Анализ нагруженного состояния цилиндра ступени тихоходного поршневого агрегата при сжатии жидкостей и газов

Аистов Игорь Петрович; Вансович Константин Александрович; Бусаров Сергей Сергеевич; Титов Даниил Сергеевич; Недовенчаный Алексей Васильевич

Оригинальная статья / Original article УДК 621.512

DOI: http://dx.doi.org/10.21285/1814-3520-2019-2-205-213

Анализ нагруженного состояния цилиндра ступени тихоходного поршневого агрегата при сжатии жидкостей и газов

Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия

Резюме: Цель - провести анализ напряженно-деформированного состояния цилиндра тихоходной ступени длин-ноходового поршневого компрессорного и насосного агрегата при нагружении внутренним давлением (учитывая температуру его стенок). Проанализирован характер рабочего процесса для обоих агрегатов с учетом особенностей работы того и другого. Подтверждена актуальность определения зазоров длинноходовых агрегатов, поскольку возникающие при этом зазоры существенно влияют на рабочий процесс и эффективность работы агрегата в целом. Сравнительный анализ показал, что основной вклад в деформированное состояние при работе данных агрегатов вносит именно температурное воздействие. Проведенные расчеты дают возможность оптимального проектирования конструкции поршневых ступеней в условиях температурных нагрузок с учетом реальных зазоров в цилиндропоршневом уплотнении, возникающих при деформированном состоянии.

Ключевые слова: тихоходный поршневой агрегат, напряженно-деформированное состояние, радиальные перемещения стенок цилиндра, прочность, эквивалентные напряжения, температурные нагрузки

Информация о статье: Дата поступления 15 февраля 2019 г.; дата принятия к печати 18 марта 2019 г.; дата онлайн-размещения 30 апреля 2019 г.

Для цитирования: Аистов И.П., Вансович К.А., Бусаров С.С., Титов Д.С., Недовенчаный А.В. Анализ нагруженного состояния цилиндра ступени тихоходного поршневого агрегата при сжатии жидкостей и газов. Вестник Иркутского государственного технического университета. 2019. Т.23. №2. С. 205-213. DOI: 10.21285/1814-35202019-2-205-213.

Analysis of the loaded state of the cylinder of the low-speed piston unit stage under liquid and gas compression

Igor P. Aistov, Konstantin A. Vansovich, Sergey S. Busarov, Daniil S. Titov, Aleksey V. Nedovenchaniy

Omsk State Technical University, Omsk, Russia

Abstract: The article analyzes the stress-strain state of the cylinder of the low-speed stage of the long-stroke reciprocating piston compressor and pump unit under loading by internal pressure considering the temperature of its walls. The analysis is given to the nature of the working process of both units with regard to their operation features. The relevance of determining the clearances in the long-stroke units is confirmed, since the gaps that emerge in this case significantly affect unit operation and efficiency as a whole. Comparative analysis has showed the temperature effect to be the main cause of the deformed state of these units when in operation. Conducted calculations provide the possibility for optimal development of the designs of piston stages under conditions of temperature loads taking into account the real clearances in the cylinder-piston seal that occur in the deformed state.

Keywords: low-speed piston unit, stress-strain state, radial travel of cylinder walls, strength, equivalent stresses, temperature loads

Information about the article: Received February 15, 2019; accepted for publication March 18, 2019; available online April 30, 2019.

For citation: Aistov I.P., Vansovich K.A., Busarov S.S., Titov D.S., Nedovenchaniy A.V. Analysis of the loaded state of the cylinder of the low-speed piston unit stage under liquid and gas compression. Vestnik Irkutskogo gosudarstvennogo tehnicheskogo universiteta = Proceedings of Irkutsk State Technical University. 2019, vol. 23, pp. 205-213. (In Russ.) DOI: 10.21285/1814-3520-2019-2-205-213.

