Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том III. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке - файл n1.doc

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том III. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке
скачать (19142.7 kb.)
Доступные файлы (5):
n1.doc3049kb.13.09.2004 09:14скачать
n2.docскачать
n3.doc1496kb.13.09.2004 09:14скачать
n4.doc64kb.13.09.2004 09:14скачать
n5.doc118kb.13.09.2004 09:14скачать

n1.doc

  1   2   3
IV секция
КОМПРЕССОРЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ И КРИОГЕННЫХ СИСТЕМ


ПЕРЕВОД ХОЛОДИЛЬНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ НА ОЗОНОБЕЗОПАСНЫЕ ХЛАДАГЕНТЫ

Сухомлинов И.Я., проф.; Головин М.В, канд. техн.наук; Иванов В.Ю., Славуцкий Д.Л.

ОАО «ВНИИхолодмаш-Холдинг», Россия

Одной из задач, стоящих в настоящее время перед предприятиями химической и других отраслей промышленности России, является обеспечение холодоснабжения основных производств. Это связано в первую очередь с износом холодильного оборудования, проработавшего на многих предприятиях 30-40 лет, а также необходимостью замены озоноопасного холодильного агента R12, производство которого сегодня в России прекращено.

Восстановление работоспособности крупных станций с холодильными машинами типа ХТМФ и ТХМВ, производства Казанского компрессорного завода, возможно путем замены существующего холодильного оборудования новым, или проведением модернизации. В последнем варианте должны решаться вопросы восстановления технического ресурса и перевода на озонобезопасный агент.

Замена на импортное холодильное оборудование в связи с жесткими требованиями, предъявляемыми к работе вспомогательных систем, к которым относятся градирни и очистные сооружения, без существенных финансовых затрат представляется проблематичной. Анализ вспомогательных систем на многих предприятиях, в том числе химической отрасли, показывает неудовлетворительное их состояние, при котором не могут быть обеспечены требуемые для эксплуатации импортной техники параметры хладоносителя и подаваемой на конденсаторы холодильных машин воды. Кроме того необходимо также учитывать затраты на демонтаж старого и монтаж нового оборудования, связанный в том числе и с переделкой фундаментов. Может возникнуть потребность в переобучении или повышении квалификации обслуживающего персонала.

Замена на отечественное озонобезопасное оборудование повышенной на 15-25% эффективностью по сравнению с ранее выпущенным возможна. При этом оборудование может быть изготовлено с сохранением корпусных деталей компрессора и мультипликатора в соответствии с прежней документацией, что позволит избежать капитальных затрат на переделку фундаментов. Однако, учитывая отсутствие сегодня на Казанском компрессорном заводе серийного производства этих машин, срок их поставки увеличен до 12-18 месяцев. В отличие от импортной техники отечественное оборудование, как показывает практика, предъявляет менее жесткие требования к работе вспомогательных систем. Это объясняется использованием в качестве теплопередающих поверхностей толстостенных накатанных медных трубок, что допускает большее количество чисток внутритрубной поверхности, например, от водяного камня в конденсаторах.

Модернизация холодильного оборудования предполагает перевод его на озонобезопасный хладагент при сохранении основных элементов, с одновременным восстановлением технического ресурса и повышением энергетических показателей.

В настоящее время в России и республиках бывшего СССР, а также в странах восточной Европы установлено свыше 1800 единиц турбохолодильных машин типа ХТМФ - 235, 248 и ТХМВ - 2000, 4000 производства Казанского компрессорного завода. В качестве агента в них используется озоноразрушающий агент R12.

Сложность проведения модернизации данного вида оборудования заключается в том, что параметры центробежных холодильных компрессоров зависят от термодинамических свойств рабочих веществ, использующихся в качестве хладагента. Это обстоятельство не позволяет проводить замену агента без изменения геометрических и режимных параметров компрессоров.

Кроме того, как показал анализ условий эксплуатации холодильных машин, их реальные режимы работы значительно отличаются от расчетных, и имеют свою специфику на каждом объекте. Самостоятельным вопросом в этом случае является вопрос использования существующей теплообменной аппаратуры, определяющей требуемые параметры компрессоров.

ОАО «ВНИИхолодмаш-холдинг» совместно с ООО «ИТ Цикл» и ОАО "Казанькомпрессормаш" проведен комплекс работ, в результате выполнения которого предложена и реализована технология модернизации существующего холодильного оборудования. Технология предусматривает перевод компрессорных агрегатов на озонобезопасный агент R134а путем изменения проточной части и передаточного отношения мультипликатора при сохранении существующих корпусов компрессора и мультипликатора, фундамента, приводного электродвигателя и ТОА и полном восстановлении технического ресурса.

Для потребителя проведение модернизации включает демонтаж, отправку компрессора и мультипликатора на завод-изготовитель и после получения с завода установку их обратно на существующие фундаментные болты. В период нахождения компрессора и мультипликатора на заводе потребитель проводит очистку системы холодильной машины от минерального масла.

В случае необходимости, например, при модернизации только части машин на холодильной станции, организуется самостоятельная система обслуживания модернизированных машин на R134а. Система состоит из дополнительных ресиверов, фильтров осушителей, вспомогательного компрессорного агрегата и вакуум-насоса, работающих также, как и основной компрессорный агрегат, на синтетическом масле.

В настоящее время проведена модернизация около 40-ка машин типа ХТМФ и ТХМВ.

Индивидуальный подход к выполнению каждого заказа позволил не только снизить потребление энергии, но и обеспечил возможность повышения холодопроизводительности агрегатов, при сохранении приводного электродвигателя. Для Уральского электрохимического комбината производительность отдельных машин повышена почти в 1,5 раза.

Практически на каждом объекте потребление энергии машин снижено на 15-25%. Полученные данные подтверждены испытаниями компрессорных агрегатов при эксплуатации модернизированных холодильных машин у потребителя. Снижение потребляемой мощности на комбинате «Вискоза» при режиме работы с температурой кипения -5оС и температурой конденсации +35оС составляет 280 кВт, а на Уральском электрохимическом комбинате при той же температуре конденсации, но температуре кипения +2оС - 380 кВт. Это обеспечивает годовую экономию электроэнергии при работе в течение 4500 часов в год соответственно 1,26 и 1,71 тыс. МВт ч.

В отдельных случаях предусмотрена возможность временной работы модернизированного оборудования на R12.

Проведенные испытания холодильных машин у заказчиков подтвердили правомерность используемых при модернизации методик и гарантируют заказчику параметры машин в соответствии с новыми техническими условиями (см. таблицу).

Себестоимость модернизации машин типа ХТМФ и ТХМВ составляет от 20 до 30% стоимости новой машины, при сокращении сроков выполнения работ до 5-6 месяцев, не требуя при этом капитальных дополнительных затрат на изготовление или замену фундамента.

Таким образом, разработанная технология перевода на озонобезопасный хладагент R134а крупного холодильного оборудования обеспечивает наименьшие трудозатраты, стоимости и сроки выполнения работ.
Таблица 1 - Варианты модернизации машин

Наименование машины,

место эксплуатации

t0

tk

До модернизации


После модернизации

R12

R134a

Q0

Ne

Ne

Q0

єC

єC

МВт

МВт

МВт

МВт

Белоруссия



















ХТМФ-248-4000-1 ГР

-7

35

3,72

1,37

1,325

4,4

ХТМФ-248-4000-1ГР5

-7

35

3,72

1,37

1,35

4,7

ХТМФ-248-4000-II ГР

2

35

4,5

1,3

1,1

5,0

ХТМФ-248-4000ГР4

2

35

4,5

1,3

1,4

6,0

ТХМВ-4000-2Гр3

3

35

4,7

1,1

1,2

5,25

Венгрия.



















