На правах рукописи
Ибрагимов Евгений Рашитович
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ СПИРАЛЬНОГО
КОМПРЕССОРА СУХОГО СЖАТИЯ
05.04.06 - Вакуумная, компрессорная техника и пневмосистемы
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Казань – 2009
Работа выполнена в ЗАО «НИИТурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа»
Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Хисамеев Ибрагим Габдулхакович
Официальные оппоненты: доктор технических наук, доцент Юша Владимир Леонидович кандидат технических наук, Садыков Альфред Файзрахманович Ведущее предприятие: ОАО «ВНИИХолодмаш-Холдинг»
г.Москва
Защита диссертации состоится « 3 » июля 2009 года в 14 часов на заседании диссертационного совета Д 212.080.11 при Казанском государственном технологическом университете по адресу: ул. К. Маркса, 68.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Казанского государственного технологического университета.
Автореферат разослан « 3 » июня 2009 года
Ученый секретарь диссертационного совета А.В.Герасимов
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
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.
КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении приводится обоснование актуальности работы, сформулированы цели и задачи работы, перечислены основные научные результаты.
В первой главе дано описание конструкции и схемы действия спирального компрессора (рис.1), дан обзор конструкций спиральных компрессоров сухого сжатия, особенностей отдельных элементов и технологического процесса изготовления, приведен обзор патентов по профилированию концевых участков спирали.
4 – спираль неподвижная; 7 – полость нагнетания; 8 – нагнетательное Отмечено, что в расчетной практике объемных компрессоров для анализа рабочих процессов, протекающих в компрессоре, широко используется метод математического моделирования. Этот метод позволяет через систему дифференциальных уравнений учесть многие факторы, влияющие на рабочий процесс:
тепломассообмен, утечки и перетечки газа через щели, характер протекающего процесса и т.д. Учет этих факторов позволяет на рассматриваемой модели изучить влияние отдельных параметров, в том числе геометрических, на рабочий процесс компрессора и его энергетические показатели.
При выборе расчетной модели автор исходил из методики, предложенной Тарасовым А.М., Довгалевым В.А., Егоровым В.Г. и в течении многих лет используемой в ЗАО "НИИТурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа" при исследовании влияния геометрических параметров винтовых ( Шварц А.И.) и роторных ( Хисамеев И.Г.) компрессоров на энергетические характеристики. Многочисленные экспериментальные исследования подтвердили высокую сходимость расчетных и экспериментальных показателей, что явилось основанием для выбора ее в качестве базовой при разработке расчетной модели спирального компрессора.
Методика расчета основана на решении системы из двух уравнений, описывающих в развернутом виде состояние газа в компрессоре:
Первое из этих уравнений получено из уравнения состояния Клайперона в дифференциальной форме и учитывает влияние изменения массы dm, температуры dT и объёма dV на изменение давления dP в рассматриваемой рабочей полости компрессора. Второе уравнение представляет собой общее изменение температуры в виде суммы частных изменений, зависящих от отдельных факторов рабочего процесса. Здесь dTv - изменение температуры за счёт адиабатного изменения объёма; dTвх - изменение температуры в рабочей полости за счёт поступления в неё газа с другой температурой; dTm - изменение температуры за счёт изменения массы газа в рабочей полости: dTт - изменение температуры за счёт теплообмена газа со стенками рабочей полости.
Характер протекающих процессов в винтовых и роторных компрессорах сухого сжатия позволял авторам, при использовании данной расчетной методики, отказаться от рассмотрения процесса теплообмена газа со стенками. При рассмотрении рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия, принимая во внимания его тихоходность, область его использования и конструктивные возможности по организации эффективного отвода тепла сжатия, процесс теплообмена должен быть учтен.
Вторая глава посвящена выбору геометрии спирального элемента, методике расчета объема полостей, зазоров и коэффициентов расхода.
В качестве объекта исследований принята спираль, построенная на основе эвольвенты круга, так как эвольвента достаточно просто описывается математическими зависимостями и является базовой программной кривой для нарезки спирали на станках фирмы "ЕХ–СЕLL–О" (Германия).
Отмечено, что на спиральной кривой имеется точка, характеризующая изменение характера контакта и переход его на внутренние образующие спиралей. Участок за данной точкой называется – концевым участком (рис.2).
Рис. 2. Взаимодействие спиралей компрессора в центральной части В разделе описано запатентованное автором техническое решение (рис.3) по профилированию концевых участков, позволяющее повысить эффективность процесса сжатия и отмечены различные варианты реализации данного технического решения, требующие проведения анализа эффективности построений на основе математической модели рабочего процесса.
