CC BY
23
УДК 621.512: 621.651 В. Е. ЩЕРБА
Г. А. НЕСТЕРЕНКО Е. Ю. НОСОВ Е. А. ПАВЛЮЧЕНКО Е. А. ЛЫСЕНКО В. С. ВИНИЧЕНКО
Омский государственный технический университет
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ
ИССЛЕДОВАНИЕ
ТЕПЛОНАПРЯЖЕННОСТИ ЦИЛИНДРА ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКОГО ГИБРИДА ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ__________________________
В статье рассматриваются конструкция стенда и результаты экспериментальных исследований теплонапряженности цилиндра гидропневматической гибридной машины объемного действия — насос-компрессора на стационарных режимах работы. Показано типичное распределение температур вдоль образующей цилиндра и снижение его теплонапряженности по сравнению с обычными компрессорными машинами.
Ключевые слова: поршневой насос-компрессор, теплонапряженность.
Экспериментальные исследования теплонапряженности машин объемного действия обычно являются непременным условием подготовки к параметрическому анализу их характеристик, т.к. математическое моделирование температур сложных термомеханических устройств чрезвычайно затруднено и экономически нецелесообразно. Гораздо более надежные и точные результаты дает эксперимент, особенно если удается приблизить конструкцию испытываемого образца к реальному объекту. Вышесказанное тем более относится к такому объекту техники, как поршневой насос-компрессор, применение которого в промышленности на настоящее время неизвестно.
Для проведения экспериментов был спроектирован и изготовлен вертикальный поршневой насос-компрессор с кривошипно-шатунным крейцкопф-ным приводом, цилиндропоршневая группа которого показана на рис. 1.
Агрегат приводился от электродвигателя через клиноременную передачу и обеспечивал частоту вращения 370, 470 и 560 мин-1.
В качестве нагнетательных клапанов компрессорной полости используются два тарельчатых клапана грибкового типа с проходным сечением диаметром 6 мм и высотой подъема запорного элемента до ограничителя подъема 1 мм. Жесткость пружины — 4 г/мм, величина предварительного натяга — 2 мм, масса запорного органа — 0,8 г. В качестве всасывающих клапанов используются два тарельчатых клапана с плоской тарелкой и упругой вставкой на поверхности седла из жесткого эластомера. Диаметр проходного отверстия в седле 8 мм, высота подъема до ограничителя регулируемая, установлена 1,2 мм. Жесткость пружины 8 г/мм, величина предварительного натяжения 2 мм, масса запорного органа — 2,1 г. В качестве клапанов для насосной полости используются серийные жидкостные обратные
клапаны серии 191 с проходным сечением 1/2" и пластиковым запорным органом с конической формы тарелки. Диаметр проходного отверстия в седле 12 мм, жесткость пружины 4 г/мм, величина предварительного натяжения 3 мм, масса пластикового запорного органа 1,4 г, его ход до ограничителя подъема 4 мм.
Цилиндр 9 изготовлен из дюралюминиевого сплава В-95 и покрыт изнутри твердо анодированным слоем. Номинальный диаметр 40 мм, длина 120 мм.
Гильза 12 поршня изготовлена из закаленной до ИЯс = 35 — 40 стали 45. Фактический радиальный зазор между наружной поверхностью гильзы и внутренним диаметром поршня равен 21,4 мкм, рабочая длина гильзы поршня — 60 мм.
Шаровая пята 10 предназначена для передачи поршню возвратно-поступательного движения и компенсации погрешности совпадения осей крейцкопфа и цилиндра, которые возникают при изготовлении и сборке.
На рис. 2 изображена пневмогидравлическая схема стенда для исследования насос-компрессора.
Всасываемый воздух очищается в фильтре 15, попадает в компрессорную полость 16, сжимается там и попадает в ресивер 10, где его пульсации сглаживаются и из него выделяются притечки, попавшие в воздух через щель между поршнем и цилиндром, которые впоследствии стравливаются через кран 23 в мерную емкость 24. Далее воздух через регулятор давления попадает в газовый счетчик 7, после которого уходит в атмосферу.