ХТМФ-248-4000МВ

-5

35

4,1

1,42

1,15

4,20

ХТМФ-235-2000МВ

-10

35

1,86

0,58

0,6

2,00

Россия



















30ТХМВ-2000-2КЗ

-20

25

1,4

0,51

0,56

1,50

ХТМФ-248-4000-1СЮ

-5

35

4,1

1,42

1,6

5,25

ХТМФ -248-4000Св

2

35

4,4

1,32

0,9

4,5

ХТМФ -248-4000НУ

2

35

4,5

1,3

1,1

5,0

ХТМФ -248-4000НУ2

2

35

4,5

1,3

1,5

6,0

ХТМФ -248-4000НУ3

2

35

4,5

1,3

1,5

6,3

ХТМФ-248-4000БР

2

35

4,5

1,3

1,1

5,0

ХТМ-2-1-4000-КЯ2

2

35

5,1

1,48

1,4

6,0

ХТМ-2-1-4000-КЯ3

2

35

5,1

1,48

1,5

6,3

ХТМФ -248-4000НУ8

2

40

4,0

1,4

1,66

6,2


УДК 621.515
ОБОБЩЕННАЯ МЕТОДИКА РАСЧЕТА ВЫХОДНЫХ УСТРОЙСТВ ХОЛОДИЛЬНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Мифтахов А.А., д-р техн. наук, проф.; Луговнин К.И., канд. техн. наук, доц.

Казанский государственный технологический университет, Россия
Общеизвестно, что выходные устройства центробежных компрессоров – улитки и кольцевые сборные камеры – оказывают существенное влияние как на экономичность работы компрессора, так и на показатели его надежности.

В общем случае, при решении задач выбора типа, расчета и проектирования выходных устройств (ВУ) для конкретной концевой ступени (КС) центробежного компрессора (ЦК) или группы ступеней корпуса сжатия необходимо:

Характерными особенностями работы ЦК в составе парокомпрессионных холодильных машин являются: сжатие газов с высокой начальной плотностью; значительное отклонение режимов от расчетной точки, соответствующей максимальным значениям внутреннего КПД компрессора. Таким образом, ВУ холодильных ЦК, в основном, должны удовлетворять требованиям экономичности в широком диапазоне режимов работы, а также требованию минимизации создаваемой окружной неравномерности параметров потока в ступени. Однако, в настоящее время в научно-технической литературе отсутствуют какие-либо рекомендации по расчету и проектированию ВУ, одновременно удовлетворяющих обоим условиям.

В качестве ВУ центробежных компрессоров холодильных машин, как правило, применяются кольцевые сборные камеры (КСК) – ВУ с постоянной по углу разворота площадью поперечных сечений. Применение КСК в холодильных ЦК обусловлено рядом их преимуществ перед улитками (ВУ с переменной площадью поперечных сечений), в том числе:

Идея предлагаемой обобщенной методики расчета КСК заключается в оптимизации площади поперечных сечений ВУ с точки зрения обеспечения минимальной степени неравномерности распределения статического давления по окружности с одновременным получением наиболее низкого значения коэффициента потерь энергии в ПЧ выбранного типоразмера камеры.

Методика основана на расчете распределения давления при движении одномерного невязкого, несжимаемого движения потока газа с переменной массой вдоль пути [1], а так же способе определения коэффициента потерь энергии в ПЧ выходных устройств [2].

Исходными данными при выполнении расчета КСК по предлагаемой методике являются:

Расчетная схема и основные геометрические параметры КСК представлены на рисунке 1.


Рисунок 1 – Основные геометрические параметры КСК

Выражение, описывающее распределение статического давления по длине (углу разворота) КСК, имеет вид:

,

где - относительное статическое давление в -ом сечении КСК;

- относительный угол разворота КСК;

- статическое давление соответственно в контрольном -ом сечении и в сечении при  = 2;

- относительная площадь поперечных сечений КСК.

В качестве интегральной характеристики неравномерности давления в работе [3] введена величина, равная квадратному корню из средней квадратичной величины относительного давления:

.

Сравнение расчетных и экспериментальных значений интегральной характеристики (рисунок 2), полученных методами статических продувок и модельных испытаний ВУ в составе КС для белее, чем 20 типоразмеров КСК, указывает на их вполне удовлетворительное совпадение. Таким образом, открывается возможность для использования расчетного выражения интегральной характеристики при проектировании КСК с минимальным значением окружной неравномерности параметров потока.


Рисунок 2 – Интегральная характеристика неравномерности давления в КСК
Результаты теоретического анализа зависимости среднеквадратичного значения относительного давления (интегральной характеристики неравномерности) от относительной площади поперечных сечений КСК при различных расчетных углах входа потока 4 (рисунок 3) указывает на наличие такой величины площади , при которой неравномерность распределения давления в ВУ будет минимальной:

.



Рисунок 3 – Анализ влияния площади сечений КСК на создаваемую неравномерность давления

Допуская, что КСК, имеющие меньшее расчетное значение величины интегральной характеристики, будут обеспечивать меньшую неравномерность давления и при работе этих ВУ в составе натурной ступени ЦК, а также, используя расчетные соотношения из работы [2], получим алгоритм расчета КСК с минимальной степенью неравномерности распределения статического давления по окружности с одновременным получением наиболее низкого значения коэффициента потерь энергии в ПЧ выбранного типоразмера камеры:

  1. определение относительной площади сечений КСК по условию обеспечения минимума неравномерности давления:

;

  1. определение оптимального значения коэффициента типоразмера для КС с безлопаточным (БЛД) и лопаточным (ЛД) диффузорами соответственно:

,

;

  1. расчет коэффициента формы сечения:

;

  1. определение коэффициента, характеризующего положение сечения КСК относительно оси ступени ЦК:

;

  1. расчет относительного наружного (или внутреннего) диаметра:

,

;

  1. расчет абсолютной площади поперечного сечения КСК:

;

  1. определение высоты H сечения КСК (Для простых форм поперечных сечений (круг, квадрат, прямоугольник, сегмент круга) используются известные геометрические соотношения);

  2. определение абсолютного значения ширины сечения КСК на его среднем диаметре B по изначально заданному отношению B/H, которое определяется выбранной формой сечения;

  3. расчет абсолютного значения диаметра DН (или DВН) из соотношения:

.

Далее для рассчитанной КСК определяются величины коэффициента потерь энергии (например, по методике [2]) или потерь внутреннего КПД и параметры, характеризующие неравномерность распределения давления по длине КСК [3, 4]. При необходимости выполняются вариантные расчеты в указанной последовательности.

Следует отметить, что размеры поперечных сечений КСК, рассчитанных по предлагаемой методике, получаются несколько больше, чем в случае расчета ВУ по условию обеспечения минимального значения коэффициента потерь [5] или традиционными способами [6].

В настоящее время авторами выполняются работы по расширению области применения предложенной методики: выполняется распространение ее на ВУ с переменной по углу разворота площадью поперечных сечений (улитки); вводятся поправки, учитывающие нерасчетные режимы работы КС компрессора.
SUMMARY
The technique of calculation of ring-type chambers of centrifugal compressors is offered. The technique allows for non-uniformity(irregularity) of pressure on a circumference of a stage of the compressor.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Луговнин К.И., Мифтахов А.А., Никитин А.А. Метод расчета распределения давления по длине кольцевых сборных камер центробежных компрессоров // Компрессорная техника и пневматика, 1997, вып. 1-2 (14-15). – С. 59-62.

  2. Никитин А.А., Цукерман С.В. расчет потерь в выходном устройстве центробежного компрессора // Энергомашиностроение, 1979, № 6. – С. 17-19.

  3. Луговнин К.И., Мифтахов А.А., Никитин А.А. Расчет кольцевых сборных камер центробежных компрессоров с минимальной степенью неравномерности давления по их длине // Тез. докл. XI Международной науч.-техн. конфер. по компрессорной технике. – СПб, 1998. – С. 156-157.

  4. Луговнин К.И., Никитин А.А. Расчет амплитуды неравномерности распределения давления в кольцевых камерах центробежных компрессоров // Тез. докл. XII Международной науч.-техн. конфер. по компрессорной технике. – Казань, 2001. – С. 74-75.

