем воздуха и многокомпрессорные моноблоки. Фирма «Volkswagen» [76] для наддува воздуха до давления 1,5-1,8 бар подаваемого в автомобильные двигатели внутреннего сгорания, использовала спиральный нагнетатель сухого сжатия собственной разработки (рис. 1.4).
Нагнетатель имеет двухстороннюю подвижную спираль установленную между двумя неподвижными спиралями. Таким образом, достигается не только большая производительность при малых размерах, но и происходит разгрузка подвижной спирали от осевых сил. Этим же достигается большая площадь теплообмена, что позволило отказаться от развитой поверхности теплообмена. Эксцентриковый приводной вал, благодаря невысоким температурам сжатия проходит через зону нагнетания. Плоскопараллельное движение подвижной спирали обеспечивается одним поводком, вращение которого синхронизировано с вращением приводного вала с помощью зубчатого ремня. В связи с небольшим давлением наддува спираль эвольвентного профиля имеет небольшой угол закрутки, но достаточно большой шаг для получения максимального объема всасывания
Для обеспечения торцовой герметичности спирали оснащены уплотнитель- ными элементами. Нагнетатель при сравнительно небольших габаритах за счет высокой частоты вращения обеспечивает требуемый расход воздуха. По конструктивной схеме с приводным валом и одним поводком, соединенными зубчатым ремнем, выполнен компрессор фирмы «Hitachi» (рис. 1.5). Но эксцентриковый вал приводит в движение подвижную спираль через боковое "ушко". Компрессор имеет одну подвижную и неподвижную спирали. Торцовая и профильная герметичность обеспечивается за счет высокой точности изготовления и соответствующего выбора материала спиралей, обеспечивающего безопасность эксплуатации при возможных касаниях. Отвод тепла сжатия осуществляется за счет развитых поверхностей спиралей.
Торцовая герметичность обеспечивается установкой уплотнительного элемента, а профильная - за счет высокой точности изготовления эксцентрикового приводного вала. Отвод тепла обеспечивается за счет подвода охлаждающей воды со стороны неподвижной спирали, Экспериментальные исследования [37] опытного образца компрессора подтвердили возможность создания высокоэффективного СГ1К сухого сжатия.
На основе конструкции, разработанной в ЗАО "НИИтурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа", казанским ОАО "Микрон" освоен серийный выпуск спиральных компрессоров сухого сжатия КМС-02 для подачи воздуха в стоматологический инструмент (рис. 1.10).
Компрессор имеет горизонтальное исполнение, непосредственный привод от электродвигателя, оснащен ресивером и шумозаглутающим кожухом. Компрессор имеет воздушное охлаждение, но так как он создавался на основе спиралей холодильного компрессора без развитой поверхности теплообмена, он работает в циклическом режиме с необходимыми интервалами на охлаждение. Характеристики компрессора приведены в табл. 1.7
Методика расчета объема рабочих полостей
Одной из основных задач при расчетах рабочего процесса компрессора объемного сжатия является определение зависимости объема рабочей полости от угла поворота приводного вала V = /(ф) и ее производной IV / ср. Существует графоаналитический метод построения зависимости V = /((р) [54], но он является очень трудоемким и не всегда обеспечивает требуемой точности расчета. Для определения объема рабочей полости в спиральных компрессорах используются расчетные зависимости, построенные на параметрических уравнениях исходных кривых спиральных элементов [7, 31]. Но если при зацеплении в зоне исходных кривых составление расчетных зависимостей не представляет практической трудности, то описание изменения объема в зоне концевых участков, в случае их описания рядом кривых, может привести к составлению громоздких уравнений
Согласно теории зацепления спирального компрессора каждой точке поверхности одной спирали принадлежит только одна точка поверхности другой спирали и нормаль к точке касания одной кривой является нормалью и для другой кривой.
Под объемом полости всасывания будем понимать объем заключенный между внутренней эвольвентой одной спирали и внешней эвальвентой другой спирали и ограниченный с одной стороны точкой их касания, а с другой стороны нормалью к внутренней эвольвенте в крайней точке.
Под объемом полости сжатия будем понимать объем заключенный между внутренней эвольвентой одной спирали и внешней эвальвентой другой спирали и ограниченный с двух одной сторон точками их касания,
Для вычисления площади сечения полости необходимо иметь уравнения кривых формирующих профильные поверхности спиралей. Таких кривых, как уже отмечалось, может быть, множество. Концевые участки могут формироваться кривыми достаточно сложной формы и описываться громоздкими уравнениями. Поэтому применение методов расчета, основанных на решении параметрических уравнений, может быть сопряжено с большими методическими и вычислительными трудностями.
По этой причине при написании программы расчета объема полостей было предложено отказаться от аналитического описания формы рабочих элементов и задать их в виде массива координат [19]. Данный подход не только существенно стандартизирует алгоритм расчета, но и позволяет получать исходные данные для расчета из других программ и использовать программу расчета объема полостей в качестве модуля более сложной расчетной программы.
Исходными данными для расчета являются эксцентриситет, высота ребра спирали, число шагов в орбитальном движении подвижной спирали, количество точек внутренней и наружной поверхностей неподвижной и подвижной спиралей и координаты этих точек в системе координат неподвижной спирали в положении, соответствующем началу сжатия. Затем вычисляется шаг по углу в орбитальном движении подвижной спирали.
Наиболее сложной, при таком методическом подходе, оказалась задача нахождения точек касания спиралей, точнее, таких точек из массивов координат, описывающих подвижную и неподвижную спирали, которые наиболее близки к реальным точкам касания.
Созданная в ЗАО «НИИТурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа» методика определения объема парной полости реализована в виде следующего алгоритма. На первом этапе вычисляются тангенсы углов между касательными к профилям неподвижной и подвижной спиралей и осью ОХ . ап, ак в каждой точке, определяющей профиль неподвижной - N и подвижной - К спиралей (рис. 2.9).
Затем каждой точке неподвижной спирали ставится в соответствие единственная на данном витке спирали точка подвижной спирали с наиболее близким по величине углом наклона касательной. Данные пары остаются неизменными, так как значение угла наклона касательной к данной точке не изменяется в процессе орбитального движения спирали, потому что это движение происходит без вращения. Для каждого положения подвижной спирали производится пересчет координат точек подвижной спирали в системе координат неподвижной спирали. Вычисляются расстояния между точками в каждой паре. На каждом витке спирали выбираются пары с минимальным расстоянием между точками. Точки из этих пар назначаются точками касания спиралей.
Как и для роторных и винтовых компрессоров, энергетические параметры спиральных компрессоров во многом определяются количеством перетекаемого между полостями газа, т.е. размерами зазоров (щелей) между рабочими элементами. Для повышения эффективности процесса сжатия и повышения КПД необходимо стремиться к уменьшению зазоров. Однако чрезмерное их уменьшение может привести к заклиниванию спиралей в результате тепловых и силовых деформаций. Следовательно, при назначении минимальных зазоров нам необходима информация о возможных деформациях спиральных элементов на рабочих режимах. Если не рассматривать конструктивные и технологические отклонения, которые неизбежны при изготовлении компрессоров, то зазоры в спиральном компрессоре будут определяться температурными и силовыми деформациями спиральных элементов.
При рассмотрении факторов, влияющих на формирование зазоров между спиральными элементами, стоит обратить внимание на одну из особенностей направления газовых и центробежных сил в спиральном компрессоре. Радиальная составляющая газовых сил Я, действующая на неподвижную спираль, приложена в точке, лежащей на середине радиуса эксцентриситета спирали и направлена перпендикулярно эксцентриситету против вращения подвижной спирали рис. 2.10, а центробежная сила от вращения спирали Б направлена в сторону эксцентриситета.
Таким образам, результирующая составляющая 8 от газовой силы и центробежной силы всегда стремиться приблизить подвижную спираль к неподвижной. В отличие от винтового и роторного компрессоров, где газовые силы стремятся увеличить зазоры между рабочими элементами в пределах зазоров в подшипниковых узлах, в СПК результирующая сила стремиться выбрать все имеющиеся конструктивные зазоры и максимально сблизить рабочие элементы. Эта особенность спирального компрессора часто используется при проектировании холодильных компрессоров для обеспечения беззазорной обкатки спиралей. В спиральных компрессорах сухого сжатия это обстоятельство необходимо учитывать при назначении конструкционных допусков в виду возможных температурных и газовых деформаций спиралей.