Рассмотрен вопрос формирования контура окна нагнетания по предложенному техническому решению. Далее описана методика расчета объема полостей, основанная на задании геометрии спирального элемента и концевого участка в виде массива координат точек, что позволяет определять объем полости с конфигурацией любой сложности. Используя метод конечных элементов (программа ANSYS (версия 5.3) в трёхмерной постановке) рассмотрены температурные деформации рабочих элементов и деформации под действием газовых сил. Расчетами показано, что наибольшей температурной радиальной деформации подвержена периферийная зона спиралей, а осевой - деформации зона в районе окна нагнетания. Так как рассматриваемый компрессор имеет торцовые уплотнения спиральных элементов, в расчет принималась только радиальная деформация. Отмечено, что в спиральном компрессоре сухого сжатия, ввиду относительно малых величин рабочих давлений, деформациями под действием газовых сил можно пренебречь.
Рассмотрен вопрос нахождения коэффициентов расхода. Проведен анализ щелей в спиральном компрессоре и отмечено, что аналогичные щели между профильными поверхностями спиральных элементов рассматриваются в классификаторе щелей винтового компрессора (рис.4).
эвольвентных поверхностей спиралей концевых поверхностей спиралей Это позволяет применить предложенные в работах Захаренко С.Е. и Сакуна И.А. подходы и результаты без дополнительных экспериментальных продувок газа через щели. Разработан программный пакет, позволяющий значительно ускорить процедуру определения коэффициентов расхода. Для реализации программного пакета, графические зависимости коэффициента CR от числа Рейнольдса и коэффициента расхода Кр от параметра S, переведены в аналитические зависимости.
Автором проведен расчет среднего коэффициента расхода спирального компрессора через нагнетательное окно. Величина коэффициента расхода µ, как правило, для компрессоров объемного сжатия определяется на основе экспериментальных данных. Наличие индикаторных диаграмм, описывающих изменение давления в рабочей полости спирального компрессора за период нагнетания, позволяет определить средний коэффициент расхода для спирального компрессора.
Наиболее широко, при расчетах коэффициентов расхода, используется метод предложенный Дементовым Ю.И. На основе этого метода в ЗАО «НИИТурбокомпрессор им.В.Б.Шнеппа» были разработаны методики определения коэффициентов расхода для винтовых и роторных компрессоров. Основываясь на эти методики, автором были определены коэффициенты расхода через нагнетательное окно спирального компрессора, построена зависимость коэффициента расхода газа через окно нагнетания от критерия подобия Рейнольдса (рис.5).
Рис.5.Коэффициент расхода газа через окно нагнетания для различных компрессоров: винтовой маслозаполненный;.. роторный По результатам расчетов сделан вывод о небольших потерях в нагнетательном окне спирального компрессора. Величина коэффициента сопоставима с коэффициентом расхода винтового компрессора.
В третьей главе дана методика расчета рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия.
Определены допущения позволяющие упростить методику расчета:
• Термодинамические параметры сжимаемой среды в каждый момент времени одинаковы для любой точки рассматриваемой рабочей полости.
• Сжимаемый газ подчиняется законам идеального газа.
• При поступлении газа из смежных полостей, перемешивание поступившего и находящегося в полости газа происходит мгновенно.
• Процесс всасывания происходит при постоянном давлении, равном давлению во всасывающем патрубке. Газодинамические потери давления на всасывании не учитываются.
• Не учитываются газодинамические потери на трение о стенки спиралей.
• Распределение температурных полей по поверхности спирали принимается на основании проведенных экспериментальных исследований.
Отмечено, что допущения приведут к некоторому искажению абсолютных значений энергетических характеристик, полученных в результате расчета, но они не повлияют на сравнительный анализ различных типов профилей концевых участков спиралей, так как профиль концевых участков практически не влияет на газодинамические потери давления газа в компрессоре, а оказывает воздействие только на количество внутренних перетечек, что учитывается в расчете процесса с переменной массой.
Для приближения модели к реальному процессу были классифицированы и учтены все перетечки, сопровождающие рабочий процесс. По приведенной классификации отмечено, что утечки определяют коэффициент подачи компрессора v, а притечки и перетечки влияют на потребляемую мощность и к.п.д. компрессора.
В процессе рабочего цикла в спиральном компрессоре одновременно существуют несколько типов полостей. Для моделирования рабочего процесса дано описание всех стадий образования и существования полостей (рис.6).
Рис.6.Рабочие полости спирального компрессора в процессе всасывания, сжатия и нагнетания В некоторый объем элементарной полости переменной величины V поступает извне или, наоборот, удаляется наружу порции газа массой dМ. 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 R, действующих на стенки, и производством при этом внешней работы, в нашем случае работы сжатия компрессора. Кроме того, в процессе всасывания и нагнетания газа в компрессоре имеют место газодинамические потери, которые отклоняют процесс сжатия от адиабатического.
На основе рассмотрения и анализа рабочего процесса, происходящего в реальном компрессоре, получены расчетные зависимости для определения давления, температуры и массы газа в рабочих полостях компрессора.