  5. Никитин А.А., Яминов В.Г. Расчет выходных устройств центробежного компрессора // Повыш. эффектив. паров. и газов. холод. машин и процессов тепломассопереноса. – Л.: ЛТИХП, 1989. – С. 58-65.

  6. Мифтахов А.А. Аэродинамика выходных устройств турбокомпрессоров. – М.: Машиностроение, 1999. – 360с.


СОСТОЯНИЕ РАЗВИТИЯ КОМПРЕССОРОВ И ДЕТАНДЕРОВ ДЛЯ КРИОГЕННЫХ УСТАНОВОК РАЗЛИЧНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Миронов И.Ю.; Хачатуров Т.А., канд. техн.наук;

Прямицын Е.И., канд. техн.наук; Гонтюк А.П.

ОАО "Криогенмаш", г.Москва, Россия



ОАО "Криогенмаш" производит детандерные и детандер-компрессорные агрегаты и использует компрессоры различных производителей для комплектации ВРУ и других криогенных систем.

I ДЕТАНДЕР-КОМПРЕССОРНЫЕ АГРЕГАТЫ (ДКА) ПРОИЗВОДСТВА ОАО "КРИОГЕНМАШ"

1 Детандер-компрессорные агрегаты

Современные воздухоразделительные и другие установки изготовления "Криогенмаш" комплектуются, в основном, детандер-компрессорными агрегатами. Редукторные машины с электрогенератором в качестве потребителя работы выпускаются взамен вышедшим из строя старым машинам или по заказу со специальными требованиями, например для получения электроэнергии на ГРС. Рабочими средами являются: воздух, азот, гелий, природный газ и др. В больших диапазонах изменяются исходные данные (расход, давление, температура). Машины выпускаются малыми сериями, так как "Криогенмаш" старается удовлетворить все индивидуальные требования заказчика. Поэтому, прослеживается их огромное разнообразие. На данный момент разработано более 100 типоразмеров и изготовлено более 1500 турбомашин.

Краткая характеристика ДКА:

Детандер-компрессорный агрегат состоит из машинного модуля и агрегата обслуживания подшипников с контрольно-измерительной системой.

Модуль: монороторная турбомашина с консольным расположением рабочих колёс детандера и компрессора. Работа, получаемая в детандере как побочный продукт, передаётся компрессору за вычетом потерь в подшипниках. Как правило, при мощности более 30 кВт, компрессорная ступень задействована в цикле установки для повышения её эффективности. В противном случае компрессор используется как бесполезный потребитель работы.

Ступень детандера: Центростремительное радиально-осевое колесо с покрывным диском и канальный направляющий аппарат (КНА). Покрывной диск с торцевым лабиринтным уплотнением. КНА разработан, исследован в "Криогенмаш" и заменил традиционные лопаточные, перед которыми имеет ряд преимуществ. Практически все ДКА с регулируемыми детандерными ступенями. Регулирование осуществляется поворотом лопаток направляющего аппарата.

Ступень компрессора: Центробежное колесо с покрывным диском или без него, радиального или осерадиального типа. Диффузор – лопаточный или безлопаточный. Конфигурация конкретной ступени выбирается в зависимости от необходимых характеристик.

Подшипники: В настоящее время применяются двух типов – комбинированные масляные и газостатические. Масляные – применяются на всех типоразмерах: радиальные – клиновые; осевые – колодочные для больших или клиновые для малых машин. Газостатические: "Криогенмаш" серийно выпускает с ними ДКА мощностью до 40 кВт. Имеется опытная машина мощностью 100 кВт и частотой вращения ротора 40000 об/мин. Газостатические подшипники практически не имеющие потерь мощности на трение – простые, дешёвые и надёжные. Учитывая все достоинства газостатических подшипников, ведётся работа над их совершенствованием для использования в более мощных турбомашинах.

В таблице приведены данные для типичных детандер-компрессоров, выпускаемых в последнее время в ОАО "Криогенмаш". Диаметры рабочих колёс детандера 250 мм.
Таблица

относительный расход Gном = 1

изоэнтропийный КПД

детандер-компрессор

низкого давления

детандер-компрессор

среднего давления

детандер

компрессор

детандер

компрессор

Gmax = 1,1

0,88

0,74

0,88

0,76

Gном = 1,0

0,88

0,79

0,88

0,80

Gmin = 0,8

0,86

0,78

0,86

0,79


2 Перспективные работы ОАО "Криогенмаш" в области ДКА:

1)Разработана новая концепция формирования ДКА. Все элементы, обслуживающие детандер-компрессор, собраны в одном блоке. Теперь это полностью автономный агрегат с управлением на нижнем уровне. На высший уровень передаются только те функции, которые необходимы для работы оператора ВРУ. Это позволяет:

2) Ведутся работы по применению магнитных подшипников, которые практически не имеют потерь мощности на трение. Срок службы неограниченный. Но у них высокая стоимость. Применение магнитных подшипников выгодно на машинах мощностью более 200 кВт.

3) Ведутся работы по регулированию детандерной и компрессорной ступеней одновременным поворотом лопаток направляющего аппарата, диффузора и входного аппарата. Такое решение позволит эффективно эксплуатировать установки на различных требуемых режимах.

3 Новые технологии проектирования и конструирования ДКА применяемые Инжиниринговым центром ОАО"Криогенмаш"

Современный уровень развития промышленности требует быстрого и качественного решения задач проектирования и изготовления новой техники. Особенность производства ОАО "Криогенмаш" – небольшие серии, но большая номенклатура. Чтобы оставаться конкурентоспособным осваиваются качественно новые технологии проектирования, конструирования и исследования. Имеется в виду совокупность современного программного обеспечения и новая организация проектирования, которые позволяют разрабатывать проекты и выпускать рабочую документацию качественно и в кратчайшие сроки. Проводить наряду с обычными виртуальные исследования и испытания.

Структура проектирования, основанная на использовании систем CAD/CAM/CAE/PDM, состоит из трёх блоков:

  1. Проектирование: определяются основные параметры и размеры агрегата.

  2. Конструирование: на базе программного пакета CATIA создаются объёмные модели, проводится их технологическая проработка и выпускается рабочая документация.

  3. Расчёты: На основе полученных 3D моделей проводятся полный перечень необходимых расчетов и отработка испытаний на виртуальном прототипе.

Все три блока имеют обратные связи, позволяющие оперативно вносить коррективы в конструкцию ДКА.

Алгоритм проектирования на примере модуля детандер-компрессора:

1) Блок проектирования. По исходным данным в программе Concepts NREC создаётся проектная модель проточных частей детандера и компрессора и проводится проектный расчет на прочность рабочих колёс. Порядок работы:

одномерный расчёт ступени: вводятся исходные данные, подбирается оптимальная ступень, получаются расчётные характеристики с указанием зон помпажа и запирания;

квазитрёхмерный расчёт ступени: производится доводка ступени – толщины лопаток, текущие углы установки лопаток, фаски и т.д.;

виртуальная "продувка" ступени: В результате получается объёмное распределение текущих параметров;

предварительный анализ рабочих колёс на прочность.

2) Блок конструирования. После расчёта создаются объёмные модели (CATIA) рабочих колёс и передаются в технологическую часть CATIA NC Manufacturing.

В ней разрабатывается технология изготовления деталей. Программа предлагает варианты механической обработки, технолог должен грамотно выбрать наиболее подходящий и подготовить программу для станка с ЧПУ. Виртуальное изготовление может выявить необходимость коррекции. Модели возвращаются в блок проектирования.

3) Блок проектирования. Проектирование ротора.

Ротор – это основа машины, вокруг него формируется все остальные детали и узлы. Используя параметрическую модель ротора, созданную в MSC.ADAMS, проектируется его форма по условию превышения критической частоты вращения над рабочей частотой. Исходными данными для расчета являются: 3D модели колес, созданные в CATIA, эскизы консолей и подобранные подшипники со своими жёсткостями. Оптимизированная модель ротора передаётся в блок конструирования.

4) Блок Конструирования. Модель детандер-компрессора.