0

Введение

В статье рассматривается напряженно-деформированное состояние цилиндра тихоходной ступени длинноходового поршневого агрегата. Особенностью функционирования поршневого агрегата является периодическое изменение давления и температуры рабочего тела в цилиндре [1, 2], которые определяют его нагруженное состояние. Пиковые значения давления в рабочей полости агрегата и температурные воздействия, возникающие при сжатии рабочего тела в полостях агрегата, способствуют образованию усталостных поверхностных трещин в стенках цилиндра [3]. Однако для компрессорных агрегатов, сжимающих газы, и насосных, сжимающих жидкости, есть принципиальное различие по виду диаграммы изменения давления в рабочей камере. Если для насосных агрегатов практически на всем ходе поршня давление можно считать максимальным и постоянным, то для газов, в соответствии с уравнением состояния, давление плавно возрастает, и для рассматриваемых режимов достигает максимального значения в процессе нагнетания на последних 10% хода поршня. К тому же различны и температурные режимы рассматриваемых агрегатов.

Ранее, в работах [4, 5] авторами произведена оценка напряженно-деформированного состояния цилиндра тихоходной ступени длинноходового поршневого агрегата двух типоразмеров: первый вариант -диаметр цилиндра 0,02 м; ход поршня 0,2 м; длина цилиндра 0,3 м; толщина стенки цилиндра варьировалась от 1,5 до 2,5 мм; температура газа на всасывании 295 К; давление всасывания 0,1 МПа; давление нагнетания до 10 МПа [6]; и, второй вариант - диаметр цилиндра 0,05 м; ход поршня 0,5 м;

толщина стенки цилиндра 2 мм; температура газа на всасывании 290 К; давление всасывания - 0,1 МПа; давление нагнетания - до 12 МПа [7]. В статье [4] проведен комплексный анализ влияния толщины и материала стенки цилиндра на эффективность охлаждения сжимаемого газа с обеспечением требуемой прочности. В работе [5] также проведен анализ напряженно-деформированного состояния цилиндра тихоходной ступени длинноходового поршневого агрегата с учетом температуры стенки цилиндра, который показал значительное ее влияние на деформацию и величину действующих напряжений цилиндра агрегата. В расчетах принималось, что конструктивно торцы цилиндра поршневого агрегата были защемлены по торцам без учета жесткости опор.

В работах [6-8] приведены результаты теоретических и экспериментальных исследований параметров нагнетаемого газа для тихоходных ступеней длинноходо-вых поршневых компрессоров, упомянутых выше. В частности показано, что средняя температура нагнетаемого газа достигает 450 К без охлаждения и 375-400 К - с водяным охлаждением. Таким образом, реальные величины температуры стенки цилиндра тихоходной ступени агрегата могут достигать значительных величин.

Оценка возникающих в процессе работы агрегата деформаций является актуальной задачей, поскольку деформированное состояние влияет на зазоры в уплотнениях рабочей камеры, и, следовательно, на эффективность рабочего процесса. Без точной информации о возникающих деформациях невозможно моделирование новых вариантов ступеней тихоходных агрегатов.

Методика исследования

В работе рассматривается совместное влияние давления, действующего в зоне нагнетания тихоходного агрегата, и температуры сжимаемого газа на радиальные перемещения цилиндрической обо-

лочки, а также на величину напряжений в стенке цилиндра.

Исследование выполнено с использованием программного комплекса ANSYS Workbench Mechanical (ПК ANSYS WM) [9].

Ш

Данная программа позволяет учитывать изменение внутреннего давления по длине цилиндра для любого положения поршня, моделируя при этом различные условия контакта между подвижными элементами агрегата.

Анализ проводился при следующих геометрических условиях: диаметр цилиндра 0,05 м; ход поршня 0,5 м; длина цилиндра - 0,55 м; толщина стенки цилиндра принималась 2 и 3 мм.

Основные размеры рассматриваемой геометрической модели компрессорного агрегата приведены на рис. 1. Было рассмотрено два положения поршня: 1) Х = 480 мм (размер зоны нагнетания -20 мм), при давлении в зоне нагнетания -8 МПа; 2) Х = 490 мм (размер зоны нагнетания - 10 мм), при давлении в зоне нагнетания - 12 МПа (рис. 1).

Для повышения точности моделирования градиента деформаций по толщине цилиндра сетка элементов выполнена трехслойной. Каждый из элементов цилиндра моделируется отдельным трехмерным телом (solid) с возможностью изменения его механических характеристик.

