Разработка и исследование двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа

Во введении приведены: актуальность исследования двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа, цели и задачи исследования, научная новизна, практическая значимость, методы и предмет исследования, объект исследования, основные положения, выносимые на защиту, достоверность результатов, апробация работы, публикации, структура диссертации.
В первой главе проведен анализ влияния охлаждения на рабочие процессы поршневого компрессора. Рассмотрены причины необходимости организации охлаждения газа в поршневом компрессоре, среди которых можно выделить основные: приближение процесса сжатия к изотермическому, как наиболее энергетически выгодному процессу сжатия, увеличение степени повышения давления в ступени, увеличение коэффициента подачи компрессора.
На основании гипотезы Ньютона-Рихмана разработана методика оценки эффективности охлаждения поршневого компрессора различными способами (воздушное охлаждение, водяное охлаждение и впрыск жидкости). Сравнение проводилось по трем основным коэффициентам: коэффициент использования
7
поверхности теплообмена kF, коэффициент эффективности теплоотдачи между сжимаемым газом и поверхностью охлаждения kα и коэффициент использования температурного напора между компримируемым газом и тепловоспринимающей поверхностью k∆Т. В этом случае коэффициент эффективности отвода теплоты kQ может быть определен как произведение вышеперечисленных коэффициентов
kQ = kF·kα·kΔT
На основании разработанной методики и используя результаты проведенных
ранее экспериментальных исследований по исследованию охлаждения поршневых компрессоров различными способами, проведен параметрический анализ влияния основных геометрических и эксплуатационных параметров на значения коэффициентов kα, k∆Т, kF и kQ.
Проведенный анализ эффективности охлаждения поршневого компрессора с диаметром цилиндра и ходом поршня равным 0,2м, частотой вращения коленчатого вала 300об/мин и степенью повышения давления в цилиндре – 8, позволил установить, что эффективность жидкостного охлаждения по сравнению с воздушным составляет 1,1, а эффективность впрыска жидкости по сравнению с воздушным составляет 1,7.
Проведена оценка влияния эффективности охлаждения поршневого компрессора на его рабочие процессы (сжатие, нагнетание, расширение и всасывание), подводимую индикаторную работу (см. рисунок 1) и энергетические затраты на организацию охлаждения для разных типов охлаждения (воздушного, водяного и впрыск жидкости).
В результате проведенного анализа установлено, что охлаждение уменьшает подводимую работу в процессе сжатия, уменьшает отводимую работу в процессе обратного расширения, уменьшает потери работы в процессе нагнетания и увеличивает потери работы в процессе всасывания.
Проведен также анализ влияния охлаждения на составляющие коэффициента подачи и коэффициент подачи в целом. В результате проведенного анализа установлено, что существует оптимальная величина охлаждения, приводящая к максимуму индикаторного к.п.д., полного к.п.д. и коэффициента подачи.
р
4 3 p pH
рН1052 2 H
pnc const
рВС 9 6 6
pnp const 1pBC
78
VM Vh V
Рисунок 1 – Схематизированная индикаторная диаграмма поршневого компрессора, с учетом влияния охлаждения (1–2ꞌ–3ꞌ–4ꞌ–5–6–7–8–1 – без охлаждения; 1–2–3–4–5–6ꞌ–1ꞌ–1 – с охлаждением)
Рисунок 2 – Принципиальная схема одноступенчатой двухцилиндровой гибридной
энергетической машины, в которой движение жидкости осуществляется за счет разрежения на всасывании в левом и правом цилиндрах.
1 p BC
На основании проведенного анализа рабочих процессов и существующих конструкций поршневых гибридных энергетических машин разработана новая высокоэффективная конструкция двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа, которая представлена на рисунке 2.
ПГЭМОД работает следующим образом.
При возвратно-поступательном движении поршней 13 и 14, положение которых смещено на 180 градусов, происходит изменение объема полостей 7 и 8, в результате чего газ всасывается через клапаны 3 и 4, сжимается и нагнетается через клапаны 5 и 6 в полость нагнетания 11 и далее поступает потребителю.