Модель ДКА и модели всех его составляющих деталей строятся с помощью пакета CATIA. Здесь же осуществляется проверка сопряжений и размерных цепей. Далее модели передаются в расчётный блок для анализа.

5) Блок анализа. Порядок выполнения анализа:

  1. Выдача нагрузок на элементы ДКА. Используя КЭ пакеты для газодинамического расчета – CFX и теплового расчета – MSC.Patran Thermal определяютcя силовые и тепловые нагрузки на элементы ДКА для дальнейших конечно-элементных расчетов.

  2. Создание КЭ-сеток. Для всех 3D моделей ДКА, в MSC.Patran строятся КЭ сетки. В зависимости от элементов ДКА и решаемой задачи, процесс создания происходит или ручным (8-ми узловые НЕХА), или автоматическим (10-ти узловые TETRA) способом.

  3. Выбор материала. Выбор из базы данных, созданной в MSC.MVision, требуемого материала. При этом происходит автоматический перенос всех, необходимых для КЭ расчета, свойств материала, с учетом температурных зависимостей, из базы данных в модель. Тем самым, практически исключается ошибка в задании свойств материала.

  4. Расчет на прочность, динамику, кинематику, усталостную прочность, оптимизация конструкции. Проведение полного перечня необходимых КЭ расчетов для ДКА: расчет на прочность – MSC.Nastran и MSC.Marc, динамика – MSC.Nastran, кинематика – MSC.ADAMS и оптимизация – TOSKA.

Полученные результаты анализа возвращаются в блок конструирования. При необходимости в блоках проектирования и/или конструирования вводятся изменения.

6) Блок конструирования. Рабочая документация ДКА.

Откорректированные, при необходимости, модели передаются технологу. Если нет замечаний после технологической проработки, то окончательно оформляется рабочая документация и модели могут быть отправлены непосредственно на станки. К сожалению, производство ещё полностью не готово к такой цепочке, требуется коренное его перевооружение, что и начинает постепенно осуществляться. Поэтому, готовые модели переводятся в привычные чертежи и передаются на завод.

Перспективы развития проектирования.

Дальнейшие развитие проектирования ДКА связанно с решением ранее не охваченных задач: расчет нестационарных процессов в ДКА, определение предельной несущей способности конструкции, выдача динамических нагрузок на ротор и подшипники. Создание полной модели ДКА с учетом системы управления. Расчет сварных швов и уплотнений.

Выводы: новые технологии проектирования позволяют: сократить сроки проектирования, оптимизировать конструкции, проводить детальный анализ всех узлов и деталей, исключить ошибки в конструкторской документации, проводить прочностные и динамические испытания на виртуальном прототипе, имеющийся пакет программ позволяет провести ряд исследовательских работ.

II. ОСНОВНОЙ КОМПРЕССОР ДЛЯ УСТАНОВОК ПРОИЗВОДСТВА ОАО "КРИОГЕНМАШ"

"Криогенмаш" является потребителем компрессорного оборудования для своих установок. Точнее сопотребителем, если так можно выразиться, вместе с заказчиком. "Криогенмаш" выбирает и рекомендует компрессорное оборудование для ВРУ различного назначения, гелиевых ожижителей и рефрижераторов, установок сжижения природного газа и др. Далее следует согласование с заказчиком и только после этого проектируется установка. Подобная практика не всегда достигает хороших результатов. Порой эффективная установка получает неэффективный, нерегулируемый, ненадёжный компрессор. К сожалению, у отечественных производителей отсутствует разумное сочетание цены и качества.

Основные требования "Криогенмаш" к компрессорному оборудованию: эффективность, надёжность, регулирование, бывают и специальные требования: герметичность, отсутствие масла в полости сжатия для замкнутых систем охлаждения работающих на природном газе, повышенное давление на входе в компрессор, привод от газовой турбины и др.

УДК 621.56/59
ОБОБЩЁННАЯ МОДЕЛЬ ОБЪЁМНЫХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ГЕРМЕТИЧНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Хмельнюк М.Г. д-р техн. наук, доц.; Лавренченко Г.К., д-р техн. наук., проф.

Одесская государственная академия холода, г. Одесса, Украина
Малые холодильные машины, являющиеся наиболее массовой продукцией отрасли холодильного машиностроения, создаются в большинстве случаев на основе герметичных поршневых компрессоров. Объемные и энергетические потери в таких компрессорах решающим образом влияют на холодопроизводительность, потребляемую электрическую мощность и показатели эффективности малых холодильных машин. Достаточно отметить, что электрический КПД, характеризующий суммарные энергетические потери в компрессоре, в лучших моделях едва превышает 0,4. Это указывает на то, что большая часть подводимой к малой холодильной машине электрической энергии теряется из-за потерь в герметичном компрессоре.

В настоящее время в приложении к герметичным поршневым компрессорам актуальны две основные задачи. Решение первой из них направлено на поиск и реализацию различных усовершенствований, преследующих своей целью дальнейшее уменьшение потерь. Вторая задача методического плана связана с разработкой теоретических моделей, которые позволят взаимосогласованно описывать объемные и энергетические характеристики таких компрессоров.

Важность последней задачи обусловлена тем, что на её основе можно с высокой степенью достоверности рассчитывать и оптимизировать энергетические характеристики малых холодильных машин, в которых используются являющиеся объектом исследований герметичные поршневые компрессоры. Решению последней задачи посвящен данный доклад.

На энергетические потери, как и на потери объемной производительности, влияют различные конструктивные и режимные характеристики компрессора. Кроме этого, важным определяющим эти потери фактором является род рабочего тела, т.е. комплекс равновесных и неравновесных свойств хладагента, а также системы хладагент-компрессорное масло.

В качестве функций, позволяющих описать объёмные и энергетические характеристики герметичного поршневого компрессора, используем следующие зависимости:

1.коэффициент подачи

? = vr /vh , (1)

где vt и vh—действительная и теоретическая объёмные производительности компрессора.

2. Электрический кпд компрессора

?el = ns /nel , (2)

где ns и nelмощности адиабатного сжатия и электрическая, соответственно.

В общем случае эти функции зависят от ряда параметров, которые характеризуют работу компрессора в составе холодильной машины. К ним относятся, прежде всего, степень повышения давления ? = рнаг / рвс, определяемая по внешним давлениям, а также давление всасывания рвс и перегрев на всасывании [tвс – т0 (рвс)]. Это указывает на то, что ? и ?el в общем случае являются трёхпараметрическими функциями указанных параметров, где tвс , т0вс) температуры всасывания и насыщенного пара хладагента при давлении рвс.

Анализ вкладов этих величин в ? и ?еl показывает, что превалирующее влияние на объёмные и энергетические характеристики компрессора оказывает степень повышения давления ?. При установлении зависимости ?(?) и ?еl (?) необходимо обращать внимание на обеспечение термодинамически согласованного поведения этих функций при изменениях ?. Так, опуская доказательства, следует учитывать, что при одних и тех же значениях ? = ?max функции ?(?) и ?еl (?) обращаются одновременно в нуль; при ? = 1 коэффициент подачи имеет наибольшее значение, а коэффициент ?еl = 0.

Изучение характера изменения потерь в герметичных поршневых компрессорах при изменениях различных факторов показывает, что в большинстве случаев можно использовать одно- или двухпараметрические модели. Покажем это на примере герметичного компрессора марки GL60АА, который исследовался нами на калориметрическом стенде на различных хладагентах (R12, R134a, R152a, R290, R600a). Калориметрирование проводилось при фиксированных значениях  и различных давлениях всасывания Рвс. Затем выбирались следующие значения  и снова варьировались давления всасывания Рвс. Это позволило провести исследования в следующем диапазоне: 5<<18; 0,6Рвс2 бар.

Полученные нами надежные и согласованные экспериментальные данные затем использовались для разработки обобщенных моделей.

