Разработка метода расчета и исследование характеристик газовых подвесов поршней холодильных компрессоров

Главная тенденция развития техники в XXI веке: энергосбережение и улучшение экологической обстановки на Земле, в том числе, путем сокращения выделения теплоты машин и агрегатов в окружающую среду.

В связи с этим требуется, чтобы, например, поршневые компрессоры были экономичными и выделяли меньше теплоты в окружающую среду и, кроме того, имели повышенный ресурс работы.

Одним из перспективных направлений совершенствования компрессоров холодильных машин является повышение их механического коэффициента полезного действия rjMex = 1 — Nmp! Ne .

Это важно, в основном, для бескрейцкопфных компрессоров холодильных парокомпрессионных машин малой мощности (от 1 до 20 кВт), в которых Лмех составляет часто 80−85% [42]. Для машин средней и большой производительности т]мех 85−95% [42]. На рис. В1а представлена конструктивная схема элемента (поршень-цилиндр-шатун-кривошип коленчатого вала) такого компрессора с тронковым поршнем и поршневыми кольцами, совершающими в цилиндре возвратно-поступательное движение.

Общую мощность трения компрессора Nmp обычно представляют [36] как.

V = N + N.

1 v mp 1 v mp. nc ~ 1 v mp. ep ¦

Согласно [36] распределение мощностей трения в поршневом бескрейц-копфном компрессоре выглядит следующим образом: дт = дг + N + N +N +N.

1 v mp 1 v тр. кол ^ 1 у тр. ncui ^ 1 v тр.ш.ш ^ 1 v тр.к.п ^ 1 v тр. п'.

Обычно^тр.кол ~.

40.55% от NmpNmpMarj= 4.5%- Ятршш= 15.20%- Nmpjejt= 13.16%.

Силы трения в уплотнении делятся в соотношении: от действия давления газов на кольцо (85%) и от сил упругости колец (15%) [42].

Мощность трения поршневых колец и поршня о стенки цилиндра можно вычислить по формуле [42], [47]:

Nmp.KOM=2PmpSnn/60> (Вл) где Р) пр ~ /тр.колЯko.i71-^п^-колРпк (В.2).

Гтр.кол=ЪЛ-0,2 (В.З).

Рп.кол ~ Руп. кол + [Рср.ц — Ра)/{2<Зкол) (В -4).

Pyn.KOJ кол ~.

A F.

113 г} 1 Г кол.

V СР D ц.

В.5).

В.6) rn=Dn/ 2 гср=[°ц ~Ькол)/2.

21 37j.

Кол/ЬКол=^-1,0 (В.7).

Акол={ЪЛ + 5 $)Ькол (В.8).

Цкол = (ОД — ОД3) * Ю12 Па Для чУгУна.

В.9) СВ.10).

Если, например, принять г/мех =0,8, тогда Nmp K0Jl «(0,08.0,1)Ne. Т. е.

8−11% от мощности на валу компрессора затрачивается на преодоление механического трения поршневых колец по цилиндру компрессора, что является достаточно весомой величиной в затратах энергии всей холодильной машины. При г]мех = 0,85 Nmp K0Jl «(0,06.0,083)Л^. Для компрессоров средней и большой производительности г]мех =0,9.0,95 [42] Nmp K0Jl «(0,02.0,055)Ne.

В настоящей работе предлагается заменить «сухое» трение поршня с поршневыми кольцами о стенки цилиндра (рис.В1а) на бесконтактный газовый подвес поршня относительно цилиндра, осуществляемый за счет технологического газа цикла холодильной установки, в которой работает холодильный компрессор (рис.В1б, в).

Газовый подвес поршня 7 в цилиндре 1 может осуществляться либо за счет наддува технологического газа (например, хладона) через дроссели 10 (рис.В1б, в) в рабочий зазор 9 от постороннего источника сжатого газа (дополнительного баллона со сжатым газом), либо за счет наддува газа, отбираемого от этого же компрессора в процессе нагнетания [8]. Система смазки шатунно-поршневой группы компрессора при газовом подвесе поршня может оставаться штатной с масляной смазкой (как в компрессоре с поршневыми кольцами) и без изменений, с меньшим количеством жидкой смазки (при использовании гибридных подшипников с телами качения из нитрида кремния) или может быть вообще без жидкостной смазки (поршневой палец и кривошипная группа имеют подшипники качения с консистентной смазкой).

Такое конструктивное решение позволит получить существенные преимущества по сравнению с обычным поршневым холодильным компрессором, а именно:

1 .Экономичность — общий КПД компрессора повышается на 5−10% (малые потери на трение в поршневой группе вследствие уменьшения коэффици.

О 1 ента трения порядка в 10″ - 10 раз). Обоснуем это на следующем примере. Для газового подвеса коэффициент трения можно определить по формуле Петрова Н. П. [25] для газовой и жидкостной смазки:

Если принять Dn = 0,05 мLn =0,1 мТз ср = 310 К- /л — 1,34*10″ 5 Па*с;

0 = 2*10″ 5 мсп = 4 м/сPN — 60 Нs = 0,1, то получим fmp = 0,0007. При смазке поршневых колец маслом коэффициент трения поршневых колец и поршня о стенки цилиндра fmp = 0,1 — 0,2. Следовательно, при рассмотренных условиях коэффициент трения газа примерно в 286 раз меньше коэффициента трения поршневых колец о стенки цилиндра.