Взаимодействие между отдельными деталями моделировалось путем назначения контактов между ними (Connections ^ Contacts). В зоне нагнетания защемление цилиндра моделировалось сваркой с опорной пластиной путем задания неразрывного контакта на границе соединения тел -Bonded-Solid To Solid. Подвижный контакт между стенкой цилиндра и уплотнением поршня агрегата задан коэффициентом трения f = 0,2 между сталью и уплотнением -граничным условием Frictional (материал

уплотнения - Флубон 20).

Приняты следующие условия закрепления цилиндра агрегата, которые являются одним из известных вариантов конструкций: защемление цилиндра со стороны зоны нагнетания и «плавающая» опора со стороны привода поршня [10].

Со стороны привода агрегата рассматривалась скользящая цилиндрическая опора, которая компенсирует развитие продольных сжимающих напряжений за счет свободного перемещения вдоль оси цилиндра. Такая опора также позволяет избежать потери устойчивости цилиндрической оболочки при ее нагревании и расширении [11]. На рис. 2 приведен пример расчета радиальных перемещений как результат взаимодействия цилиндрической оболочки и подвижной опоры при отсутствии в контакте трения - Fritionless (/ = ü). За счет температурного расширения цилиндр скользит вдоль своей оси по цилиндрической опоре.

Для моделирования нагрузки на цилиндрическую оболочку агрегата рабочая поверхность цилиндра разбивалась на три части с разными величинами действующего давления. На рис. 3 приведены значения давления в цилиндре для двух положений поршня с тремя участками: I - начальный участок сжатия; II - средний участок (пространство между поршнем с уплотнениями и стенками цилиндра); III - зона нагнетания.

Для анализа влияния температурных воздействий на развитие деформаций и напряжений цилиндра агрегата в расчетной схеме выделены следующие тела: цилиндр тихоходного агрегата, поршень, уплотнения

Рис. 1. Геометрическая модель поршневого компрессорного агрегата Fig. 1. Geometric model of a reciprocating piston compressor unit

Рис. 2. Скользящая опора цилиндра Fig. 2. Cylinder slide bearing

Рис. 3. Моделирование внутреннего давления в цилиндре поршневого агрегата Fig. 3. Simulation of internal pressure in the piston unit cylinder

поршня (с разными величинами температуры, варианты которых представлены в табл. 1, 2) [12-14].

Механические и физические характеристики материалов, использованных при моделировании агрегата, приведены в табл. 3.

Расчетные температуры для деталей компрессорного агрегата

Design temperatures for compressor unit parts

Таблица 1

Table 1

Тела Е !арианты температур, 0(

Вариант 1 Вариант 2 Вариант 3

Цилиндр 150 90 20

Поршень 100 60 20

Уплотнение 120 70 20

Расчетные температуры для деталей насосного агрегата Design temperatures for pump unit parts

Таблица 2 Table 2

Разновидность тел Е !арианты температур, 0( -ч и

Вариант 1 Вариант 2 Вариант 3

Цилиндр 60 40 22

Поршень 40 30 22

Уплотнение 50 35 22

Характеристики материалов Characteristics of materials

Таблица 3 Table 3

Материал Плотность, кг/м3 Модуль упругости, МПа Коэффициент Пуассона Температурный коэффициент линейного расширения, 1/0С

Сталь 40Х 7850 2,010+5 0,3 1,2 10-5

Флубон 20 2130 1300 0,4 6,610-5

Результаты

На рис. 4 представлены диаграммы расчетных значений радиальных перемещений стенок цилиндра компрессорного и насосного агрегата по его длине для двух положений поршня при разных значениях температуры стенки цилиндра и толщине стенки цилиндра 2 и 3 мм.

На рис. 4 представлены диаграммы расчетных значений радиальных перемещений стенок цилиндра насосного агрегата по его длине для двух положений поршня агрегата Х = 35 мм и Х = 495 мм, давление в зоне нагнетания в обоих случаях - 12 МПа, при разных значениях температуры стенки цилиндра: 60°С; 40°С; 22°С. Толщина стенки цилиндра - 2 и 3 мм.

