ОСОБЕННОСТИ РАСЧЁТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ БЕССМАЗОЧНЫХ МАЛОРАСХОДНЫХ КОМПРЕССОРОВ ОБЪЁМНОГО ДЕЙСТВИЯ

В настоящее время задача создания эффективных конструкций малорасходных компрессоров объёмного действия с бессмазочной проточной частью остаётся достаточно актуальной для холодильной и криогенной техники, систем жизнеобеспечения и медицины, фармакологии, пищевой промышленности и так далее. Практическое применение нашли мембранные компрессоры, поршневые компрессоры с самосмазывающимися парами трения; в стадии разработки и исследования находятся поршневые компрессоры с газостатическим центрированием поршня и некоторые типы роторных компрессоров. Наряду с требованием обеспечения подачи потребителю беспримесного сжатого газа, основными критериями для оценки их технического уровня остаются индикаторный и механический КПД, массогабаритные показатели, уравновешенность, технологичность, долговечность надёжность. Комплексное выполнение этих требований предполагает разработку быстроходных компрессорных машин с бесконтактным сопряжением узлов и деталей, формирующих рабочие ячейки переменного объёма, что, применительно к малорасходным объектам, отражается на особенностях протекания рабочих процессов, обусловленных масштабным фактором.

По результатам расчетно-теоретических и экспериментальных исследований проведена оценка влияния процессов теплообмена и массообмена через зазоры и органы газораспределения на рабочие процессы в условиях уменьшения размеров рабочей камеры, ухудшения её герметичности и повышение частоты вращения приводного вала.

Вопросы теплообмена в рабочей камере машин объемного действия явились предметом исследования различных авторов [1–6]. Наиболее приемлемыми для рассматриваемого класса машин являются методики расчета конвективного теплообмена, разработанные Гагариным А.Г., Чирковым А.А. и Тейлором. Но даже их сравнительная оценка показала значительное расхождение полученных с их использованием результатов применительно к малорасходным компрессорам, которое для величины температуры нагнетания достигало 70К при ст = 5…8. Во многом это объясняется тем, что большинство эмпирических данных при исследовании процессов теплообмена получено для сравнительно больших компрессоров с Dц > 0,1 м. Вместе с тем, для малых машин значимость влияния теплообмена на рабочий процесс возрастает: при прочих равных режимных и конструктивных условиях, а также при использовании одной и той же методики расчета температура нагнетания для микро- и миникомпрессоров на 30…60 К ниже, чем у компрессоров средней, и даже малой производительности [7]. Соответствующее снижение индикаторного кпд составляет 5…10%. Полученные данные не вызывают сомнения в необходимости уточнения методик определения тепловых потоков в рабочей камере объёмного компрессора. Это подтверждают и полученные экспериментальные результаты исследования поршневых компрессоров с Dц = 0,025 м и Dц = 0,085 м, согласно которым при неизменных расходных и температурных параметрах охлаждающей среды за счёт рациональной организации её потока и ряда конструкторско-компоновочных решений рабочей камеры, обеспечиваюших интенсификацию процессов конвективного теплообмена в ней, снижение температуры нагнетаемого воздуха составило 10…15 К. В связи с этим предложен способ определения мгновенного коэффициента теплоотдачи к стенке рабочей камеры машины объёмного действия [8] и разработана методика для его реализации, которые позволяют уточнить методики расчёта теплообмена в рабочей камере компрессора. Согласно упомянутому способу, значение мгновенного коэффициента теплоотдачи находят из отношения величины удельного теплового потока к разности мгновенной температуры газа и температуры локального участка стенки рабочей камеры. При расчете величины удельного теплового потока используются мгновенные значения величин объема рабочей камеры, площади стенок, температур газа и стенок, измеряемые в герметичной камере. Реализация этой методики позволит в значительной мере уточнить математическую модель ступени бессмазочного малорасходного компрессора объемного принципа действия

Для оценки герметичности рабочей камеры малорасходного компрессора был проведён предварительный анализ существующих методик расчёта расхода газа через щелевые каналы [4, 9 – 14], который выявил значительное расхождение в их результатах. При их использовании для расчёта рабочего процесса малорасходного компрессора с кольцевым щелевым зазором в цилиндро – поршневой группе высотой 10…40 мкм расхождение при определении коэффициента подачи и КПД составило 20…50 %. При этом, как и в случае конвективного теплообмена, чувствительность рабочего процесса ступени к герметичности рабочей камеры и к точности методики расчета процессов течения газа через микрощелевые каналы существенно возрастает с уменьшением ее геометрических размеров. Так, например, при Dц = 0,025 м доля утечек в несколько раз выше, чем при Dц = 0,125 м при одной и той же высоте и глубине зазоров. Это отражается на соответствующем снижении коэффициента подачи и индикаторного кпд. Результаты последующих экспериментальных исследований показали, что они наиболее близки к результатам, полученным с использованием методики С.Е. Захаренко. Вместе с тем получен ряд новых результатов применительно к плоским микрощелевым каналам, связанных с геометрией их проточной части, позволяющих оценить возможность повышения герметичности рабочей камеры при отсутствии контактных уплотнительных элементов. В частности, показано, что в области рассмотренных неавтомодельных режимов течения газа величина коэффициента расхода существенно зависит от Rе и от соотношения высоты и глубины зазора. В то же время в рассмотренном диапазоне чисел Rе и при высоте зазоров 40…150 мкм сколько-нибудь существенного влияния шероховатости поверхности проточной части плоских микрощелевых зазоров на величину коэффициента расхода при течении газа через них замечено не было. Использование принципа лабиринтного уплотнения позволило снизить величину коэффициента расхода на 10…20% в рассмотренном диапазоне геометрических параметров зазоров и перепадов давлений до 0,5 МПа. Проведенный анализ функционирования ступени компрессора объемного принципа действия показал, что в компрессорах с возвратно-поступательно движущимся замыкающим органом при его бесконтактном сопряжении со стенками рабочей камеры возможно обеспечение достаточно высокой герметичности рабочей камеры за счет ее рациональной компоновки и соответствующих геометрических параметров плоских микрощелевых зазоров. В большинстве других типов компрессоров возможности выбора рациональной схемы рабочей камеры существенно ограничены.

Определяющее влияние на эффективность рабочего процесса оказывают системы газораспределения. Проведена оценка функционирования самодействующих клапанов при повышении быстроходности компрессоров. В частности, при анализе работы тарельчатых и грибковых клапанов показано, что применение запорных элементов специального профиля позволяет увеличить площадь проходного сечения клапана без увеличения его мёртвого объёма. Возможны различные конструктивные схемы рассматриваемой системы газораспределения и её элементов. При равных диаметрах проточной части и равных расстояниях от рабочей камеры до посадочной поверхности седла наибольший мёртвый объём имеет место у сферического запорного органа; при этом у клапанов с профилированными запорными органами величина мёртвого объёма существенно меньше. Возможен и вариант грибкового клапана, обеспечивающего мертвый объем, близкий к нулевому при сравнительно небольшой протяженности проточной части клапана между цилиндром и запорным органом.

Основным условием проектирования проточной части такого клапана является обеспечение такой величины эквивалентной площади нормального к потоку газа кольцевого сечения в любой точке проточной части, которая была бы не меньше эквивалентной площади кольцевой щели во входном сечении проточной части, то есть Фi Ф0 . Принимая допущение, что коэффициенты расхода в каждом сечении кольцевой проточной части равны, это условие можно записать в виде, dсрi•hi d0•h0 (1) . Очевидно, что для конического запорного органа при постоянном угле наклона образующей конической поверхности hi = idem, и условие (1) выполняется при любом di > d0 . При этом наибольшая площадь кольцевого сечения имеет место на выходе из профилированного кольцевого сечения при d=D0 . Коническая форма грибкового запорного органа наиболее технологична, однако в микрокомпрессорах при достаточно больших Н0 величина D0 становится неприемлемо большой с точки зрения возможности размещения клапана в головке цилиндра. В этих условиях становится целесообразным применение более сложной профилированной формы запорного органа, для проточной части которого выполняется более строгое, чем (1) , условие: Фi = Ф0 или dсрi•hi d0•h0 (2) . При этом величина D0 меньше, чем у конического запорного органа при такой же величине Н0.

Для проведения дальнейшего сравнительного анализа эффективности применения различных грибковых клапанов необходимы эмпирические зависимости для их расчёта в рамках математической модели рабочего процесса компрессорной ступени. Для определения этих зависимостей использовалась традиционная методика экспериментального исследования клапанов путём статических продувок. В подавляющем большинстве подобных исследований их авторами рекомендованы эмпирические соотношения для определения коэффициентов расхода и давления в зависимости от соотношения геометрических параметров проточных частей щели и седла [1, 15 – 19]. В то же время в работах [20, 21, 22] показано, что коэффициент расхода зависит не только от геометрии проточной части клапана, но и от режима течения газа через него, характеризующегося числом Рейнольдса. Эти экспериментальные исследования проводились при Rе > 5000 и dc > 0,01м.

При статических продувках грибковых клапанов описанных выше конструкций с малыми геометрическими размерами ( для dc [0,0025…0,005 м] и hmax [0,004…0,005 м] ) при Ркл [0,01…0,5 МПа] исследован диапазон малых чисел Rе 1000. Результаты проведённых экспериментов показали что величина коэффициента расхода слабо зависит от формы профилированной части грибкового запорного органа, что можно объяснить взаимной компенсацией улучшения условий её обтекания газом и ухудшения условий течения газа в проточной части седла и дополнительного канала, а именно увеличения скорости газа за счёт уменьшения площади свободного проходного сечения. При этом очевидно влияние на пропускную способность клапана не только соотношения площадей седла и щели, но и числа Rе. Обобщённая эмпирическая зависимость для определения величины коэффициента расхода рассмотренных клапанов может быть представлена в виде = f(щi/сi;Rе). Полученное выражение вошло в математическую модель рабочего процесса ступени микрокомпрессора объёмного действия и использовано для расчёта расхода газа через самодействующие клапаны по уравнению расхода для несжимаемой жидкости с использованием коэффициента расширения [1]. Кроме этого основными расчётными уравнениями математической модели являются первый закон термодинамики для тела переменной массы, уравнение массового баланса, состояния, конвективного теплообмена, динамики самодействующего клапана в одномерной одномассовой постановке [1, 23, 24]. Упрощенная динамическая модель клапана в данном случае правомерна в связи с малыми геометрическими размерами запорного органа.

При проведении численного эксперимента в качестве базовой была рассмотрена ступень поршневого микрокомпрессора с Dц = 0,025м; Sn = 0,01м; aм = 0,045 со сферическими грибковыми клапанами. При этом исходными параметрами клапана нагнетания явились следующие: dc = d0 = 0,0025м; hmax = 0,0007м; aмнкл = 0,3aм . Анализ полученных результатов показывает , что простое увеличение проходного сечения седла и дополнительного канала позволяет снизить индикаторные потери в клапане, но приводит к увеличению потерь производительности за счёт влияния мёртвого объёма. Применение грибковых запорных органов специального профиля позволяет не только снизить величину мёртвого объёма, но и уменьшить гидравлические потери в клапане, так как в этом случае увеличение dc не сопровождается увеличением aм, что имеет место при плоских и сферических запорных органах.

Очевидно, что рассмотренное техническое решение наиболее актуально при увеличении частоты вращения приводного вала компрессора и степени повышения давления в ступени, когда достигаемый положительный эффект становится особенно заметным и может являться основанием для дальнейшей конструкторско-технологической проработки грибковых клапанов с запорными органами специального профиля.

Одним из перспективных путей организации системы газораспределения быстроходных машин остаётся применение прямоточных схем, которые позволяют при необходимости не только увеличить эквивалентную площадь клапана, но и существенно улучшить его динамику. При этом основными требованиями, предъявляемыми к этим системам, являются минимальные индикаторные потери в процессах всасывания и нагнетания, своевременность начала и окончания этих процессов; максимально возможные надёжность и долговечность [1, 15]. Принудительная прямоточная схема нашла широкое применение в роторных компрессорах. В поршневых и некоторых других типах объёмных компрессоров с возвратно – поступательно движущимся замыкающим элементом, формирующим рабочую камеру переменного объёма, такие системы реализуются с помощью самодействующих клапанов, по меньшей мере один из которых размещён на подвижном элементе, например, на поршне [15, 24 – 28]. При этом возникает ряд проблем: во – первых, использование серийных клапанов существенно увеличивает массу поршня и, соответственно, ухудшает динамические характеристики компрессора; во – вторых, обильное попадание масла из картера в проточную часть клапана усиливает эффект прилипания запорного органа, снижая эффективность функционирования и клапана, и ступени компрессора в целом. Вероятно, по этим причинам от прямоточных систем газораспределения пришлось отказаться при разработке нового типоразмерного ряда холодильных поршневых компрессоров типа ПБ [25]. В то же время имеется опыт успешного применения таких схем в современных компрессорах других типов [27].

В общем случае определение кинематических и динамических параметров самодействующего клапана, размещенного на подвижном элементе конструкции, можно свести к решению системы дифференциальных уравнений относительного движения материальной точки [29]. При этом система координат О1Х1Y1Z1 является инерциальной и условно – неподвижной, связанной с корпусными элементами компрессора, а система координат ОХYZ является неинерциальной и подвижной, связанной с седлом и ограничителем подъёма клапана. Таким образом, запорный орган совершает абсолютное движение в системе координат О1Х1Y1Z1 и относительное – в координатах ОХYZ; соответственно, система координат ОХYZ совершает переносное движение в системе координат О1Х1Y1Z1. Геометрическая сумма внешних сил, действующих на запорный орган, определяется известным выражением [1, 15].

Для поршневого прямоточного компрессора расчётная схема существенно упрощается и задача сводится к решению дифференциального уравнения для случая переносного прямолинейного неравномерного движения:

При динамическом расчёте клапана учитывается также отскок запорного органа от седла и ограничителя подъёма при соударении с ними. Величина скорости отскока определяется коэффициентом восстановления и величиной относительной скорости этих элементов в момент удара [1, 29].

Рассмотрим функционирование прямоточной системы газораспределения с учётом изложенных выше факторов. Для проведения численного параметрического анализа ступени поршневого компрессора математическая модель реализована в виде программы расчета в системной оболочке Delphi.

Для сравнительной оценки эффективности функционирования прямоточной и непрямоточной ступеней поршневого компрессора рассмотрим такие две схемы этих ступеней, которые отличаются друг от друга не только схемой газораспределения, но и величиной эквивалентных площадей клапанов. Результаты расчётов, некоторые из которых представлены на рис. 1, 2, показывают преимущество прямоточных систем газораспределения по всем интегральным показателям, которые с увеличением частоты вращения приводного вала становятся всё более ощутимыми: их индикаторный кпд и коэффициент подачи на 5…10% выше, чем для непрямоточной схемы, а скорость соударения запорного органа с седлом и ограничителем подъема снижается на 5…25%. Объясняется это, главным образом, заметным уменьшением угла запаздывания клапана всасывания при его закрытии и особенностями динамики запорного органа клапана с подвижным седлом и ограничителем подъема.

Полученные графические зависимости показывают, что сдерживающим фактором для повышения быстроходности компрессора остается рост величины скорости соударения запорного органа с седлом и ограничителем подъёма. Для имеющихся в унифицированных клапанах величин хmax эти скорости близки к предельно допустимым или превышают их [15, 19, 31]. Одним из существенных преимуществ прямоточной схемы газораспределения является и возможность существенно упростить конструкцию клапана, так как фактор переносного движения позволяет ему эффективно функционировать без применения пружины даже в случае неупругого запорного органа. Представленные выше результаты соответствуют именно такому варианту исполнения клапана всасывания.

Результаты проведённого анализа показали определяющее влияние процессов массообмена через органы газораспределения и зазоры в рабочей камере на эффективность функционирования бессмазочных малорасходных компрессоров объемного принципа действия и реальную возможность повышения технического уровня существующих компрессоров такого класса, создания эффективных альтернативных конструкций.

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Сумы 2004