Как уже отмечалось, наибольшее влияние на функции () и el()оказывает степень повышения давления . На рис. 1 приведены экспериментально полученные значения данных функций при использовании в качестве рабочих тел в компрессоре GL60AA различных хладагентов. Массив опытных точек аппроксимирован следующими зависимостями для электрического КПД и коэффициента подачи:

?еl = –0.1247 + 0.13866? – 0.01475?2 + 0.000783?3 – 2.173·10-5?5 +2.36·10-7?5 ; (3)

? = 0.6489 – 0.006465? – 0.0004?2 . (4)

Представленные на рис. 1 кривые, как можно установить, позволяют только качественно описать полученные данные в рамках однопараметрической модели. Поэтому для разработки более точных моделей было введено в качестве второго параметра давление всасывания в компрессор Рвс. Данный параметр существенно сказывается на значениях  и el . Так, при =idem величина  заметно уменьшается при росте Рвс. Это объясняется тем, что при увеличении Рвс в случае фиксированного  разность между давлениями нагнетания Рнаг и всасывания Рвс возрастает. Все это приводит к более существенному влиянию на коэффициент подачи  протечек пара через неплотности в цилиндре герметичного компрессора.

На рис. 2 приведены зависимости ? = f(?), апроксимирующие данные экспериментов для различных Рвс: 0.6, 1.0, 1.5, 2.0 бар. Как и ожидалось, наименьшие значения коэффициента подачи при фиксированных ? получены для Рвс = 2 бар, т.е. наиболее высоком значении давления всасывания, которое можно было обеспечить в ходе экспериментов.

Чтобы корректно учесть влияние Рвс , т.е. перейти к двухпараметрической модели, вводился дополнительный множитель. Принимая это во внимание , а также выражение (5) получим:

? = ?0 (1.36 – 0.16 Рвс), (5)

?0 = 0.68 – 0.0136? – 0.00039?2 . (6)

где Рвс = Рвс /1 бар.

Рисунок 1 - Характер зависимости el() (1) и () (2) компрессора GL60АА ,

работающего на различных хладагентах



Рисунок 2 - Зависимость коэффициента подачи компрессора GL60АА от степени повышения давления
при различных давлениях всасывания Рвс, бар: 1 – 0,6; 2 – 1,0; 3 – 1,5; 4 – 2,0


Анализ данных, представленных на рис. 2, показывает, что влияние величины давления всасывания на коэффициент подачи проявляется более существенно при малых значениях ?. Поэтому в формулу (5) пришлось ввести поправку, учитывающую степень повышения давления.

Таким образом, окончательно зависимость коэффициента подачи представим в следующем виде:

? = ?0 (1.36 – 0.16 Рвс) (1.016 – 0.0032? ) (7)

или ? = (1.36 – 0.16 Рвс) (0.681 – 0.0349? – 3.546·10-4 ?2– 1.2·10-6 ?3) (8)

Полученная зависимость лучше передает характер изменения экспериментальных значений коэффициента подачи герметичного поршневого компрессора.

Обобщенная модель объемных характеристик в виде (7) хорошо описывает значения коэффициентов подачи других герметичных компрессоров типоразмерного ряда GL. Максимальные расхождения по этой характеристике не превышают 4%.

Для прогнозирования и оптимизации энергетических характеристик малых холодильных машин целесообразно использовать обобщенные одно- или двухпараметрические модели объемных и энергетических характеристик герметичных поршневых компрессоров. Данные модели дают наилучшую сходимость расчетных и экспериментальных значений коэффициентов подачи и электрических КПД компрессоров, образующих некий типоразмерный ряд.
SUMMARY
It is difficult to take into account the different factors influencing losses in hermetic compressors, at construction of multiparameter functions. The analysis displays, that it is possible to ensure(supply) an acceptable exactitude of exposition of the basic performances of compressors with the help two and even of one-parameter models. In a paper the examples of construction of the generalized models which are taking into account influence on power and volumetric performances of compressors of a degree of build-up of pressure and suction pressure are resulted. The obtained dependences with an error up to 4 % describe values of coefficients of admission(volumetric efficiency) and electrical efficiencies of compressors, fall into to one series.

УДК 621.574.041
Малорасходные холодильные центробежные

компрессоры
Сухомлинов И.Я.,* д-р техн.наук; Головин М.В.,* канд.техн.наук; Славуцкий Д.Л.,* инж.; Таганцев О.М.,* инж.; Равикович Ю.А.,** д-р техн.наук;, Бабакин Б.С.,*** д-р техн.наук

*ОАО «ВНИИхолодмаш-Холдинг»,г.Москва, Россия;

**Московский государственный авиационный институт, Россия;

*** МГУПБ, Россия
Двухступенчатые холодильные центробежные компрессоры (ХЦК), имеющие встроенный электропривод (ВЭП), вращающийся в подшипниках без смазки, получают в последнее годы все большее применение в водоохлаждающих машинах систем кондиционирования малой, менее 100 кВт, холодопроизводительности [1, 2, 3, 4]. Реализация таких конструктивных решений компрессоров стала возможной благодаря достижениям в смежных отраслях промышленности, в первую очередь в области высокоэффективных регулируемых электроприводов, а также подшипников без смазки, в том числе газодинамических подшипников (ГДП).

Достоинством применения ХЦК с ВЭП на ГДП в холодильных машинах, по сравнению с компрессорами других типов, являются малые массогабаритные показатели, отсутствие системы смазки, мультипликатора и вращающихся уплотнений, лучшие виброакустические характеристики и большая эффективность регулирования при работе на нерасчетных режимах. Основной проблемой при создании ХЦК становится проблема обеспечения энергетической эффективности, определяющей в конечном итоге область их рационального использования. Это связано с тем, что при малых производительностях, из-за малых геометрических размеров в наибольшей степени проявляется отрицательное влияние масштабного фактора и высоких условных числах Маха на газодинамические характеристики центробежных ступеней. Кроме того, из-за высокой до 40000-50000 об/мин требуемой частоты вращения ротора в среде хладагента значительно возрастают потери трения (вентиляционные потери) ВЭП. Т.о. основными направлениями, обеспечивающими повышение эффективности малорасходных ХЦК, является создание высокоэффективных малоразмерных ступеней и ВЭП.

Существующие сегодня данные по совместному влиянию масштабного фактора и чисел Маха не позволяют с достаточной точностью прогнозировать характеристики центробежных ступеней, а в области ВЭП ограничиваются опытом применения высокооборотных ВЭП на ГДП для воздушных компрессоров, условия работы в которых существенно отличаются от условий работы в составе холодильного компрессора [3].

Отсутствие проверенных методов определения параметров малоразмерных центробежных ступеней и потерь ВЭП, а также методов оценки и выбора способа его охлаждения, не позволяет сегодня успешно решать вопросы создания эффективных ХЦК, конкурентоспособных по энергетическим параметрам с объемными компрессорами в области малых холодопроизводительностей.

В настоящей работе представлены результаты комплексного расчетно-теоретического и экспериментального исследования малорасходного двухступенчатого ХЦК с ВЭП на ГДП, предназначенного для работы на хладагенте RC318 в составе водоохлаждающей машины (ВХМ) холодопроизводительностью 32кВт для систем кондиционирования.

Разрез компрессора представлен на рис. 1. Обе ступени компрессора расположены оппозитно с обеих сторон ВЭП, который выполнен на базе асинхронного электродвигателя с максимальной частотой вращения до 45000 об/мин. Рабочие колеса ступеней радиальные полуоткрытые с диаметром D2 = 63 мм. Расчетный режим работы компрессора по температурам кипения и конденсации составил t0 = +30C, tk = +400C.



Рисунок 1 - Разрез двухступенчатого ХЦК для ВХМ Qo = 32 кВт

Основными задачами исследования являлось:

Расчетно-теоретические исследования включали в себя анализ влияния схем охлаждения ВЭП в зависимости от уровня потерь в нем на эффективность малорасходного ХЦК по предложенной методике. Исследования выполнены применительно к схемам охлаждения парообразным и жидким агентом, а также с охлаждением привода «водяной рубашкой».