На рис. 5 а, Ь представлены диаграммы расчетных значений эквивалентных напряжений аэкв цилиндра компрессорного агрегата по его длине для двух положений поршня агрегата - 480 мм (давление в зоне нагнетания - 8 МПа) и 490 мм (давление в зоне нагнетания - 12 МПа) при разных значениях температуры стенки цилиндра 1,2 -150°С; 3,4 - 90°С; 5,6 - 22°С. Толщина

стенки цилиндра - 2 и 3 мм.

На рис. 5 с, б представлены диаграммы расчетных значений эквивалентных напряжений аэкв цилиндра насосного агрегата по его длине для двух положений поршня агрегата Х = 35 мм и Х = 450 мм, давление в зоне нагнетания в обоих случаях - 12 МПа, при разных значениях температуры стенки цилиндра: 1 - 60°С; 2 - 40°С; 3 - 22°С. Толщина стенки цилиндра - 2 и 3 мм.

Результаты расчетов, приведенных на рис. 4 а, Ь показывают, что радиальные перемещения стенок цилиндра компрессорного агрегата толщиной 2 и 3 мм могут достигать значений до 55-60 мкм при температуре стенок 150°С (без их охлаждения) и до 30-40 мкм при температуре стенок 90°С (с охлаждением водой). В каждом из этих случаев возникающий зазор между внутренними стенками цилиндра и поршнем достигает значительной величины, которая превышает условные зазоры, указанные в источниках1 [13] - 0,5 ... 10 мкм.

1Захаренко В.П. Основы теории уплотнений и создание поршневых компрессоров без смазки: дис. ... д-ра техн. наук:

05.04.03; 05.04.06. СПб., 2001. 338 с. / Zakharenko V.P. Fundamentals of the theory of seals and creation of reciprocating

compressors without lubrication: Doctoral dissertation in technical sciences: 05.04.03; 04.05.06 SPb., 2001. 338 p.

Рис. 4. Радиальные перемещения при различной температуре и толщине стенок: а - положение поршня - 480 мм (давление 8 МПа): 1 - 150 °С, 5=2 мм; 2 - 150 °С, 5=3 мм; 3 - 90 °С, 5=2 мм; 4 - 90 С, 5=3 мм; 5 - 22 °С, 5=2 мм; 6 - 22 °С, 5=3 мм; b - положение поршня - 490 мм (давление 12 МПа) при температуре стенки цилиндра: 1 - 150 °С, 5=2 мм; 2 - 150 °С, 5=3 мм; 3 - 90 °С, 5=2 мм; 4 - 90 °С, 5=3 мм; 5

- 22 °С, 5=2 мм; 6 - 22 °С, 5=3 мм; с - положение поршня Х = 35 мм (давление 12 МПа) при температуре стенки цилиндра: 1 - 60 °С, 5=2 мм; 2 - 40 °С, 5=3 мм; 3 - 22 °С, 5=2 мм; 4 - 60 °С, 5=3 мм; 5 - 40 С, 5=2 мм; 6 - 22 °С; d - положение поршня Х = 495 мм (давление 12 МПа) при температуре стенки цилиндра: 1 - 60°С, 5=2 мм; 2- 40°С, 5=3 мм; 3 - 22°С, 5=2 мм; 4- 60°С, 5=3 мм; 5- 40С, 5=2 мм; 6- 22°С Fig. 4. Radial travels at various temperatures and thicknesses of walls: а - piston position - 480 mm (pressure of 8 MPa): 1 - 150 °С, 5 = 2 mm; 2 - 150 °С, 5 = 3 mm; 3 - 90 °С, 5 = 2 mm; 4 - 90 °С, 5 = 3 mm; 5 - 22 °С, 5 = 2 mm; 6 - 22 °С, 5 = 3 mm; b - piston position - 490 mm (pressure of 12 MPa) at the cylinder wall temperature of: 1 - 150 °С, 5 = 2 mm; 2 - 150 °С, 5 = 3 mm; 3 - 90 °С, 5 = 2 mm; 4 - 90 °С, 5 = 3 mm; 5 - 22 °С,