Рабочая жидкость из мерной емкости 21 всасывается в насосную полость 19 через клапан 20. Далее жидкость сжимается и через клапан 22 попадает в ресивер 4, где она сжимает воздушный колпак 5, гасящий ее колебания. Затем жидкость через регулятор давления 2 попадает в мерную емкость 1, с помощью
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
Рис. 1. Конструктивная схема цилиндропоршневой группы модельного образца насос-компрессора при положении поршя близком к верхней мертвой точке:
1 - направляющая крейцкопфа, 2 - крейцкопф, 3 - шток, 4 - уплотнение штока, 5 - нагнетательный жидкостный клапан, 6 - всасывающий жидкостный клапан, 7 - клапанная проставка, 8 - насосная полость,
9 - цилиндр, 10 - шаровая пята, 11 - нижняя опора поршня, 12 - гильза поршня, 13 - стяжные болты,
14 - распорка, 15 - крышка поршня, 16 - компрессорная полость, 17 - стяжные шпильки, 18 - клапанная крышка, 19 - всасывающий газовый фильтр, 20 - нагнетательный газовый патрубок, 21 - датчик давления, 22 - заглушки
Рис. 2. Пневмогидравлическая схема стенда для исследования насос-компрессора:
1 - мерная емкость (производительность насоса), 2 - регулятор давления насосной полости, 3 - нагнетаемая жидкость, 4 - ресивер, 5 - воздушный колпак, 6 - манометр, 7 - газовый счетчик типа СГК-4, 8 - регулятор давления воздуха, 9 - манометр, 10 - ресивер, 11 - полость нагнетания, 12 - нагнетательный клапан, 13 - полость всасывания, 14 - всасывающий клапан, 15 - воздушный фильтр, 16 - компрессорная полость, 17 - цилиндр,
18 - поршень, 19 - насосная полость, 20 - всасывающий клапан, 21 - мерная емкость (общий расход насоса)
22 - нагнетательный клапан, 23 - кран слива притечек жидкости, 24 - мерная емкость (объем притечек в компрессорную полость)
которой измеряется действительная производительность насосной полости.
Для измерения температур стенок были приобретены термисторы В57861 8 103-Р40 типа НТО (с отрицательным ТКС) с номинальным сопротивлением
10 кОм. Они представляют собой остеклованные шарики диаметром 2 мм с двумя выводами. На рис. 3 показана заделка термистора в стенку цилиндра. Аналогично производилась заделка термистора в корпус клапанной крышки.
Теплонапряженность цилиндра.
Частота вращения п = 370 мин-1
№ опыта (бар) (бар) Ь оС І5 оС и ос оС І2 оС І1 оС
1 1 1 59,97 48,21 43,85 39,41 35,51 30,92
2 2 1 63,52 62,62 58,75 53,51 48,38 43,51
3 3 1 70,25 63,66 61,1 58,1 50,61 48,13
Таблица 2
Теплонапряженность цилиндра.
Частота вращения п = 470 мин-1
№ опыта (бар) (бар) оС І5 оС 1^ оС оС І2 оС І1 оС
1 1 1 74,41 71,15 67,38 63,56 60,05 56,57
2 2 1 85,12 82,99 79,55 75,37 71,18 65,51
3 3 1 93,37 94,84 94,3 91,75 88,89 85,65
Таблица 3
Теплонапряженность цилиндра.
Частота вращения п=560 мин-1
№ опыта (бар) (бар) оС І5 оС 1Ц оС оС І2 оС І1 оС
1 1 1 71,25 66,62 61,25 56,54 51,45 46,62
2 2 1 92,75 92,36 90,78 87,42 84,29 80,69
3 3 1 98,5 99,11 98,57 96,61 94,86 92,49
Тарировка термисторов (всего было использовано 6 шт. — пять для заделки вдоль образующей цилиндра и один — в клапанную коробку) производилась после их заделки в дюралюминиевые трубки, как показано на рис. 3, в потоке воздуха, температура которого изменялась нагревом в бытовом обогревателе. Истинная температура потока воздуха измерялась ртутным термометром с ценой деления 0,5 К. Температура регулировалась мощностью нагревателя и дистанцией, на которой он был установлен относительно датчиков. Диапазон составил 100 К с шагом 10 К (от 20 °С до 120°С). Измерение сопротивления термисторов производилось мультиметром типа и1253В с точностью 0,1 Ом через низкоомный переключатель, суммарное сопротивление контактов которого и подводящих проводников составляло менее
0,1 Ом.
На каждом исследуемом режиме работы проводилось последовательное измерение сопротивлений датчиков температуры не ранее момента, когда в течение 5 — 6 минут сопротивление любого из датчиков практически переставало изменяться, т.е. его изменение в этом промежутке времени составляло менее 0,1 Ом. Практически выход на установившийся тепловой режим длился в зависимости от подводимой к насос-компрессору мощности (определяется частотой вращения и давлением нагнетания) от 35 мин до полутора часов.
С целью выяснения влияния параметров насос-компрессора на температуру стенок цилиндра был
Рис. 3. Схема монтажа термистора в стенке цилиндра:
1 - цилиндр, 2 - чувствительный элемент (термистор), 3 - дюралюминиевая втулка, 4 - эпоксидная смола с наполнителем - медным порошком,
5 - электрические выводы
Рис. 4. Типичное распределение температуры вдоль стенки цилиндра при работе насос-компрессора,
1Ц - общая длина цилиндра снизу вверх в направлении клапанной крышки
проведен полнофакторный эксперимент, включающий все возможные сочетания частоты вращения коленчатого вала и давления нагнетания компрессорной полости (от 2,0 до 6,0 бар с дискретностью 1 бар) при постоянном давлении всасывания 1,0 бар.