При отводе теплоты парообразным агентом рассмотрен его подвод в полость привода компрессора по двум вариантам – из испарителя и подвод агента после сжатия в первой ступени. В обоих случаях подогрев агента приведет к увеличению работы компрессора и снижению эффективности холодильной машины. Однако снижение эффективности будет определяться реальными значениями потерь привода для каждого рассматриваемого варианта. В процессе сжатия не учитывалось гидравлическое сопротивление ВЭП, которое из-за сложности системы не может быть определено расчетным путем. Наличие гидравлического сопротивления ВЭП не изменяет величины теоретической работы компрессора, которая на заданном режиме работы определяется условиями выхода из испарителя и входа в конденсатор. Однако гидравлическое сопротивление привода неизбежно приведет к увеличению требуемой работы ступеней и, следовательно, к снижению КПД компрессора, значение которого может быть учтено на заключительном этапе определения действительных параметров ХЦК.

В общем случае удельная, потребляемая из сети мощность электродвигателя:

l э.д.=lк+lпот..

Для сопоставления эффективности компрессора при различных схемах охлаждения привода использовано понятие минимальной теоретической работы сжатия компрессора lso, соответствующей адиабатной работе сжатия. Минимальная работа в этом случае определяется только режимом работы и не зависит от эффективности компрессора и величены потерь привода. КПД компрессора - k, будет определяться отношением минимальной теоретической работы сжатия к действительной работе сжатия двухступенчатого компрессора - lk, т.е. k = lso / lk.

Выражая потери, как часть минимальной теоретической работы – lпот. = Аlso, для минимальной потребляемой электродвигателем удельной мощности получим:

l э.д. min.= lso (1+А k) / k

Значение коэффициента А определяется реальной величиной суммарных потерь, которая зависит от уровня давления в полости электродвигателя, т.е. от схемы охлаждения привода.

Выражение потерь через минимальную теоретическую работу сжатия компрессора упрощает проведение дальнейшего анализа, т.к. при различной величине потерь и различных схемах охлаждения привода не требует сложных расчетов по определению действительной работы сжатия компрессора.

Сопоставление эффективности различных схем охлаждения привода рассматривалось при одинаковых значениях k.

Для удельной работы сжатия в компрессоре lк1 в случае охлаждения привода хладагентом на уровне давления всасывания в первую ступень - Ро1, получим:

lк1 1lso / k

где: В1 – коэффициент, учитывающий увеличение работы компрессора за счет подогрева хладагента при охлаждении электродвигателя прососом на уровне Ро1.

Удельная мощность электродвигателя:

lэ.д.1 =lso В11 k) / k

Здесь: А1 – величина потерь в долях от минимальной теоретической работы при давлении в полости электродвигателя Ро1.

Для работы компрессора при охлаждении хладагентом на уровне давления всасывания во вторую ступень - Ро2 , можно записать: lk2 = B2l so / k , где: В2 – коэффициент, учитывающий увеличение работы компрессора за счет увеличения работы только второй ступени. Удельная мощность, потребляемая электродвигателем в этом случае:

lэ.д.2 = lso ( В2 + А2k ) / k

Здесь: А2 – величина потерь в долях от минимальной теоретической работы при давлении в полости электродвигателя Ро2 .

В соответствии с принятыми условиями коэффициенты В1 и В2, не зависят от эффективности компрессора и определяются только величиной потерь привода.

Эффективность компрессора также не зависит от величины потерь привода, а определяется только КПД ступеней.

На рис. 2 показано изменение коэффициентов В1 и В2 для расчетного режима работы на двух агентах - R134а и RC318 при условии одинаковых работ по ступеням и КПД ступеней равных 0,7. Диапазон изменения значений коэффициентов А1 и А2 принят от 0,05 до 0,5.

Как показали расчеты вид термодинамического цикла (с однократным или двукратным дросселированием), практически, не сказывается на относительном изменении работы сжатия за счет подогрева агента. Прирост работы компрессора при одинаковой величине потерь в случае охлаждения на уровне промежуточного давления между ступенями меньше, чем при охлаждении привода агентом на уровне давления всасывания в первую ступень. Для хладагента R134а влияние подогрева на увеличение работы сжатия компрессора при одинаковых значениях коэффициентов А1,2 сказывается в большей степени, чем для RC318. Это связано с тем, что для рассматриваемого режима работы холодильной машины адиабатная работа сжатия в компрессоре на агенте R134а оказывается выше, что при одинаковой величине коэффициента А приводит к различной абсолютной величине потерь привода, и, следовательно, к разной величине подогрева.

Для охлаждения хладагентом на уровне давления Ро1 без и с охлаждением водой получено:

l1 = lэ.д.1 / lэ.д. min = ( В1 + А1 k) / ( 1+ А1 k )

Для охлаждения хладагентом на уровне давления Ро2 без и с охлаждением водой:

l2 = lэ.д2 / lэ.д. min ( В2 + А2 k ) / ( 1 + А2 k)

Учитывая, что В2 почти в два раза меньше В1, применение водяной рубашки для отвода теплоты потерь привода в случае давления Р02 , менее эффективно, чем при давлении в полости привода Р01.

Для сопоставления эффективности схем охлаждения агентом на двух уровнях давления получено:

l21 = lэ.д.2 / lэ.д.1 ( В2 + А2 k) / ( В1 + А1 k)

В
первом приближении, выразив коэффициент А1 через отношение плотностей на двух уровнях давлений и коэффициент А2 , т.е. А1 = d A2 , где d - отношение плотностей при давлениях Р01 и Р02, получено, что компрессор с охлаждением встроенного привода агентом на уровне давления всасывания в первую ступень будет всегда иметь более высокую эффективность.

Рисунок 2 - Увеличение работы компрессора в зависимости от относительной

величены потерь привода



Для сопоставления эффективности схем охлаждения ВЭП основным хладагентом с охлаждением привода подачей дополнительного количества жидкого хладагента на уровне давления Р01, определяя дополнительное количество агента через удельную холодопроизводительность цикла и величину потерь, для отношения работ сжатия в компрессоре, получим:

l ж1 = l кж / lк1 = (1 + A1 / Eо) / B1 ,

где: lкж – работа компрессора с учетом сжатия дополнительного количества подаваемого для охлаждения привода хладагента; Ео – теоретический холодильный коэффициент цикла, определяемый по минимальной теоретической работе сжатия компрессора и холодопроизводительности.

Анализ полученной зависимости с учетом реальных значений Ео для расчетного режима показывает, что при одинаковой эффективности компрессора охлаждение привода паром основного агента выгоднее, чем подачей дополнительного количества жидкого агента. Преимущество охлаждения снижается с уменьшением величены потерь привода и зависит от свойств хладагента. Для агента R134а, в связи с большим значением В1 при одинаковой величине потерь привода преимущество оказывается значительно ниже. Так, при А1 = 0,5 преимущество схемы охлаждения привода основным агентом на RC318 составило свыше 5%, а на R134а - 1,3%. Аналогичный результат получен для охлаждения ВЭП на уровне давления Р02.

Экспериментальное определение потерь ВЭП было проведено с имитаторами рабочих колес, представляющих собой основные диски рабочих колес диаметром 63мм без лопаток. Методика исследования предусматривала замер суммарных потерь привода (электрических и трения) путем измерения потребляемой мощности на клеммах электродвигателя, а также выделение электрических потерь. Диапазон изменения плотности рабочей среды составил от 0,5 до 22 кг/м3. Частота вращения ротора изменялась от 25000 до 40000 об/мин, что соответствовало изменению окружной скорости на роторе электродвигателя от 75 до 120 м/с. Изменение плотности рабочей среды обеспечивалось применением трех рабочих сред - воздуха и хладагентов R12 и R134а при различных давлениях.

Выделение электрических потерь выполнялось по результатам испытаний на воздухе при минимальной плотности, равной 0,5 кг/м3, в предположении неизменности их величины для каждой частоты вращения в пределах рассматриваемых нагрузок. При этом принималось, что погрешностью определения потерь трения, в виду их малости при указанной плотности, по принятым моделям расчета можно пренебречь.