5 = 2 mm; 6 - 22 °С, 5 = 3 mm с - piston position X = 35 mm (pressure of 12 MPa) at the cylinder wall temperature of: 1 - 60 °С, 5 = 2 mm; 2 - 40 °С, 5 = 3 mm; 3 - 22 °С, 5 = 2 mm; 4 - 60 °С, 5 = 3 mm; 5 - 40 °С, 5 = 2 mm; 6 - 22 °С, d - piston position X = 495 mm (pressure of 12 MPa) at the cylinder wall temperature of: 1 - 60°С, 5 = 2 mm; 2 - 40°С, 5 = 3 mm; 3 - 22°С, 5 = 2 mm; 4 - 60°С, 5 = 3 mm; 5- 40°С, 5 = 2 mm; 6- 22°С

Результаты расчетов, приведенных на рис. 5, показывают, что наиболее значительный уровень напряжений в материале стенок цилиндра наблюдается в зонах опор (более 200 МПа). В зоне нагнетания (зона нагнетания III, см. рис. 3), значения эквивалентных напряжений в материале стенок цилиндра составляют до 170 МПа при толщине стенки 2 мм и до 130 МПа при толщине стенки 3 мм.

Результаты расчетов, приведенных на рис. 4 с, d показывают, что радиальные перемещения стенок цилиндра насоса толщиной 2 и 3 мм могут достигать значений до

30...370 мкм при температуре стенок 60°С (без их охлаждения) и до 22.27 мкм при температуре стенок 40°С (с охлаждением водой). В каждом из этих случаев образующий зазор между внутренними стенками цилиндра и поршнем насоса достигает значительной величины, которая превышает допустимое значение порядка 10-15 мкм [14, 15].

Результаты расчетов, приведенных на рис. 5, показывают, что наиболее значительный уровень напряжений в материале стенки цилиндра агрегата - до 220 МПа -наблюдается в зоне нагнетания насоса.

1 X N

2 Я

4 !

1 6 I п

4

30 60 90 120 ISO ISO 210 2ДО 270 300 330 360 390 Д20 4S0 Д80 S10

d

Рис. 5. Эквивалентные напряжения Оэкв цилиндра агрегата: а - положение поршня - 480 мм (давление 8 МПа): 1 - 150 % 5=2 мм; 2 - 150 С, 5=3 мм; 3 - 90 С, 5=2 мм; 4 - 90 0С, 5=3 мм; 5 - 22 °С, 5=2 мм; 6 - 22 С, 5=3 мм; b - положение поршня - 490 мм (давление 12 МПа): 1 - 150 0С, 5=2 мм; 2 - 150 ос, 5=3 мм; 3 - 90%, 5=2 мм; 4 - 90 ос, 5=3 мм; 5 - 22%, 5=2 мм; 6 - 22%, 5=3 мм; c - положение поршня Х = 35 мм (давление 12 МПа) при температуре стенки цилиндра: 1 - 600с, 5=2 мм; 2 - 400с, 5=3 мм; 3 - 220с, 5=2 мм; 4 - 600с, 5=3 мм; 5 - 40 0с, 5=2 мм; 6 - 220с; d - положение поршня Х = 495 мм (давление 12 МПа) при температуре стенки цилиндра: 1 - 600с, 5=2 мм; 2 - 40 0с, 5=3 мм; 3 - 22 0с, 5=2 мм; 4 - 600с,

5=3 мм; 5 - 40 0с, 5=2 мм; 6 - 220с Fig. 5. Equivalent stresses Оэкв of the unit cylinder: a - piston position - 480 mm (pressure of 8 Mpa): 1 - 150 0с, 5 = 2 mm; 2 - 1500с, 5 = 3 mm; 3 - 900с, 5= 2 mm; 4 - 900с, 5= 3 mm; 5 - 220с, 5 = 2 mm; 6 - 220с, 5 = 3 mm;