На начальном этапе были проведены эксперименты при минимальном давлении нагнетания насосной полости и при максимальном давлении нагнетания компрессорной полости и наоборот. Это было сделано для выяснения влияния давления насосной полости на температуру стенок цилиндра в зоне насосной полости. Оказалось, что давление насосной полости слабо влияет на температуру в этой зоне, разность составила менее 10 К, что и позволило сосредоточить исследования на теплонапряженности компрессорной полости при постоянном давлении нагнетания насоса 1 бар и таком же давлении всасывания компрессорной полости.
На рис. 4 изображено типичное распределение температуры вдоль образующей цилиндра, а полные результаты экспериментов отражены в таблицах
1, 2 и 3. В этих таблицах представлены результаты измерения температуры цилиндра в различных точках при разных частотах вращения вала и при различных давлениях в компрессорной полости (Ризбк). Обозначения - 1б — температура клапанной плиты компрессорной полости. 15 — температура цилиндра вблизи клапанной плиты компрессорной полости на расстоянии 10 мм от неё. 14 ... 11 —
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
температуры цилиндра в равноудаленных друг от друга на 20 мм точках.
На основании полученных экспериментальных данных получена зависимость средней температуры цилиндра t в виде полинома
1ср = 31,256 + 22,75є - 3,56є2 - 0,167п + 3,966 • 10-4п2 ,
где е — отношение давления нагнетания к давлению всасывания компрессорной полости, п — частота вращения коленчатого вала.
Проведенный анализ полученной зависимости выявил максимальную погрешность в 8 К, что составляет примерно 7%, из чего можно сделать вывод о том, что полученное уравнение может быть использовано при параметрическом анализе характеристик насос-компрессора.
Кроме того, полученные значения теплонапря-женности цилиндропоршневой группы исследуемой машины сравнивались с аналогичными характеристиками поршневого компрессора с газостатическим центрированием поршня, имеющим примерно такие же геометрические характеристики, и в котором отсутствуют элементы трения в цилиндропоршневой группе, которые способствуют увеличению температуры цилиндра [1].
Установлено, что исследуемый насос-компрессор имеет заметно более низкие (от 5 — 7 К при работе на низких давлениях и частоте вращения, и до 7 — 15 К при высоких частоте и давлениях нагнетания в ступени) температуры цилиндра, что должно поло-
жительно сказаться на экономичности компрессорной полости рассматриваемой машины.
Библиографический список
1. Болштянский, А. П. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня / А. П. Болштянский, В. Д. Белый, С. Э. Дорошевич. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2002. — 406 с.
ЩЕРБА Виктор Евгеньевич, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор, заведующий кафедрой гидромеханики и транспортных машин. НЕСТЕРЕНКО Григорий Анатольевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
НОСОВ Евгений Юрьевич, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ПАВЛЮЧЕНКО Евгений Александрович, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ЛЫСЕНКО Евгений Алексеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
ВИНИЧЕНКО Василий Сергеевич, ассистент кафедры гидромеханики и транспортных машин.
Адрес для переписки: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.
Статья поступила в редакцию 16.08.2011 г.
© В. Е. Щерба, Г. А. Нестеренко, Е. Ю. Носов,
Е. А. Павлюченко, Е. А. Лысенко, В. С. Виниченко
УДК 621.512: 621.651 В. Е. ЩЕРБА
Г. А. НЕСТЕРЕНКО Е. Ю. НОСОВ Е. А. ПАВЛЮЧЕНКО Е. А. ЛЫСЕНКО В. С. ВИНИЧЕНКО
Омский государственный технический университет
ВЛИЯНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ НА ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОРШНЕВОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА________________________________
В статье описаны результаты численного эксперимента, проведенного на математической модели поршневого насос-компрессора. Установлено влияние основных режимных факторов на характеристики изучаемого объекта. Это позволяет проектировщику обоснованно назначать параметры привода насос-компрессора.
Ключевые слова: поршневой насос-компрессор, частота вращения.
Особенность работы поршневого насос-компрессора (рис. 1) состоит в том, что он одновременно работает с двумя рабочими телами — жидкостью и газом, которые обладают резко отличающимися физико-механическими свойствами, в том числе и таким параметром, как динамическая вязкость, кото-
рая в значительной степени определяет сопротивление течению рабочей среды через газораспределительные органы и через уплотнительные элементы. Этот физический параметр во многом определяет возможную и экономичную работу как насосов, так и компрессоров. Так, например, частота вращения