+ RTi Буквенными символами М и N обозначены выражения:
где индекс «i» присвоен рассматриваемой полости, «i+1» - впереди идущей полости, «i - 1» - полости предшествующей рассматриваемой; Kp - безразмерный опытный коэффициент расхода; F – площадь полости в нормальном сечении; – коэффициент теплопередачи; µон- коэффициент расхода газа через нагнетательное окно; Fон – площадь живого сечения нагнетательного окна; i - плотность газа; Wi – скорость адиабатного истечения газа через окно; Тстi – средняя температура стенок полости; R – газовая постоянная; Сvi - удельная теплоемкость при постоянном объеме.
Используя численный метод, проведен расчет рабочего процесса последовательно для стадии всасывания, сжатия и нагнетания. Последовательными приближениями достигается совпадение кривых давлений и температур с заранее заданной точностью. В результате расчета определяется коэффициента подачи и внутреннего адиабатного КПД компрессора.
Коэффициент подачи определялся по формуле:
Внутренний адиабатный КПД компрессора определялся. используя построенную расчетную индикаторную диаграмму:
где Nа - адиабатная мощность сжатия, Ni - внутренняя индикаторная мощность, где Fi - площадь индикаторной диаграммы; а – масштаб индикаторной диаграммы.
В четвертой главе дано описание экспериментального стенда (рис.7) и исследуемого компрессора 1 – вентиль регулирующий; 2 – счетчик воды; 3 – компрессор спиральный;
4 – мотор-весы; 5, 6 – пьезометр водяной; 7 – сопло мерное; 8 – задвижка концевая Индицирование компрессора проводилось на основе методик, используемых при индицировании винтовых и роторных компрессоров. Для замеров давлений в полостях использовались датчики давления на основе тензометрических преобразователей - ЧЭД. 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. Замер температур проводился хромель-копелевыми термопарами, установленными непосредственно в тело спиралей. Наибольшие относительные погрешности измерения внешних характеристик компрессора составили: по коэффициенту подачи v - 3,3%, адиабатному к.п.д. ад - 4,5%. Полученные значения погрешностей удовлетворяют общепринятым требованиям точности определения характеристик компрессора На основании полученных результатов экспериментальных исследований и расчетов, проведена проверка адекватности разработанной математической модели. На рис.8 приведен один из полученных графиков экспериментальной и расчетной индикаторной диаграммы.
Построены графики зависимостей показателей коэффициента подачи (рис.9) и адиабатного КПД (рис.10) компрессора, полученных в ходе исследований и расчетов, от отношения давлений:
Отмечено, что количественное отклонение экспериментальной и расчетной величины коэффициента подачи составляет не более 5%, КПД - не более 3-7%.
На основании рассмотрения результатов расчета по разработанной математической модели и результатов, полученных в ходе экспериментальных исследований, сделаны следующие выводы:
1. Разработанная математическая модель с высокой степенью точности моделирует физические процессы, происходящие при сжатии газа в спиральном компрессоре.
2. Математическая модель может быть использована при анализе влияния изменения рабочих режимов на основные энергетические характеристики спирального компрессора.
3.Так как в основе разработанной математической модели заложены геометрические параметры формы спирали, окна нагнетания и типов щелей, то модель может быть использована при сравнительной оценке влияния данных параметров на энергетические характеристики спирального компрессора.
Отмечено, что разработанная математическая модель имеет ряд допущений, которые приводят к некоторому отклонению абсолютных величин результатов от действительного процесса. Но модель достаточно адекватно отражает физику рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия и, следовательно, может применяться при инженерных расчетах для сравнительной оценки изменения геометрических параметров профиля на энергетические показатели.
В пятой главе проведен параметрический анализ эффективности вариантов построения предложенного (рис.3) профиля концевого участка спирали на основе разработанной математической модели.
На первом этапе анализа задавались изменения величины 1 при 2 = const. Некоторые формы построения из рассматриваемых представлены на рис.11. На втором этапе рассматривались изменения величины 2, при этом вариант с наибольшим КПД, полученным на первом этапе, рассматривался как исходный для дальнейшего анализа. Ряд форм построения из множества рассматриваемых на втором этапе анализа приведены на рис.12.
График изменения адиабатного к.п.д.- ад от степени повышения давления -, при n=3000 об/мин, полученный на первом этапе анализа вариантов построения концевого участка представлен на рис.13.
График изменения адиабатного КПД- ад от степени повышения давления -, при n=3000 об/мин, полученный на втором этапе анализа вариантов построения концевого участка представлен на рис.14.
Рис. 13. Зависимость адиабатного КПД от отношения давлений при Таким образом, на основе разработанной математической модели рабочего процесса спирального компрессора сухого сжатия был проведен параметрический анализ эффективности рассмотренных форм построения концевого участка профиля спирали по предложенному техническому решению и выбраны параметры построения профиля концевого участка, обеспечивающие наибольший КПД..
«