В процессе всасывания, происходящем в полости 7 левого цилиндра 1, когда поршень 13 идет вниз, в связи с наличием гидравлического сопротивления вентиля 24, давление в полости 9 падает ниже давления всасывания, что приводит к снижению давления в емкости 15. В это же время в полости 8 происходит сжатие и нагнетание газа (поршень 14 идет вверх), всасывающий клапан 4 закрыт, и в полостях 10 и емкости 16 давление газа равно давлению всасывания, т.к. в нее происходит натекание газа через вентиль 25, который при низкой скорости течения не оказывает существенного гидравлического сопротивления. Под действием образовавшейся разности давлений между емкостями 15 (в ней давление ниже) и 16 (в ней давление выше) жидкость через канал 21 и рубашку охлаждения 12, открытый клапан 17 (клапан 18 закрыт) течет в емкость 15, отнимая у стенок цилиндров 1 и 2 теплоту, полученную ими от газа при его сжатии. В следующем цикле, когда поршень 13 идет верх, а поршень 14 вниз, клапан 3 закрыт, давление в полости 9 в связи с натекающим газом из канала 22 становится равным давлению всасывания, поскольку скорость течения газа низкая, и вентиль 22 практически не оказывает сопротивления его течению. В то же время, при движении поршня 14 вниз из-за сопротивления вентиля
25 давление газа в полости 10 и емкости 16 падает ниже давления всасывания. При этом возникает перепад давления между емкостями 15 (в ней давление выше) и 16 (в ней давление ниже), в результате чего клапан 16 открывается, клапан 17 закрывается, и жидкость из емкости 15 через канал 20 и теплообменник 26, где полученная ранее от цилиндров 1 и 2 теплота рассеивается в окружающую среду, перетекает в емкость 16.
Во второй главе проведен комплекс теоретических исследований, включающий методику расчета оптимального и предельного значений показателя политропы процесса сжатия и математическую модель рабочих процессов в компрессорной и насосной секциях одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа.
Методика определения оптимального и предельного значений показателя значений политропы процесса сжатия, исходя из максимального и нулевого значений выигрыша в индикаторной работе, определенного с учетом затрат на прокачку жидкости через рубашку охлаждения.
При организации охлаждения наблюдается уменьшение подводимой работы в процессе сжатия, уменьшение потерь работы в процессе нагнетания, уменьшение возвращаемой работы в процессе обратного расширения, увеличение потерь работы в процессе всасывания и увеличение затрат работы на организацию системы охлаждения. Из перечисленных источников затрат работы при организации системы охлаждения наиболее важными являются: уменьшение работы в процессе сжатия и затраты на организацию системы охлаждения. Выигрыш в подводимой технической работе, принимая во внимание, что отвод теплоты в процессе сжатия без системы
охлаждения пренебрежимо мал, запишется в виде
−1 сж сж−1 −1
А = ( −1)− ( сж −1)= [ ( −1)−
сж −1 г вс сж−1 г вс сж−1
г вс −1
где R – газовая постоянная; Твс – температура газа в начале процесса сжатия; Мг –
(1) масса сжимаемого газа; = Рн – отношение номинальных давлений нагнетания и
Используя равенство количества теплоты, выделяемой в процессе сжатия и отводимой охлаждающей жидкости от компрессора, с учетом зависимости температуры охлаждающей жидкости на выходе после компрессора от ее расхода, получаем следующее выражение для расхода охлаждающей жидкости, которое обеспечивает процесс сжатия с указателем политропы nсж
− сж ( сж −1)] сж−1
Рвс всасывания; k – показатель адиабаты.
− сж−1 −в±√в2−4⋅в С сж ( сж −1)
0 сж−1 г вс
= 2 (2)
где а=в0Сw; в = (С 0 + в0С 0); Сw – удельная теплоемкость жидкости; ΔТw0 – нагрев охлаждающей жидкости при расходе Мw0; Мw0 – минимально допустимый расход охлаждающей жидкости; в0 = ( , об, Т0) – постоянный коэффициент, зависящий от ε, поб и То.