В работе [78] сообщается о создании методики и компьютерной программы, на основе метода конечных элементов, для оценки деформаций спиралей при действии тепловой и статической нагрузок и связанных с этими деформациями утеч ками и перетечками сжимаемого газа. На примере расчета эвольвентной спирали показаны величины деформаций для холодильного компрессора и предложенная авторами скорректированная форма спиралей с учетом возникающих деформаций. Отмечается, что скорректированная форма спирали позволила увеличить расчетный адиабатический КПД на 4%. В работах не приводится ни методика, по которой велись расчеты, ни расчетные исходные формулы.
В ЗАО "НИИтурбокомпрессор им.В.Б.Шиеппа" в качестве расчетной программы для определения температурных деформаций также был использован метод конечных элементов (программа ANS YS (версия 5.3) в трёхмерной постановке). Упругая модель формировалась изотропными объемными элементами. Задача решалась в линейной постановке. Основные теоретические подходы реализации алгоритма расчета приведены ниже.
Описание рабочего процесса в СПК
В действительности, рабочий процесс в спиральном компрессоре во многом отличается от идеального процесса сжатия. В компрессоре одновременно протекают разнообразные тепловые и газодинамические процессы, оказывающие влияние на его энергетические и объемные показатели. Как известно, между рабочими органами спирального компрессора имеются зазоры, обеспечивающие безопасную работу компрессора. Однако наличие указанных зазоров приводит к тому, что сжимаемый газ перетекает как из полостей сжатия на всасывание, так и из полости нагнетания в полости сжатия, т. е. в полости с низким давлением из полостей с более высоким давлением. Как следствие этого, уменьшается полезный объем сжатия, происходит подогрев всасываемого газа притекающим горячим газом. Таким образом, рабочий процесс спирального компрессора относится к термодинамическим процессам с переменной массой. Кроме того, рабочий процесс СПК сухого сжатия происходит при интенсивном теплообмене, как между полостями сжатия, так и между заключенным в полости газом и стенками полости, образованными спиральными элементами.
Проведем классификацию внутренних перетечек газа. 1 Перетечки из полостей сжатия во всасывающую полость назовем утечками. 2 Количество газа, которое поступает в рассматриваемую полость сжатия из впереди идущих полостей с более высоким давлением, будем называть притечками. 3 Количество газа, которое утекает, из рассматриваемой полости в полость сжатия с более низким давлением, назовем перетечками. 4 Газ уходящий в окно нагнетания назовем протечками. Утечки определяют состояние полости всасывания и определяют коэффициент подачи компрессора 7Д,. Притечки и перетечки влияют, в основном, на потребляемую мощность и к.п.д. компрессора и в меньшей степени (в неявном виде) на коэффициент подачи и производительность компрессора. Для проведения расчета необходимо иметь геометрические характеристики компрессора такие как: - зависимость изменения объема рабочей полости от угла поворота подвижной спирали V = Д(р)\ - геометрические параметры щелей по углу поворота 5=/( р)\ - значение углов всасывания и сжатия компрессора; - радиус кривизны спирали в зависимости от угла ее поворота гк = /( р)\ - изменение площади раскрытия окна нагнетания в зависимости от угла поворота спирали Рт =/( р) Как уже было отмечено, в процессе рабочего цикла в спиральном компрессоре одновременно существуют несколько типов полостей.
В общем случае через стенки полости к газу от внешнего источника может подводиться (или отводиться к внешнему источнику) тепло. Одновременно с изменением объема и количества газа изменяются его параметры: давление Р, удельный объем V, температура Т. Изменение величины объема полости V связано с преодолением внешних сил Я, действующих на стенки, и производством при этом внешней работы, в нашем случае, работы сжатия газа.
Кроме того, в процессе всасывания и нагнетания газа в компрессоре имеют место газодинамические потери, которые отклоняют процесс сжатия от адиабатического. Газодинамические потери зависят от конструкции всасывающих и нагнетательных камер компрессора и практически не зависят от геометрии спиралей, образующих рабочую полость, т.к. скорости течения газа относительно камеры сжатия невелики.
Как газодинамические потери, так и потери, связанные с протечками газа, зависят от режима работы компрессора. С увеличением числа оборотов компрессора увеличивается его производительность и снижается относительная доля перетечек газа, что приводит к повышению к.п.д. и коэффициента подачи. С другой стороны, увеличение оборотов приводит к увеличению скорости течения газа, как на всасывании, так и на нагнетании, и, следовательно, к росту газодинамических потерь.
Из сказанного следует, что для расчета параметров компрессора и его энергетических показателей необходимо составить и решить дифференциальные уравнения термодинамического процесса с переменной массой рабочего тела и определить газодинамические потери давления в компрессоре.
Для расчета рабочего процесса в компрессоре необходимо определить давление и температуру газа в рабочей полости в зависимости от какой-либо независимой переменной величины. В качестве такой независимой переменной могут быть выбраны время или угол поворота приводного вала подвижной спирали компрессора. В течение бесконечно малого промежутка времени с/т (или угла поворота с1(р) в компрессоре происходят следующие процессы: а) Изменяется объем полости У, что связано с вращением приводного вала подвижной спирали компрессора, причем это изменение является функцией только геометрии спирали. б) Изменяются давление и температура газа в рабочей полости. Если количество газа в полости остается постоянным и отсутствует теплообмен с окружающей средой, то давление, температура и объем связаны между собой адиабатической зависимостью. в) В рабочую полость входит более горячий газ массой йт-1+1 из полости с повышенным давлением. г) Через зазоры из рабочей полости утекает газ массой йт . д) Происходит теплообмен между газом и стенками полости в количестве с10-„ который также как и предыдущие факторы, сказывается на изменении давления и температуры газа в рабочей полости.
Экспериментальный спиральный компрессор
Уплотннтельные элементы выполнены из материала Ф4К20 (композиция на основе фторопласта с включением графита), в виде спиралевидного элемента прямоугольного сечения. В зоне высокого давления, ближе к центру спирали, уплотнительный элемент имеет специальное сечение, благодаря которому под ним образуется полость с промежуточным давлением. При этом уплотнительный элемент "всплывает", обеспечивая торцевую герметичность. Материал спиралей - чугун. Корпусные детали компрессора выполнены из алюминиевого сплава, подшипниковые узлы компрессора имеют консистентную смазку.
Охлаждающая жидкость - вода подается между наружным корпусом и неподвижной спиралью. Таким образом, основной процесс теплообмена происходит через неподвижную спираль, это является конструктивной особенностью данного компрессора.
Технические возможности испытательного стенда позволяют проводить испытания в диапазоне оборотов приводного вала компрессора от 2000 до 4000 об/мин. и отношения давления нагнетания к давлению всасывания до 6. Максимальное отношение давлений было ограничено условием безопасной работы компрессора исходя из максимальной температуры нагнетания не более 453 К. Параметры компрессора фиксировались на установившемся режиме работы, который определялся постоянством давления и температуры нагнетаемого воздуха. Обработка результатов испытаний проводилась на персональном компьютере по специально созданным программам. Исходными данными для расчета являлись результаты замеров, которые вводились непосредственно из протокола испытаний. Результаты расчетов и проведенных замеров форматировались в виде табличных файлов.
При обработке экспериментальных данных оперируют величинами, определяемыми косвенно и зависящими от нескольких величин, при однократном измерении. Результат косвенного измерения определяли расчетом по измеренным значениям XIХ2,...., Хк и известной заранее функции Z =/(Х] Х21....,ХК). Абсолютная и относительная погрешность величины рассчитывалась по выражениям [14], [29], [30], [39].
Расчеты погрешностей косвенных измерений сведены в таблицу 4.3. Поскольку эти погрешности зависят от абсолютных значений измеряемых величин, в таблице приведены максимальные значения абсолютных и относительных погрешно Наиболыние относительные погрешности измерения внешних характеристик компрессора составили: по коэффициенту подачи - 3,3% адиабатному к.п.д. Лад - 4,5%. Полученные значения погрешностей удовлетворяют общепринятым требованиям точности определения характеристик компрессора.
Индицирование спирального компрессора проводилось на основе методик используемых при индицировании винтовых и роторных компрессоров [54], [41], [44]. Измерение и регистрация мгновенных значений давления в полостях - рабочих камерах спирального компрессора, при индицировании рабочего процесса, предъявляет ряд требований, как к измерительным преобразователям, так и регистрирующей аппаратуре [18]. При измерении мгновенных значений давления датчик давления должен устанавливаться непосредственно в местах измерения давления, то есть в рабочих камерах компрессора.
В связи с этими к измерительным преобразователям предъявляются следующие требования: - минимальные габариты; - расширенный температурный диапазон; - малая динамическая погрешность измерения в заданном диапазоне частот; - высокая чувствительность и линейность характеристики в заданном диапазоне измерения давления; - высокая стабильность и воспроизводимость статических и динамических характеристик во времени; - высокая избирательность к измеряемому параметру, малая восприимчивость к внешним дестабилизирующим факторам; - необходимая точность измерения; - надежность, простота и удобство в эксплуатации. В наибольшей степени удовлетворяющими всем вышеперечисленным требованиям являются датчики давления с использованием тензометрических преобразователей. Для решения поставленной задачи были спроектированы и изготовлены датчики ЧЭД с чувствительными элементами давления с пределами до 10...80 кгс/см2 (рис. 4.3).
ЧЭД представляет собой диск толщиной 42 мкм и диаметром 5 мм с кольцом жесткости по периферии, толщиной 0,5 мм. На ЧЭД, путем диффузии, сформированы четыре активных тензорезистора, объединенных в два полумоста. При подаче номинального напряжения питания (3-6 В) и номинального давления (0,2 МПа) выходной сигнал чувствительного элемента составляет не менее 10 мВ/В питания. ЧЭД выдерживает нагрев (не более 1 часа) до температуры 430К, Уход нуля в рабочем диапазоне температур составляет не более 0,4% от номинального сигнала на каждые 10К.
В связи с невозможностью установки преобразователей непосредственно в рабочих камерах, в виду наличия водяной полости и конструктивной стесненности в местах измерений, датчики были установлены на внешнем корпусе компрессора со стороны неподвижной спирали. С зоной измерения датчик соединялся каналом, объем которого пренебрежительно мал по сравнению с объемом рабочей полости (рис. 4.4). Схема расположения точек отбора давления была подобрана таким образом, чтобы текущее значение давления в каждый момент времени фиксировалось, по крайней мере, одним датчиком.
Для регистрации замеренных параметров давления был использован микропроцессорный 16-ти канальный регистратор динамических параметров на базе переносного компьютера СКР-5312Т с платами сбора данных ЛИ-УНИ4, ЛА-2М, изготовленный в центре АЦП ЗАО "Руднев-Шиляев" .
Данная аппаратура позволяет вести регистрацию по 16 гальванически развязанным каналам с полосой пропускания по каналу до 5 кГц с диапазоном входных напряжений до ±5В, в функции угла поворота ротора в режиме синхронного накопления. Проводить гармонический анализ записанных сигналов, просмотр гармонического состава спектральных характеристик и др. Результаты измерения преобразовывались из аналоговых в цифровой вид, синхронизировались с сигналом датчика углового положения вала компрессора и записывались на жесткий диск регистратора в виде файла данных в формате, обеспечивающем их вторичную обработку в среде приложения "Microsoft Excel", а также передачу графической информации через буфер обмена другим приложениям.
Термометрирование компрессора было проведено с целью определения температур по поверхности спиралей и корпуса. Замер температур проводился хромель-копелевыми термопарами, горячие спаи которых были расположены в специально просверленных отверстиях, раскернены и залиты эпоксидной смолой. Спаи имели непосредственный контакт с поверхностью, температура которой измерялась. Замеры термоЭДС осуществлялись с помощью потенциометра КСП4.