Мощность трения поршня о газ в газовом подвесе:

Nmp- 1-PN fmpS пп (В.2).

7iDnLn^cn.

B.l) а б в.

Рис.В1. Конструктивная схема поршневой группы бескрейцкопфного компрессора холодильной установки: а — с тронковым поршнем и поршневыми кольцамиб — с тронковым поршнем и газовым подвесом с внутренним наддувомв — с тронковым поршнем и газовым подвесом с наружным наддувом.

1 — цилиндр- 2 — нагнетательный клапан- 3 — всасывающий клапан- 4 — поршневой палец- 5 — шатун- 6 — кривошип коленчатого вала- 7 — поршень- 8 — поршневое кольцо- 9 — рабочий зазор- 10 — дроссели- 11 — каналы, сообщающие дроссели с источником газа для наддува (б — камерой, в — ресивером) — 12 — камера в поршне- 13 — клапан в поршне- 14 — ресивер

Откуда для описанных выше условий Nmp = 2'60*0,0007*0,048*24,17 = 0,1 Вт.

2.Малое загрязнение продуктами крекинга смазки газового тракта установки, а также окружающей среды в разомкнутых технологических циклах, работающих на безвредных для окружающей среды газах.

3.Малый шум и низкий уровень вибраций.

4.Смазка поршневой группы хладагентом, циркулирующим в технологическом цикле холодильной установки, где работает компрессор. и.

5.Снижение расхода жидкостной смазки (меньше смазывается поршневая группа).

6. Повышение надежности и долговечности (за счет устранения поршневых колец).

7. Возможность полного отказа от масла, что позволит решить проблему сочетаемости масел и хладагентов и упростит ретро фит (замену хладагента).

Данные преимущества повышают конкурентноспособность компрессора с газостатическим подвесом поршня на техническом рынке по сравнению с традиционной конструкцией (с поршневыми кольцами). и.

Такие предложения (газовый подвес поршня) от инженеров-конструкторов и исследователей поступают не впервые, однако исследовались, в основном, крейцкопфные машины. Глубокие исследования крейцкопфных компрессоров проводились в Омском Государственном Техническом Университете группой ученых под руководством Болштянского А. П. На данный момент отсутствует достоверная методика расчета газовых подвесов поршней бес-крейцкопфных компрессоров парокомпрессионных холодильных машин и их рациональной области использования. Применение газовых подвесов бес-крейцкопфных компрессоров на практике неизвестно и такие компрессоры пока никем не были испытаны даже на уровне моделей и макетов.

Холодильных поршневых компрессоров в России и мире производится достаточно много. Поэтому данный вопрос актуален.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

(ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ).

Для достижения поставленной цели были решены следующие задачи:

1. Разработан и апробирован метод расчета газового подвеса поршня компрессора для определения профиля давления в слое смазки и его основных характеристик. Новизна метода заключается в том, что впервые при решении задачи учтен перекос поршня в цилиндревпервые принимается переменным коэффициент расхода газа через дроссели;

— впервые получена область рациональных параметров для работы газового подвеса поршня бескрейцкопфного компрессора;

— для конечно-разност ной аппроксимации системы уравнений динамической неустойчивости газового подвеса поршня реализован метод простых итерацийвпервые определена граница устойчивости газового подвеса;

— впервые определена частота собственных колебаний поршня на газовом слое для бескрейцкопфного компрессора.

2. Рассчитаны и представлены интегральные характеристики газового подвеса (несущая способность, жесткость газового слоя, расход газа, утечки газа в картер) для широкого диапазона исходных данных.

3. Рассчитаны и представлены энергетические характеристики холодильного компрессора с газовым подвесом поршня: механический, изоэнтропный, изотермический КПД, коэффициент подачи.

4. Впервые произведено моделирование газового подвеса на различных рабочих веществах.

5. Впервые показано, что можно создать компрессор, не уступающий по утечкам компрессору с поршневыми кольцами с такой же холодопроизводи-тельностью.

Намечены и предложены дальнейшие пути использования таких компрессоров.

6. Проведены экспериментальные исследования, подтверждающие корректность решения поставленной задачи. Расхождение по эффективной мощности компрессора по сравнению с экспериментальной не более 5%. Максимальная экономия энергии компрессора с газовым подвесом составила 4%. Теоретическая экономия была 5−10%.

7. Предложены рекомендации по проектированию газовых подвесов и приведены варианты возможных конструктивных решений. Результаты работы внедрёны в учебный процесс кафедры «Холодильная, криогенная техника и системы кондиционирования» МГТУ им. Н. Э. Баумана, а именно: выпущено методическое издание Тищенко И. В. Расчет газового подвеса поршня холодильного компрессора: Методические указания к выполнению домашних заданий, курсовых и дипломных проектов по курсу «Объемные компрессорные и расширительные машины» / Под ред. Ю. В. Пешти. — М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2006. — 56с.: ил. Также результаты работы внедрены в опытно-конструкторскую работу предприятия ОАО НПО «Наука». it ri.