Перепад давления ΔРн, развиваемый насосом при организации системы
жидкостного охлаждения можно определить из уравнения сохранения энергии в
форме уравнения Бернулли для установившегося потока жидкости
том трубопроводе; – площадь сечения j-того трубопровода; п1 – количество
местных сопротивлений, установленных на j-том трубопроводе; п2 – количество j-тых трубопроводов; lj, dj – длина и диаметр j-того трубопровода; λj – коэффициент трения по длине j-того трубопровода, так как работу насоса по прокачке жидкости можно представить в следующем виде
А М3
А= 0 =АМ3 (4)
н ж 0⋅ мех 1
М2п2
р=(∑ 2∑ 1 +∑ 2 ) (об) (3) н =1 =1 2 =1 2 260

где – величина коэффициента i-того местного сопротивления, установленного на j-
гдеА = А0 ;А (М )=1(∑ 2 ∑ 1 +∑ 2 )⋅(поб)2 (5) 1 ⋅ 0 2 =1 =1 2 =1 2 60
ж 0 мех
Принимая во внимание вышеизложенное, выигрыш в работе компрессора при
организации системы охлаждения определится, как
−1
А = [ ( −1)− Σ г вс −1
сж −1
( −1)]−А
0 сж−1 вс
2 []
(6)
сж−1 1
− сж−1 −в±√в2−4в С сж ( сж −1)
Приравнивая величину ΔАΣ=0, мы получаем нелинейное уравнение относительно предельного значения показателя политропы (ппр), показывающее границы рационального охлаждения, т.е. охлаждения, при котором выигрыш от охлаждения превышает затраты на организацию охлаждения. В диапазоне изменения k> сж >nсжпр мы имеем положительный выигрыш в подводимой работе, при сж=псжпр выигрыш в работе равен нулю, а в диапазоне изменения 1<псж<псжпр мы имеем проигрыш в работе компрессора и дальнейшее охлаждение нецелесообразно. Оптимальное значение величины показателя политропы сжатия определится из следующего условия ( АΣ) = 0 (7) сж По разработанной методике был проведен численный эксперимент по расчету оптимального и предельного значения показателя политропы для одноступенчатого воздушного компрессора с водяным охлаждением. При проведении численного эксперимента в качестве независимых переменных выберем ε и в0. В качестве функций отклика: ппр, поп, = ; = ; АΣ. г гАк Некоторые результаты проведенного численного эксперимента представлены на рисунке 3. С увеличением ε увеличивается также значение dwпр и dwоп, что полностью соответствует известным физическим представлениям. Увеличение dwпр, с увеличением ε, происходит более стремительно, чем увеличение dwоп (см. рисунок 4). Разница между dwпр и dwоп составляет от 6,8 до 10, в зависимости от ε. С увеличением ε увеличивается выигрыш в работе компрессора (см. рисунок 4) и при ε=7 он составляет более 5%. 1,28 1,26 1,24 1,22 1,2 1,18 1,16 1,14 1,12 1,1 1,08 1,06 nпр, nопт 2 2345678ε 25 dwпр, dwопт 20 15 10 ΔАΣ/Ак, % 6 5 4 3 2 1 3 00 2345678 ε Рисунок 3 – Зависимость предельного и оптимального значений показателя политропы от отношения номинальных давлений нагнетания и всасывания (1 - попт; 2 - ппр) Рисунок 4 – Зависимость предельного и оптимального относительных расходов жидкости, а также относительного уменьшения подводимой технической работы к компрессору от отношения номинальных давлений нагнетания и всасывания (1- dwопт; 2 - dwпр; 3 - АΣ ) Ак Математическая модель рабочих процессов новой поршневой гибридной энергетической машины, с движением охлаждающей жидкости за счет разрежения в процессе всасывания газа. Принципиальная схема двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины с движением охлаждающей жидкости за счет разрежения на всасывании представлена на рисунке 5. На принципиальной схеме обозначены основные термодинамические параметры в полостях: давление, температура, объем и масса; обозначены массовые потоки газа и жидкости; основные геометрические размеры, необходимые для разработки математической модели рабочих процессов; основные элементы схемы; поршни, полости, трубопроводы, клапаны и регулировочные вентили. В данной схеме можно выделить следующие группы элементов: 1. Полости переменного и постоянного объема без жидкости (19, 18, 17, 25, 20). 2. Полости постоянного объема, частично заполненные жидкостью (21, 22). 3. Газовые трубопроводы (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8), соединяющие между собой полости. 