b - piston position - 490 mm (pressure of 12 MPa): 1 - 1500с, 5 = 2 mm; 2 - 1500с, 5 = 3 mm; 3 - 900с, 5 = 2 mm; 4 - 900с, 5 = 3 mm; 5 - 220с, 5 = 2 mm; 6 - 220с, 5 = 3 mm; c - piston position X = 35 mm (pressure of 12 MPa) at the cylinder wall temperature of: 1 - 600с, 5 = 2 mm; 2 - 400с, 5 = 3 mm; 3 - 220с, 5 = 2 mm; 4 - 600с, 5 = 3 mm; 5 - 400с, 5 = 2 mm; 6 - 22 0с; d - piston position X = 495 mm (pressure of 12 MPa) at the cylinder wall temperature of: 1 - 600с, 5 = 2 mm; 2 - 400с, 5 = 3 mm; 3 - 220с, 5 = 2 mm; 4 - 600с, 5 = 3 mm;

5- 400с, 5 = 2 mm; 6 - 220с

а

c

Заключение

Полученные результаты анализа напряженно-деформированного состояния цилиндра тихоходной ступени длинноходового поршневого компрессорного агрегата показывают значительное влияние температуры стенки цилиндра на их деформацию в первую очередь в зоне нагнетания. Анализ полученных результатов (рис. 4) показывает, что для снижения деформации стенок цилиндра до допустимых значений величины зазора между внутренними стенками

цилиндра и поршнем компрессора необходимо интенсифицировать процессы охлаждения стенок цилиндра.

Сравнительный анализ деформаций цилиндра компрессорного и насосного агрегатов показал, что при одинаковом давлении деформации у компрессорного агрегата превосходят значения деформаций насосного. Объясняется это тем, что в зоне нагнетания основной вклад в росте нагруженного состояния в стенках цилиндра вносят тем-

пературные воздействия, а в принятом расчете максимальная температура насосного агрегата принята равной 60°С, а компрессорного - 150°С. Значительный уровень напряжений в материале стенок цилиндров в обеих конструкциях, прилегающих к опорам, требует дальнейших исследований напряженного состояния цилиндра агрегата

для разных конструктивных решений закрепления цилиндра в опорах цилиндра.

Таким образом, для более обширного анализа напряженно-деформированного состояния необходимо расширить перечень исследуемых материалов и конструктивных параметров ступени длиннохо-дового поршневого агрегата и оптимизации его конструктивных решений.

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

Библиографический список

1. Пластинин П.И. Поршневые компрессоры: в 2 т. Теория и расчет. М.: Колос, 2006. Т. 1. 456 с.

2. E. Shashi Menon, Working Guide to Pump and Pumping Stations. 2010. 304 р.

3. Пластинин П.И., Юша В.Л., Бусаров С.С. Анализ нестационарных температурных полей в стенках цилиндра компрессорной ступени // Омский научный вестник. 2006. № 5 (41). С. 96-101.

4. Yusha V.L. Influence of wall thickness and properties of structural materials on the discharge temperature and strength characteristics of slow-speed long-stroke stages // Oil and Gas Engineering (OGE-2017).

5. Aistov I.P., Vansovich K.A., Busarov S.S., Titov D.S. Evaluation of Stress-Strain State of the Slow-Speed Compressor Cylinder // Oil and Gas Engineering (OGE-2018). AIP Conf. Proc. 2007. 030064-1-030064-7.

6. Бусаров С.С., Юша В.Л., Недовенчаный А.В., Громов А.Ю. Анализ температурного состояния интенсивно охлаждаемой длинноходовой тихоходной ступени поршневого компрессора // Низкотемпературные и пищевые технологии в XX веке: материалы VII Междунар. науч.-техн. конф. (г. Санкт-Петербург, 1720 ноября 2015 г.). Санкт-Петербург, 2015. С. 66-69.

7. Юша В.Л., Бусаров С.С., Недовенчаный А.В., Гошля Р.Ю. Экспериментальное исследование рабочих процессов тихоходных длинноходовых бессмазочных поршневых компрессорных ступеней при высоких отношениях давлений нагнетания к давлению всасывания // Омский научный вестник. Серия: Авиа-ционно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2018. Т. 2. № 2. С. 13-18. DOI: 10.25206/2588-03732018-2-2-13-18.

8. Юша В.Л., Бусаров С.С., Гошля Р.Ю., Недовенча-

ный А.В., Бусаров И.С., Титов Д.С. Экспериментальное исследование рабочих процессов тихоходной длинноходовой ступени поршневого компрессора // Динамика систем механизмов и машин. 2016. № 4. С. 356-362.

9. Madenci E., Guven I. The Finite Element Method and Applications in Engineering Using ANSYS. DOI: 10.1007/978-1-4899-7550-8.

10. Поспелов Г.А., Пластитин П.И., Шварц А.И. и др. Объемные компрессоры: атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1994. 120 с.

11. Григолюк Э.И., Кабанов В.В. Устойчивость оболочек. М.: Наука, 1978. 360 с.

12. Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V., Gromov A.Yu., Dengin V.G. The estimation of thermal conditions of highly-cooled long-stroke stages in reciprocating compressors / Procedia Engeneering. 2015. Vol. 113. Р. 264-269 [Электронный ресурс]. Режим доступа: https://doi.Org/10.1016/j.proeng.2015. 07.333. (дата обращения: 24.01.2019).

13. Кузнецов Л.Г., Иванов Д.Н., Молодова Ю.И., Берлин Е.А., Прилуцкий А.А. Оценка герметичности компрессорных ступеней с учетом износа уплотнений поршней при эксплуатации. М.: Холодильная техника, 2004. № 3. С. 28-31.

14. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы; 4-е изд., стер., 1982. М.: Изд. Дом Альянс, 2010. 423 с.

15. Болштянский А.П., Калашников Б.А., Блинов В.Н., Парамонов А.М. Влияние зазора в цилиндропоршне-вой паре на характеристики поршневого насос-компрессора // Омский научный вестник. 2012. № 1 (107). С. 68-70.

References

1. Plastinin P.I. Porshnevye kompressory. Teoriya i raschet [Piston Compressors.Theory and Calculation]. Moscow: Kolos Publ., 2000, vol. 1, 456 p. (In Russ.).

2. E. Shashi Menon, Working Guide to Pump and Pumping Stations, 2010, 304 p.

3. Plastinin P.I., Yusha V.L., Busarov S.S. Analysis of changing temperature fields in walls of compressor's stage cylinder // Omskij nauchnyj vestnik [Omsk Scientific Bulletin]. 2006. № 5 (Issue 39). S. 96-101. (In Russ.).

4. Yusha V.L. Influence of wall thickness and properties of structural materials on the discharge temperature and strength characteristics of slow-speed long-stroke

stages // Oil and Gas Engineering (OGE-2017). AIP Conf. Proc. 1876 - 020040-1-020040-8.

5. Aistov I.P., Vansovich K.A., Busarov S.S., Titov D.S. Evaluation of Stress-Strain State of the Slow-Speed Compressor Cylinder // Oil and Gas Engineering (OGE-2018). AIP Conf. Proc. 2007. 030064-1-030064-7.

6. Busarov S.S., Yusha V.L., Nedovenchanyj A.V., Gromov A.Yu. Analiz temperaturnogo sostoyaniya inten-sivno ohlazhdaemoj dlinnohodovoj tihohodnoj stupeni porshnevogo kompressora [Analysis of thermal state of rapidly cooled long-stroke low-speed stage reciprocating compressor]. Materialy VII Mezhdunarodnoj nauchno-tekhnicheskoj konferencii "Nizkotemperaturnye i

pishchevye tekhnologii v XX veke" [Proceedings of VII International scientific and technical conference "Low temperature and food technologies in XX century", Saint-Petersburg, 17-20 November 2015]. Saint-Petersburg, 2015, рр. 66-69. (In Russ.).

7. Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyj A.V., Goshlya R.Yu. Experimental study of working processes of low-speed long-stroke lubrication free piston compressor stages at high discharge pressure to suction pressures. Omskij nauchnyj vestnik. Seriya: Aviacionno-raketnoe i energeticheskoe mashinostroenie [Omsk Scientific Bulletin. Series «Aviation-Rocket and Power Engineering»], 2018, vol. 2, no. 2, рр. 13-18. (In Russ.). DOI: 10.25206/2588-0373-2018-2-2-13-18.

8. Yusha V.L., Busarov S.S., Goshlya R.Yu., Nedovenchanyj A.V., Busarov I.S., Titov D.S. Experimental study of working processes of low-speed long-stroke stage reciprocating compressor. Dinamika sistem mek-hanizmov i mashin [Dynamics of Systems, Mechanisms and Machines (Dynamics)], 2016, vol. 2, no. 1, рр. 356-362. (In Russ.).

9. Madenci E., Guven I. The Finite Element Method and Applications in Engineering Using ANSYS. DOI: 10.1007/978-1-4899-7550-8.

10. Pospelov G.A., Plastitin P.I., Shvarc A.I. [et al.] Ob"emnye kompressory: atlas konstrukcij [Volumetric

Критерии авторства

Аистов И.П., Вансович К.А., Бусаров С.С., Титов Д.С., Недовенчаный А.В. заявляют о равном участии в получении и оформлении научных результатов, и в равной мере несут ответственность за плагиат.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.

СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ Аистов Игорь Петрович,

доктор технических наук, профессор,

Омский государственный технический университет,

644050, г. Омск, просп. Мира, 11, Россия;

e-mail: aistov_i@mail.ru

Вансович Константин Александрович,

кандидат технических наук, доцент,

Омский государственный технический университет,

644050, г. Омск, просп. Мира, 11, Россия;

e-mail: vansovichka@mail.ru

Бусаров Сергей Сергеевич,

кандидат технических наук, доцент,

Омский государственный технический университет,

644050, г. Омск, просп. Мира, 11, Россия;

e-mail: bssi1980@mail.ru

Титов Даниил Сергеевич,

соискатель,

Омский государственный технический университет, 644050, г. Омск, просп. Мира, 11, Россия; e-mail: xltitov@rambler.ru Недовенчаный Алексей Васильевич,

ассистент,

Омский государственный технический университет, 644050, г. Омск, просп. Мира, 11, Россия; e-mail: lonewolf_rus88@mail.ru

compressors: Atlas of designs]. Moscow: Mashi-nostroenie Publ., 1994, 120 р. (In Russ.).

11. Grigolyuk E.I., Kabanov V.V. Ustojchivost' obolochek [Shell stability]. Moscow: Nauka Publ., 1978, 360 p. (In Russ.).

12. Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V., Gromov A.Yu., Dengin V.G., The estimation of thermal conditions of highly-cooled long-stroke stages in reciprocating compressors. Procedia Engineering, 2015, vol. 113, рр. 264-269. URL: https://doi.org/10.1016/j.pro-eng.2015. 07.333. (accessed 24 January 2019).

13. Kuznecov L.G., Ivanov D.N., Molodova Yu.I., Berlin E.A., Priluckij A.A. Evaluation of compressor stage tightness taking into account the wear of piston seals during operation. Holodil'naya tekhnika [Refrigeration equipment], M.: Holodil'naya tekhnika Publ., 2004, no. 3, рр. 28-31.

14. Bashta T.M., Rudnev S.S., Nekrasov B.B. Gidravlika, gidromashiny i gidroprivody [Hydraulics, hydraulic machines and hydraulic drives]. Moscow: Al'yans Publishing House, 2010, 423 р.

15. Bolshtyanskij A.P., Kalashnikov B.A., Blinov V.N., Paramonov A.M. Influence of clearance in the piston-cylinder pair on characteristics of a piston pump compressor. Omskij nauchnyj vestnik [Omsk Scientific Bulletin], 2012, no. 1 (107), рр. 68-70.

Authorship criteria

Aistov I.P., Vansovich K.A., Busarov S.S., Titov D.S., Ne-dovenchaniy A.V. declare equal participation in obtaining and formalization of scientific results and bear equal responsibility for plagiarism.

Conflict of interests

The authors declare that there is no conflict of interests regarding the publication of this article.

INFORMATION ABOUT THE AUTHORS Igor P. Aistov,

Dr. Sci. (Eng.), Professor