Расчет потерь в газодинамических опорных и упорном подшипниках выполнялся по ламинарной модели [5], достоверность которой подтверждена практикой создания воздушных турбомашинах с данным типом подшипников. Потери на цилиндрической поверхности ротора электродвигателя определялись по методике, рассматривающей вращение гладкого цилиндра, расположенного коаксиально с зазором относительно неподвижного наружного цилиндра [6].

Дисковые потери имитаторов рабочих колес, лобовых частей электродвигателя и потери на цилиндрической поверхности упорного гребня рассчитывались по рекомендациям Цумбуша [7]. Режимными параметрами являлись: давление, температура и частота ращения ротора.

По температуре и давлению через подпрограммы термодинамических и теплофизических свойств определялись: плотность ?z, кг/м3, кинематическая - ? м2/c и динамическая вязкость -?, м2/c хладагента.

При расчете потерь трения в зазоре между ротором и статором коэффициент момента сопротивления внутреннего вращающегося цилиндра - CFZ определялся с учетом числа Тейлора -Та =ur*zr / ?*?(zr/rr) в виде зависимости CFZ =0.02Та (-0.2) , справедливой для диапазона изменения числа Тейлора от 100 до 10000.

Расчеты по принятым моделям при плотности 0,5 кг/м3 показали, что потери трения составляют 20 ... 30 % от общей величены потерь привода. Их изменение составило от 88 до 210 Вт при изменении частоты вращения от 25000 до 40000 об/мин. Электрические потери при этом составили 362 и 480 Вт соответственно. Переход к потерям трения при плотностях больше 0,5 кг/м3 осуществлялся вычитанием электрических из суммарных потерь, полученных в эксперименте.

Сопоставление расчетных и экспериментальных данных по потерям трения приведено на рис.3 и показывает неплохое качественное их соответствие во всем диапазоне изменения параметров.

Как видно, результаты теории и эксперимента имеют наибольшее различие в области высоких частот вращения выше 30000 об/мин. Расчетная величина потерь в большей степени превышает опытные данные в области плотности рабочей среды равной 10 кг/м3. Максимальное различие при этом составило 15%. С уменьшением частоты вращения различие уменьшается и при 25000 об /мин расчетные и экспериментальные данные практически полностью совпадают.

Анализ результатов расчета показывает, что в общих потерях трения основную величину, более 65%, составляют потери на цилиндрических поверхностях ротора электродвигателя и упорного гребня. В связи с этим для снижения суммарных потерь привода основное внимание необходимо уделять мероприятиям, направленным на снижение именно этих потерь. Учитывая, что величина потерь на цилиндрических поверхностях при постоянной угловой скорости вращения в большей степени определяется диаметром цилиндра, необходимо стремиться в первую очередь к его снижению. Уменьшение диаметра ротора электродвигателя при сохранении мощности возможно за счет увеличения его длины, а снижение диаметра упорного гребня при заданных осевых нагрузках за счет увеличения несущей способности г
азодинамических подшипников.

Рисунок 3 - Потери трения высокочастотного ВЭП
Можно предположить, что основное несоответствие расчетных и экспериментальных данных вызвано погрешностью определения потерь на цилиндрической поверхности ротора электродвигателя, что связано с несоответствием действительных параметров ВЭП с моделью Г. Шлихтинга. Уточнение модели расчета может быть выполнено только по результатам экспериментальных исследований встроенных электроприводов ХЦК других типоразмеров. Этот вывод относится также и к ламинарной модели расчета потерь в газодинамических подшипниках. Можно ожидать также, что переход к реальной работе компрессора внесет некоторые изменения в полученные величины потерь ВЭП, за счет дополнительной турбулизации потока при прохождении хладагента в зазоре ротор-статор.

Получение опытных данных выполнялось на экспериментальном стенде - «газовое кольцо». В состав стенда входит: двухступенчатый компрессор с электродвигателем, инвертором и блоком управления; теплообменник; успокоитель потока; соединительные трубопроводы; запорная и регулирующая арматура; система водяного снабжения, включая охлаждение электродвигателя; контрольно-измерительная аппаратура; вспомогательное оборудование (системы вакуумирования, опресcовки и заправки хладагентом RC318).

Измерительная аппаратура обеспечивала измерение всех параметров (давление, температура, расход) хладагента, частоты вращения ротора и тока электродвигателя, необходимых для определения газодинамической работы ступеней компрессора и мощности ВЭП, а также параметров охлаждающей воды для определения тепловых балансов стенда. Измерительная аппаратура обеспечивала определение основных параметров с погрешностью ~4%.

Испытания подтвердили работоспособность ГДП в среде хладагента, а также соответствие величины потерь ВЭП, полученных по изложенной выше методике. Подтверждена также работоспособность схемы охлаждения привода агентом, подаваемым после первой ступени. Отвод тепла «водяной рубашкой» снижает количества теплоты, подводимой в процессе сжатия агента, не влияя на газодинамические характеристики ступеней, что улучшает энергетические показатели компрессора.

Газодинамические характеристики различных вариантов ступеней компрессора, отличающихся типом полуоткрытых рабочих колес – пространственные (ПРК) и радиальные (РРК) и диффузоров – безлопаточные (БЛД) и комбинированные (КД), а также шириной проточной части показали, что реально может быть обеспечена эффективность ступени на уровне s = 0,7. Как следует из полученных результатов, ступень с ПРК, не смотря на менее эффективный БЛД, обеспечивает большую эффективность, чем ступень с РРК и КД. Это связано в первую очередь с меньшим влиянием осевого зазора на течение в ПРК, которое в связи с малыми геометрическими размерами ступеней оказалось, как показали эксперименты, решающим. Сложность обеспечения осевых и радиальных зазоров определяется конструктивными особенностями используемых ГДП, которые с учетом изменения положения ротора не позволили устанавливать зазоры менее 0,3 мм, что составило для РРК почти 10% его ширины. Таким образом, повышение эффективности ступеней может быть обеспечено применением рабочих колес закрытого типа или совершенствованием ГДП в части уменьшения конструктивных зазоров.

Не менее важным для определения энергетических параметров компрессора является знание действительного гидравлического сопротивления ВЭП при прохождении хладагента. Результаты испытаний по определению гидравлического сопротивления ВЭП на ГДП показали, что коэффициент сопротивления, определяемый по скорости на входе в полость ВЭП, составляет = 6,0, что соответствует потери давления эквивалентной 1,5о С по линии насыщения.

На основе полученных результатов предложена методика определения энергетических показателей ХЦК с ВЭП на ГДП и проведена их оценка, включая ХЦК типоразмерного ряда ВХМ холодопроизводительностью от 20 до 60 кВт при работе в термодинамических циклах с однократным и двукратным дросселированием на расчетном режиме с to/tk = +3/+40оС. Рассматривались схемы охлаждения привода парообразным агентом, как наиболее эффективные, а также охлаждение «водяной рубашкой».

В общем случае механический КПД привода может быть определен отношением работы сжатия в компрессоре – lk к работе электродвигателя на валу:

мех=lк / (lк+lтр. ),

где lтр – потери трения вращения (вентиляционные потери) привода, включая потери в подшипниках.

С учетом эффективности электродвигателя получим:

мех =lк /( э.дlк+lпот. )); пр= мех э.д. =lк /lк+lпот. ),

где э.д - КПД электродвигателя, характеризующий электрические потери, а lпот – суммарные потери привода, включая трение и электрические. Т.к. при отводе тепла потерь хладагентом увеличение работы компрессора является следствием потерь привода, то в числителе уравнений необходимо принимать значение минимальной работы компрессора без учета подведенной теплоты от потерь привода, т.е.:

пр = lк min / lк + lпот.

Полученное выражение позволяет оценить КПД привода компрессора в зависимости от уровня потерь. Выразив потери привода через минимальную теоретическую работу компрессора lso и коэффициенты В и А, получим:

пр = 1 / (В + А k).