4. Жидкостные трубопроводы (9, 10). Расчет рабочих процессов газовых полостей постоянного и переменного объема. При разработке математической модели рабочих процессов газовых полостей постоянного и переменного объема была разработана и принята система допущений. 12 1 2 dM14 dM13 dM16 dM18 25 pH, TH dM25 рр2 dр2 II рв0 Tв0 dm15 23 Vв1 Tв1 рв1 dM11, dM12 VC1 dM11 dP TC1 GC1 pC1 dM10 16 VC2 TC2 pC2 GC2 Vp1 Tp1 pp1 II dM194 dM28 dM29 20 24 рвс, Твс рв0 Тв0 dM21 dM22 dP1 II 12 9 dM2 w 5 dM26 27 26 78 Vв2 Tв2 рв2 dM23 5 dTP1, lTP1 dM24 22 28 Рисунок 5 – Принципиальная схема двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины с движением жидкости за счет разрежения на всасывании z2 z20 z10 z1 НP1 lP1 dTP2, lTP2 Hр2 Sh + SM lр2 Для моделирования изменения термодинамических параметров в полостях переменного и постоянного объема использовалась система основных фундаментальных уравнений, включающая: уравнение первого закона термодинамики тела переменной массы, уравнение сохранения массы, уравнение состояния, уравнение динамики движения запорного элемента самодействующего клапана и уравнение изменения объема. где - полной внутренней Данная система дифференциальных уравнений запишется в виде N1 N2 { V = (φ) элементарное изменение = − +idM  idM 1 2  i1 i1 (8) (9) (10) (11) (12) (13) энергии = ∑ − ∑ 0 =1 =1 2h= + + ± пр 2 г Р = ( − 1) тр = (Т − ст) ni ni 0 0i = ( ) кин кинематикой механизма привода; = h ( + 2 ) - мгновенная скорость поршня; – угловая скорость коленчатого вала; = 2- площадь поршня в компрессорной секции; = - удельная энтальпия присоединяемой массы газа; - температура присоединяемого газа; – удельная изобарная теплоемкость присоединяемого газа; - элементарная присоединяемая масса; N1, N2 – число источников присоединяемой и отделяемой масс рабочего тела; 0 = - удельная энтальпия отделяемой массы рабочего тела; 0 , Ср - элементарная отделяемая масса газа и ее изобарная удельная теплоемкость. mпр – приведенная масса подвижного элемента запорного органа; h – высота подъема подвижного элемента запорного органа; - газовая сила; Fпр – сила упругости пружины; Fтр – сила трения; г G – вес подвижного элемента запорного клапана. Расчет течения газа в соединительных коммуникациях. Для расчета течения газа в соединительных коммуникациях используется уравнение сохранения энергии в формуле Бернулли в квазистационарной постановке. Используя допущения об изотермическом течении газа в соединительных коммуникациях получаем следующее уравнение для определения скорости течения газа = 2 ( − ) (14) 12 2 √ 22 22 22 { 2− 1( 1) + 4 (1+ 1) +[ 1( 1) + 2]} компримируемого идеального газа; dQ – элементарное количество теплоты, подводимое к газу, содержащемуся в рассматриваемом контрольном объеме за время ; = - элементарное изменение контрольного объема, обусловленного 14 где Р1, Р2 – давление газа в сечениях I и II; d – диаметр трубопровода; l – длина трубопровода; 1, 2 –величины местных сопротивлений в соответствующих сечениях; 2 и 1 – коэффициенты Кориолиса в соответствующих сечениях; Т – температура газа. Необходимо отметить, что коэффициент трения по длине λ является функцией числа Рейнольдса и, следовательно, скорости 2. Таким образом, уравнение (14) необходимо решать методом последовательных приближений. Определив величину 2 можно легко определить величину элементарной массы, как = 2 2 . Расчет полости постоянного объема, частично заполненной жидкостью. Система дифференциальных уравнений, включающая первый закон термодинамики тела переменной массы, уравнение сохранения массы, уравнение состояния и уравнение деформационного взаимодействия газовой и жидкостной фаз, описывающая изменения термодинамических параметров газа, запишется в следующем виде = − ( − 0 )+ − (15) г г 0г 0г г = г − 0г (16) = − 0 { г = ( − 1) (17) (18) (19) Р Тг= г Мг г где = ( МгТг) – изменение полной внутренней энергии газа; Мг, Тг, Р, Vг – масса, 2 температура,давлениеиобъемгаза; = ;М = ∙ = ∙ ⁄( );d –диаметр г4ггггг гр полости (полость выполнена в виде цилиндра); lг=lр–lw – высота полости, занятая газом; lр – полная высота полости; lw – высота полости, занятая жидкостью; г, 0г – элементарная масса газа, поступающая в полость и отделяемая из нее; г, 0г – удельная массовая энтальпия газа, поступающего и отделяемого газа; , 0 - элементарная масса жидкости, поступающая в полость и отделяемая из нее. Элементарный внешний теплообмен dQ определяется на основании гипотезы Ньютона-Рихмана. Система дифференциальных уравнений, включающая равенство давлений на границе раздела фаз, первый закон термодинамики тела переменной массы, уравнение сохранения массы и уравнение изменения уровня жидкости полости, описывающая изменение термодинамических параметров жидкости, запишется в виде: { = + ( − ) (20) = (21) = − 0 = Расчет течения жидкости в соединительных трубопроводах. (22) (23) Моделирование течения жидкости в соединительных трубопроводах проводилось в квазистационарной постановке на основании уравнения Бернулли для двух случаев: без учета инерционных сил движения жидкости и с учетом инерционных сил движения жидкости. Квазистационарное течение жидкости без учета сил инерции. Величина скорости течения жидкости, решая уравнение Бернулли запишется в виде =√ (24) тр ( тр+∑ 1 ) где z1 и Рр1 – геометрическая высота центра тяжести и давления в полости 22; z2 и Рр2 – геометрическая высота центра тяжести и давления в полости 21. При получении данного уравнения принималось, что скорости движения жидкости в полостях 21 и 22 пренебрежимо малы. Коэффициент трения по длине тр является функцией числа Рейнольдса и, соответственно, скорости жидкости в трубопроводе т . Вследствие этого, уравнение (24) решается методом последовательных приближений. Квазистационарное течение жидкости с учетом сил инерции. Примем течение охлаждающей жидкости в соединительных трубопроводах ламинарное, т.к. расход охлаждающей жидкости по данным экспериментальных исследований составляет менее 1 л/мин и визуализация течения жидкости в трубопроводах полностью подтверждает сделанное предположение. Уравнение Бернулли в этом случае, с учетом инерционных потерь, запишется в виде 2 [( 1+ Рр1 )−( 2+ 2 )] тр тр =1 Р в 2 1+ р1 = 2+ 2 +( +∑ 1 )тр+тр тр (25) тр =12 Уравнение (26) преобразуется к линейному дифференциальному уравнению вида ∑ 1 в Р 1+ =1 2+ + ( 2+ 2 − 1− р1)=0 (26) 2 тр 2 тр тр где = тр; в = 64 ; – динамическая вязкость жидкости. тр Уравнение (26) не имеет аналитического решения и его необходимо решать численным методом. При реализации математической модели использовался блочно-модульный принцип построения и итерационный метод. Сходимость математической модели считалась достигнутой, если обеспечивалась требуемая точность по давлению и температуре в начале и в конце цикла в левом и в правом цилиндре, а также по расходу охлаждающей жидкости в трубопроводах 9 и 10 за цикл. Третья глава посвящена созданию опытного образца двухцилиндровой одноступенчатой ПГЭМОД и проведению экспериментальных исследований с целью получения новых знаний и подтверждения адекватности разработанной математической модели. Экспериментальный образец ПГЭМОД был создан на основе серийной установки 130-3509009-11. У данного компрессора количество цилиндров – 2, расположение их рядное, вертикальное со смещением угла поворота на 1800, рабочее давление – (0,8-1,0) МПа, диаметр поршня – 60мм, ход поршня– 38, частота вращения коленчатого вала – 1100об/мин. Внешний вид экспериментального образца представлен на рисунке 6. 1 Рисунок 6 – Общий вид экспериментального стенда: 1 – обратные клапаны системы охлаждения; 2 – линии всасывания; 3 - расходомеры газа в линии всасывания; 4 – теплообменный аппарат; 5 - расходомер на нагнетании; 6 – трубопровод соединяющий основной и мерный баки; 7 – Основной бак с охлаждающей жидкостью; 8 – ресивер; 9 - мерный бак; 10 – электродвигатель; 11 – блок соединения датчиков температуры; 12 – АЦП; 13 – ременная передача; 14 – линия нагнетания; 15 - датчик температуры; 16 – компрессор; 17 – датчик давления; 18 - трубопровод, соединяющий мерный бак с линией всасывания 2-го цилиндра. Принципиальная схема установки представлена на рисунке 7. 18 17 16 15 14 13 12 2 11 12 9 7 6 456 Рисунок 7 – Принципиальная схема установки: 1. Бак с охлаждающей жидкостью. 2. Патрубок с вентилем, соединяющий мерный бак с жидкостной емкостью. 3. Патрубок с вентилем, соединяющий бак с атмосферой. 4. Тарированная по объему шкала уровня жидкости в мерной емкости. 5. Подающий трубопровод охлаждающей жидкости. 6. Линия всасывания газа с дросселем. 7. Трубопровод, соединяющий мерный бак с линией всасывания 6. 8. Рубашка охлаждения. 9.Нагнетательный клапан. 10. Линия нагнетания газа. 11. Всасывающий клапан. 12. Трубопровод, соединяющий рубашку охлаждения с клапанной коробкой. 13. Трубопровод, соединяющий мерный бак с линией всасывания первого (слева на рисунке) цилиндра. 14. Всасывающий клапан. 15. Нагнетательный клапан. 16. Линия всасывания с регулируемым дросселем. 17. Теплообменник. 18. Сливной трубопровод охлаждающей жидкости При проведении экспериментальных исследований проводилось измерение следующих параметров: расход жидкости и газа (производительность насосной и компрессорной секции); температура стенок цилиндра, клапанной плиты и охлаждающей жидкости в системе охлаждения; давление газа в линии нагнетания; мгновенные значения давления газа в рабочих полостях компрессора и в линиях всасывания; частота вращения коленчатого вала и момент прохождения поршня мертвой точки. С целью выбора приборов для регистрации указанных величин был проведен анализ существующих приборов для их измерения и присутствующих на рынке. Измерение мгновенного давления проводилось датчиком типа PSE фирмы SMC Corporation – PSE 530-M5. Данный датчик отличается компактностью, высокой точностью и достаточными для проведения эксперимента пределами измерения, погрешность измерения давления составляла около 1%. Расход жидкости проводился одним из самых надежных и точных способов – мерным, расход газа измерялся расходомером мембранного типа с погрешностью измерения от 1,5% до 3%. Измерение температуры цилиндро-поршневой группы жидкости и газа проводилось с помощью датчиков температуры-термисторов B57045-K 472-K, 4.7 кОм; B57861-S 103-F40, 10 кОм и B57869-S 302-F140, 3 кОм. Для измерения частоты вращения использовался источник постоянного магнитного поля, который обрабатывался с помощью АЦП ZETLAB 230 и программы «Осциллограф». Для проведения экспериментальных исследований был разработан классический план с дробными репликами. При проведении экспериментальных исследований в качестве основных эксплуатационных функций рассматривались коэффициент подачи компрессора и индикаторный изотермический к.п.д. Одной из основных целей экспериментальных исследований было определение анализа влияния охлаждающей жидкости на мгновенные термодинамические параметры и эксплуатационные характеристики. На рисунке 8 представлены индикаторные диаграммы рабочей полости машины при разных расходах охлаждающей жидкости. 450000 P,Па 400000 350000 300000 250000 200000 150000 100000 50000 0 1 2 3 4 V, м3 0,0001 0,00012 4 1 Pн = 0,3 МПа 1 23 1 1 Pвс = 0,1 МПа 0 0,00002 0,00004 0,00006 0,00008 Рисунок 8 – Индикаторные диаграммы рабочей полости двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины с движением жидкости за счет разрежения на всасывании, полученные при разных расходах охлаждающей жидкости (1 - расход охлаждающей жидкости 200мл/мин; 2 - расход охлаждающей жидкости 300мл/мин; 3 - расход охлаждающей жидкости 400мл/мин; 4 - расход охлаждающей жидкости 500мл/мин) Из представленных индикаторных диаграмм видно, что с увеличением расхода охлаждающей жидкости уменьшается величина подводимой работы в процессе сжатия, уменьшаются потери работы в процессе нагнетания, увеличивается отводимая техническая работа в процессе расширения и увеличивается потеря работы в процессе всасывания, связанные с прокачкой жидкости. На рисунке 9 представлена зависимость индикаторного изотермического к.п.д. компрессора от расхода охлаждающей жидкости. 0,6 0,59 0,58 0,57 0,56 0,55 0,54 0,53 0,52 0,51 0,5 ηинд.из 100 200 300 400 500 Qw, мл/мин 600 700 Рисунок 9 – Зависимость индикаторного изотермического к.п.д. компрессора от расхода охлаждающей жидкости. Увеличение индикаторного изотермического к.п.д. в диапазоне от 6% до 8% наблюдается при расходе охлаждающей жидкости (0,3÷0,4) л/мин. Проведенная проверка на адекватность разработанной математической модели выявила качественное и количественное совпадение мгновенных и расходных характеристик машины при изменении основных ее эксплуатационных параметров. Четвертая глава посвящена анализу влияния основных геометрических и эксплуатационных параметров на характеристики машины. В качестве независимых параметров были выбраны: давление нагнетания в компрессорной секции при постоянном давлении всасывания (диапазон изменения давления от 0,4 до 0,8МПа), число оборотов коленчатого вала от 800 до 1500 об/мин, величина относительного мертвого пространства (1-10) %, объемы полостей всасывания 0,00001÷0,000048, объем полости 21 – диаметр изменялся от 0,1м до 0,3м, расход охлаждающей жидкости за счет изменения диметров трубопроводов 3 и 8 – (400÷1400) мл/мин. В качестве функций отклика использовались следующие величины: коэффициент подачи компрессорной секции (левый цилиндр, правый цилиндр и общий); индикаторный изотермический к.п.д. (левый цилиндр, правый цилиндр и общий); индикаторный изотермический к.п.д. процесса сжатия левого и правого цилиндров; относительные потери работы в процессе всасывания в левом и в правом цилиндре; относительные потери работы в процессе нагнетания в левом и в правом цилиндре; относительные потери давления в левом и в правом цилиндре; показатель политропы процесса сжатия и расширения в левом цилиндрах; расход охлаждающей жидкости из полости 21 в полость 22, среднее значение уровня жидкости в полости 22; среднее значение уровня жидкости в полости 21; среднее значение за цикл давления в полости 22; среднее значение за цикл давления в полости 21; среднее значение за цикл давления в полости всасывания левого цилиндра; среднее значение за цикл давления в полости всасывания правого цилиндра. С увеличением давления нагнетания уменьшается индикаторный изотермический к.п.д. процесса сжатия, уменьшается показатель политропы процесса сжатия и увеличивается показатель политропы процесса расширения. С учетом влияния повышения давления нагнетания на потери работы в процессах всасывания и нагнетания на подводимую и отводимую работу в процессах сжатия и расширения мы наблюдаем уменьшение индикаторного изотермического к.п.д. и коэффициента подачи. Кроме того, с увеличением давления нагнетания уменьшается расход охлаждающей жидкости (см. рисунок 10). 290 280 270 260 250 240 0,4 Qw1 0,5 Qw1 Qw2 Qw, мл/мин 550 500 450 400 350 300 250 200 Рн, 150 МПа Qw, мл/мин Qw2 0,6 0,7 0,8 1400 Рисунок 10 – Зависимость объемного расхода охлаждающей жидкости левого (Qw1) и правого (Qw2) цилиндров от давления нагнетания Рисунок 11 – Зависимость объемного расхода охлаждающей жидкости левого (Qw1) и правого (Qw2) цилиндров от числа оборотов коленчатого вала С увеличением числа оборотов увеличивается расход охлаждающей жидкости (см. рисунок 11), а также наблюдается оптимум в коэффициенте подачи компрессора и в индикаторном изотермическом к.п.д. Этот оптимум наблюдается в диапазоне от 1000 до 1200 об/мин (см. рисунок 12, 13). 1000 1200 n, об/мин 0,55 ηинд.из 0,54 0,53 0,52 0,51 0,5 0,7 ηинд.из2 0,68 0,66 η 0,64 λ 800 1000 1200 1400 1400 ηинд.из1 инд.из.ср λ2 λср λ1 Рисунок 12 – Зависимость индикаторного изотермического к.п.д. левого и правого цилиндров и среднего значения от числа оборотов коленчатого вала Рисунок 13 – Зависимость коэффициента подачи левого и правого цилиндров и среднего значения от числа оборотов коленчатого вала 0,62 0,6 n, 0,58 об/мин 800 1000 1200 n, об/мин Увеличение величины мертвого пространства уменьшает индикаторный изотермический к.п.д., коэффициент подачи и расход охлаждающей жидкости. С уменьшением объемов полостей всасывания левого и правого цилиндров, увеличивается расход охлаждающей жидкости, индикаторный изотермический к.п.д. и коэффициент подачи. При проведении численного эксперимента наблюдался оптимум по расходу охлаждающей жидкости, также, как при проведении натурного эксперимента и величина этого оптимума находилась в пределах 0,9 л/мин для исследуемой машины. 0,6 0,58 0,56 0,54 0,52 0,5 0,48 0,46 0,44 ηинд.из ηинд.из2 ηинд.из.ср ηинд.из1 Qw1, 200 600 мл/мин 1000 1400 0,73 0,71 0,69 0,67 0,65 0,63 0,61 0,59 0,57 0,55 λ λ2 λср λ1 Qw1, 300 800 мл/мин 1300 1800 Рисунок 14 – Зависимость индикаторного изотермического к.п.д. левого ( инд.из1), правого ( инд.из2) цилиндров и их среднего значения ( инд.из.ср) от расхода охлаждающей жидкости Основные выводы по работе. Рисунок 15 – Зависимость коэффициентов подачи левого ( 1), правого ( 2), цилиндров и их среднего значения ( ср), от расхода охлаждающей жидкости 1. На основе анализа рабочих процессов и конструкций поршневых гибридных энергетических машин была предложена новая принципиальная схема двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа, обладающая высоким расходом охлаждающей жидкости и, соответственно, высокими значениями индикаторного изотермического к.п.д. и коэффициента подачи компрессора. 2. На основе анализа влияния охлаждения на подводимую работу в рабочих процессах цикла поршневого компрессора, а также затрат на организацию охлаждения, разработана методика определения оптимального и предельного значения показателя политропы процесса сжатия, исходя из максимального и нулевого значений выигрыша в их работе. 3. На основе основных фундаментальных законов сохранения энергии, массы, движения и состояния, записанных для компримируемого газа и охлаждающей жидкости, разработана математическая модель рабочих процессов двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины, использующей для прокачки жидкости разрежение в цилиндрах в процессе всасывания газа, включающая: расчет термодинамических параметров газа в полостях переменного и постоянного объемов в компрессорной секции; расчет течения газа в соединительных трубопроводах; расчет течения жидкости в соединительных трубопроводах; расчет термодинамических параметров газа и охлаждающей жидкости в полостях постоянного объема, частично заполненных жидкостью в насосной секции. 4. На основе новой принципиальной схемы разработан опытный образец двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины, использующей для прокачки жидкости разрежение в цилиндрах в процессе всасывания газа и проведены экспериментальные исследования, расширяющие представление о рабочих процессах и подтверждения адекватности разработанной математической модели рабочих процессов исследуемой гибридной энергетической машины. 5. На основе разработанной математической модели проведен параметрический анализ влияния основных конструктивных (величины мертвого пространства, объема полости всасывания и т.д.) и эксплуатационных (давление нагнетания, числа оборотов коленчатого вала, расхода охлаждающей жидкости) параметров на рабочие процессы и интегральные характеристики машины для получения информации, необходимой для рационального проектирования и эксплуатации данного класса машин. В результате проведенного параметрического анализа установлено, что расход охлаждающей жидкости уменьшается с увеличением давления нагнетания и увеличивается с увеличением числа оборотов коленчатого вала; с уменьшением объема полости всасывания и полостей, частично заполненных жидкостью, расход охлаждающей жидкости также увеличивается; в диапазоне от 100 до 1200 об/мин наблюдается максимум индикаторного изотермического к.п.д. и коэффициента подачи компрессора; максимум индикаторного изотермического к.п.д. и коэффициента подачи наблюдается также при расходе охлаждающей жидкости (800- 900)мл/мин. 6. Полученные результаты внедрены у индустриального партнера ОмГТУ при выполнении соглашения No14.574.21.0068 «Создание перспективных конкурентно способных конструкций гибридных энергетических машин объемного действия нового типа с повышенным интенсивным теплообменом в зоне рабочих органов», а также в учебный процесс при подготовке бакалавров по направлению 13.03.03 «Энергетическое машиностроение» и магистров по направлению 13.04.03 «Энергетическое машиностроение» при чтении курсов «Объемные гидромашины и гидропередачи», «Математическое моделирование рабочих процессов компрессоров объемного действия», «Математическое моделирование рабочих процессов насосов объемного действия». Перспективы дальнейшей разработки темы Разработанная конструкция двухцилиндровой одноступенчатой поршневой гибридной энергетической машины объемного действия с движением жидкости за счет разрежения на всасывании газа может быть использована при разработке компрессорных машин, обладающих высокими энергетическими и расходными характеристиками и предназначенными для получения сжатого газа низкого и среднего давлений.