Следует отметить, что для компрессора с ВЭП понятие мех и пр несколько условно, т.к. при одинаковой величине потерь в ВЭП их значение зависит от k, что не позволяет использовать их для сопоставления эффективности компрессоров с ВЭП различных типов. В этом случае наиболее объективным является КПД компрессора кэ, определяемый по потребляемой электродвигателем энергии: кэ = к / (В + А k).

Таким образом, для определения эффективности ХЦК с ВЭП необходимо знать к и величину потерь, т.е. А. Значения lso и lк min может быть определено из расчета процессов сжатия и цикла холодильной машины, а величина В для агента RC318 хорошо апроксимируется выражениями: В = 0,08А + 1, при охлаждении агентом на уровне Р01 и В = 0,0435А + 1, при охлаждении на уровне Р02.

На первом этапе определялась эффективность ХЦК с ВЭП на ГДП холодопроизводительностью 32 кВт в зависимости от эффективности процессов сжатия без и с учетом гидравлического сопротивления привода для двух вариантов охлаждения парообразным агентом. Определение параметров цикла и процесса сжатия выполнялось с помощью математической модели холодильного центробежного компрессора [8], учитывающей реальные свойства холодильного агента и газодинамические характеристики ступеней компрессора, которые в соответствии с результатами испытаний для ступеней с РРК были приняты s1 = 0,67 и s2 = 0,64.

Для ХЦК С ВЭП на ГДП в диапазоне холодопроизводительности от 20 до 60 кВт определение эффективности выполнялось при условии постоянства диаметров рабочих колес и ротора электродвигателя. В области производительности ниже 32 кВт предполагалось использование РРК, а при большей производительности ПРК. Изменение производительности обеспечивалось изменением ширины рабочих колес, а изменение мощности электродвигателя – изменением его длины.

Эффективность процессов сжатия в ступенях определялась на основе результатов испытания компрессора с различными вариантами ступеней, отличающихся типом (радиальное и пространственное) рабочих колес и относительной шириной проточной части. Потери трения рассчитывались по методике, изложенной выше, а электрические потери при условии э.д = Const.

Как следует из полученных результатов, наличие сопротивления снижает эффективность компрессора, причем в большей степени при охлаждении на уровне давления Р02 (6%, вместо 3%).

Результаты расчетов показали, что изменение производительности компрессора от 20 до 60 кВт приводит к повышению кэ на 15 –16 %. Однако в области производительности ниже 30 кВт его величина составляет значение менее 0,5.

Введение водяного охлаждения, обеспечивающего полный отвод теплоты потерь привода, позволит несколько повысить кэ компрессора. При этом для охлаждения на уровне Р01 влияние водяного охлаждения оказывается несколько выше – 1,6% вместо 1% для второго варианта.

Дальнейшее повышение эффективности турбокомпрессоров может быть достигнуто путем применения центробежных ступеней с повышенной эффективностью, а также использованием закрытых вместо полуоткрытых радиальных рабочих колес. Оценка с учетом [9] показала, что при таких размерах s ступеней может иметь значения до 0,75.

Целесообразным является также использование синхронного вместо асинхронного электродвигателя [10], большая эффективность которого определяется меньшими габаритами и меньшими электрическими потерями. Результаты расчетов показали, что применение синхронного привода позволяет повысить эффективность турбокомпрессоров на 5-6,5%. Большее повышение эффективности соответствует схеме охлаждения привода агентом на уровне давления входа во вторую ступень компрессора.

Р
исунок 4 - Изменение холодильного коэффициента ВХМ с ХЦК

Значительное повышение эффективности холодильной машины при работе на хладагенте RС318 обеспечивает переход к циклу двукратного дросселирования. Расчеты показывают, что в этом случае на рассматриваемом режиме эффективность ХЦК возрастает на 11-13%. Однако сопоставление эффективности ХЦК, работающих в различных циклах, целесообразно проводить по холодильному коэффициенту Eэ, характеризующему затраты энергии на производство холода (рис. 4). Понятие кэ является условным для цикла двукратного дросселирования из-за различия массовых расходов в ступенях компрессора и может использоваться только при проведении расчетов.

Анализ полученных результатов показывает, что максимальная эффективность ХЦК с ВЭП на ГДП обеспечивается при полном отводе теплоты потерь охлаждающей водой при давлении в полости ВЭП – Р01. В этом случае холодильная машина с ХЦК холодопроизводительностью 32 кВт даже при полученных параметрах ступеней может иметь холодильный коэффициент на уровне Eэ = Qо / Nэд =3,3, что сопоставимо с показателями холодильных машин с другими типами компрессоров [11].

П
рименение рабочих колес закрытого типа позволит повысить этот показатель до Еэ = 3,5-3,6.

Рисунок 5 - Изменение Eэ и Ewэ ВХМ с ХЦК при s1 = s2 = 0,7
На рис. 5 показано изменение эффективности ряда ВХМ с ХЦК на режиме работы t0/tk =+3/+400C, в виде зависимости холодильного коэффициента Eэ от холодопроизводительности. Рассмотрена работа в циклах одно и двукратного дросселирования, для варианта ХЦК с асинхронным приводом и закрытыми рабочими колесами при охлаждении ВЭП хладагентом на уровне давления Р01. Там же приведена эффективность ХМ с ХЦК при водяном охлаждении ВЭП и давлении в его полости на уровне Р01 - Ewэ. КПД ступеней при этом были приняты s1 = s2 = 0,7. Применение синхронного ВЭП позволяет повысить значение Ewэ для ВХМ холодопроизводительностью 32 кВт при работе ХЦК в цикле 2-х кратного дросселирования с давлением в полости привода Р01 до Ewэ = 3,82.

Полученные результаты по эффективности ХЦК с ВЭП на ГДП, наряду с преимуществами, которые обеспечивают их применение, в том числе возможности эффективного регулирования изменением частоты вращения, свидетельствуют о целесообразности их использования в холодильных машинах малой холодопроизводительности.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Верещагин М.П., Колончин В.С. Достижения в области кондиционирования воздуха и холодильной техники // Холодильная техника.-1997. -№5.

  2. S2M news 2002. Magnetic Bearings: Leadership based on Experience. August 2002.

  3. Оценка параметров турбокомпрессоров для бытовых и промышленных кондиционеров/И.Я.Сухомлинов, Д.Л.Славуцкий, М.В.Головин, И.Ю.Савельева //Холодильная техника. -1998.-N6. - С.14-16.

  4. Опыт создания нового поколения холодильных центробежных компрессоров / И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, Д.Л.Славуцкий, Ю.А.Равико-вич // Труды 10 международного симпозиума потребители производители компрессорной техники. – Санкт Петербург. – 2003. – с.

  5. Ермилов Ю.И., Равикович Ю.А. Разработка конструкции и расчет характери стик лепесткового газодинамического подшипника повышенной несущей способностью//Вестник ГАУ: серия «Проблемы и перспективы развития двигателестроения». -вып. 3, ч.2, г.Самара, 1999. - С.262-268.

  6. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. Перев. с нем. изд. -М.:Наука,1969. – 744с.

  7. Чистяков Ф.М. Холодильные турбоагрегаты.-2-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение,1967.-288с.

  8. Сухомлинов И.Я. Математическое моделирование центробежных холодильных компрессоров// Холодильная техника.-1986.-№8.-С.29-31.

  9. Теория и расчет турбокомпрессоров /К.П.Селезнев, Ю.Б.Галеркин и др.; под общ. ред. К.П.Селезнева. – 2-е изд., перераб. И доп.- Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние, 1986. – 392 с., ил.

  10. Двигатели асинхронные единой серии 4а мощностью 0,06-400 кВт /Электротехника СССР, -М.: Информэлектро, 1982. – С.49-51.

  11. Холодильные компрессоры /А.В.Быков, И.М.Калнинь, Д.Л.Славуцкий и др.; под ред. А.В.Быкова.-2е изд., перераб. и доп.-М.: Колос,1992.- 304 с.

  1   2   3


Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации