Разработка и совершенствование методов расчёта рабочих процессов поршневых расширительных машин и агрегатов с самодействующими клапанами тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.13, кандидат технических наук Загородников, Антон Павлович

• Загородников, Антон Павлович
• кандидат технических наук
• 2011

Оглавление диссертации кандидат технических наук Загородников, Антон Павлович

Содержание

1. Список обозначений

Введение

Глава 1. Литературный обзор. Постановка задач исследований

1.1. Поршневые расширительные машины

1.2. Применение самодействующих клапанов в поршневых расширительных машинах

.3. Теоретический рабочий процесс поршневой расширительном

машины

1.4. Исследования динамики самодействующих клапанов

1.5. Расчет коэффициентов давления и расхода

1.6. Математические модели рабочих процессов поршневых пнев-модвигателей

1.7. Исследование расширительных машин с самодействующими клапанами

1.8. Агрегатирование поршневых машин

1.9. Цели и задачи исследований

Глава 2. Построение математических моделей поршневых машин и

агрегатов. Разработка программного средства

2.1. Состояние газа в рабочих камерах

2.2. Динамика кривошипно-шатунного механизма

2.3. Реализация расчёта математической модели

2.4. Архитектура программного средства построения и расчёта математических моделей рабочих процессов поршневых машин и агрегатов

Глава 3. Конструкции экспериментальных стендов, методика экспе-

римента

3.1. Одноцилиндровый стенд

3.2. Многоцилиндровый стенд

3.3. Проведение эксперимента

3.4. Моделирование продувки трехмерных моделей клапанов

Глава 4. Применение программного средства для численного исследования поршневых машин и агрегатов

4.1. Анализ характеристик одноцилиндрового ПД

4.2. Многоцилиндровые пневмодвигатели

4.3. Пневмодвигательно-компрессорный агрегат

Заключение

Литература

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка и совершенствование методов расчёта рабочих процессов поршневых расширительных машин и агрегатов с самодействующими клапанами»

Введение

Поршневые пневматические двигатели (ПД) получили самое широкое распространение в пожаро-взрывоопасных производствах нефте-газо- горнодобывающих отраслей промышленности для привода погрузочных, погрузочно-транс-портных, стволовых машин, лебедок, тельферов, буровых ключей, других механических устройств и инструментов.

Рабочая камера поршневых ПД отличается достаточно высокой степенью уплотнения за счет поршневых колец утечки в них сравнительно невелики, поэтому эффективный КПД поршневых пневмодвигателей выше в сравнении с другими типами двигателей. Кроме того, поршневые ПД могут создавать больший крутящий момент, допускают перегрузки, просты в эксплуатации и обладают хорошей пусковой характеристикой.

В качестве источника для поршневых ПД в настоящее время используется сжатый воздух с давлением на входе 0,4-0,6 МПа. Интенсификация работы шахтного оборудования и инструмента может быть достигнута повышением давления сжатого воздуха на входе. Известно, что увеличение рабочего давления в поршневых ПД на каждые 0,1 МПа позволяет повышать их мощность более чем на 15%.

В настоящее время в поршневых пневмодвигателях широко используется золотниковое газораспределение, которое имеет ряд недостатков, а именно: снижает КПД на режимах, отличающихся от номинальных, способствует росту объемных и энергетических потерь, ограничивает частоту вращения до 10001500 об/мин, усложняет конструкцию.

Замена принудительного газораспределения на самодействующие клапаны является одним из направлений совершенствования конструкций поршневых ПД. Поршневые пневмодвигатели с самодействующими клапанами по показателям эффективности могут составить конкуренцию пневмодвигателям с

принудительным газораспределением, особенно на режимах функционирования с переменным и (или) повышенным давлением сжатого воздуха на входе.

Повышать давление сжатого воздуха непосредственно у пневмоприемни-ков горнопроходческого оборудования в шахтах, снижение которого происходит вследствие гидравлических потерь и утечек в трубопроводах большой протяженности, возможно созданием агрегатов нового типа - так называемых пневмодвигательно-компрессорных агрегатов (ПДКА), являющимися трансформаторами давления. ПДКА, включающие пневмодвигательную и дожимную компрессорные ступени с самодействующими клапанами, совмещенные в одном корпусе, отличающиеся низкой металлоемкостью и габаритами, смогут найти применение для эффективного пневматического привода современного высокоинтенсивного шахтного оборудования.

С упрощением конструкций поршневых ПД и созданием агрегатов нового типа может быть расширена область их применения для химической, нефтехимической и газовой отраслей промышленности в целях сбережения потенциальной энергии газообразных сред (отходящие, побочные и промежуточные продукты), снижение высокого давления которых перед последующим применением в соответствии с технологическим процессом ранее производилось редуцированием.

Кроме того, применение самодействующих клапанов в детандерах и детандер-компрессор- ных агрегатах, работающих на воздухе в холодильной технике, способствует созданию экологически чистых холодильных машин, в соответствии с Монреальским Протоколом 1987 года о прекращении использования озоноразрушающих хладагентов.

Исследования, направленные на разработку и создание расширительных машин и агрегатов с улучшенными технико-экономическими показателями, имеют прикладное значение. Сроки разработки и внедрения машин и агрегатов нового типа в производство во многом определяются совершенствованием

методов проектирования и математического моделирования путем использования широких возможностей современной вычислительной техники и развитого программного обеспечения.

Вопросы, связанные с разработкой и совершенствованием высокоэффективных расширительных машин и агрегатов с самодействующими клапанами, методов их расчета, математических моделей, программного обеспечения, позволяющих проводить оптимизацию рабочих процессов с последующим выходом на их конструктивное исполнение, являются весьма актуальными.

Объекты исследования: поршневые пневмодвигатели, пневмодвигательно-компрессорные агрегаты с самодействующей системой газораспределения.

Предмет исследования: рабочие процессы, в том числе неустановившиеся, совмещенные с динамикой механизмов движения поршневых машин и агрегатов с самодействующей системой газораспределения.

Методы исследования: экспериментальные и численные с применением многофакторной оптимизации.

Связь темы диссертационного исследования с общенаучными государственными программами. Работа выполнена в рамках фундаментальных исследований по аналитической целевой ведомственной программе Федерального агенства по образованию Министерства образования и науки Российской Федерации «Развитие научного потенциала Высшей школы на 2006-2008 г.г.» № 1054 от 01.01.06 «Рабочие процессы поршневых пневмодвигателей и пнев-модвигатель-компрессорных агрегатов».

Целью диссертационной работы является повышение энергетической эффективности рабочих процессов поршневых пневмодвигателей и пневмо-двигательно-компрессорных агрегатов с самодействующими клапанами на основе математического моделирования и оптимизации рабочих процессов.

Для достижения цели необходимо решить следующие задачи:

1. Выполнить анализ теоретических и экспериментальных исследований,

связанных с повышением энергетической эффективности рабочих процессов поршневых расширительных машин и агрегатов на основе методов математического моделирования и оптимизации рабочих процессов.

2. Создать математические модели рабочих процессов поршневых машин и агрегатов с самодействующими клапанами, совмещенные с динамикой механизмов движения.

3. Создать экспериментальные стенды для исследования рабочих процессов поршневых пневмодвигателей и пневмодвигательно-компрессорных агрегатов с самодействующими клапанами. Провести экспериментальные исследования рабочих процессов при различных режимных и конструктивных параметрах пневмодвигателей и агрегатов.

4. На основе математических моделей разработать программное средство расчета с учетом нестационарных режимов работы поршневых машин и агрегатов с самодействующими клапанами и многофакторной оптимизации рабочих процессов.

5. Выполнить параметрический анализ влияния конструктивных и режимных параметров на энергетическую эффективность рабочих процессов поршневых пневмодвигателей и пневмодвигательно-компрессорных агрегатов с самодействующими клапанами с прямоточной, непрямоточной и комбинированной системой газораспределения.

6. Провести анализ качества моделирования. Сравнить результаты, полученные на моделях, с экспериментальными данными и результатами других авторов.

7. Дать рекомендации по рациональному конструированию поршневых расширительных машин и пневмодвигательно-компрессорных) агрегатов с самодействующей системой газораспределения.

Научная новизна работы состоит в следующем:

1. Разработаны математические модели рабочих процессов, совмещенные

с динамикой механизмов движения пневмодвигателей и пневмодвигательно-комрессорных агрегатов с самодействующими клапанами с учетом неустановившихся (нестационарных) режимов работы, с прямоточной, непрямоточной и комбинированной схемами газораспределения;

2. Разработан и апробирован алгоритм преобразования модульного представления поршневых машин (комрессор, детандер, пневмодвигатель) и агрегатов (детандер-компрессорный, пневмодвигательно-компрессорный) в математические модели, а также методы численного расчета моделей и оптимизации конструктивных и режимных параметров с учетом нестационарных режимов работы и различных схем газораспределения;

3. Получены экспериментальные данные по влиянию конструктивных и режимных параметров поршневых ПД и ПДКА на характеристики их работы;

4. На основании результатов экспериментальных и численных исследований даны рекомендации по рациональному конструированию поршневых пнев-модвигателей и агрегатов с самодействующей системой газораспределения, предложен типоразмерный ряд поршневых ПД на унифицированных компрессорных базах с поршневым усилием от 2 до 16 кН.

На защиту выносятся

1. Математические модели рабочих процессов ПД и ПДКА, совмещенные с динамикой механизмов движения с учетом неустановившихся режимов их работы с прямоточной, непрямоточной и комбинированной схемами газораспределения в пневмодвигательной части, с одним и более цилиндрами;

2. Алгоритм модульного построения математических моделей рабочих процессов поршневых комрессоров, пневмодвигателей, детандеров и агрегатов на их основе с учетом динамики механизмов движения, методы численного расчета и оптимизации с учетом неустановившихся режимов работы для различных схем газораспределения;

3. Экспериментальные данные по влиянию конструктивных и режимных

параметров поршневых пневмодвигателей и пневмодвигательно-компрессорных агрегатов на характеристики их работы;

4. Рекомендации по рациональному конструированию поршневых пневмодвигателей и агрегатов с самодействующей системой газораспределения, разработке типоразмерного ряда поршневых ПД на современных унифицированных компрессорных базах с поршневым усилием от 2 до 16 кН.

Практическая ценность. Созданное программное средство может быть использовано для расчета рабочих процессов поршневых машин и агрегатов с самодействующими клапанами организациями, занимающимися проектированием поршневых компрессоров, пневмодвигателей, детандеров и агрегатов на их основе.

Результаты исследований используются в учебном процессе в ОмГТУ при проведении лабораторных и практических занятий, в курсовом и дипломном проектировании по дисциплинам «Системы автоматизированного проектирования», «Машины и аппараты химических производств», «ЭВМ в инженерных расчетах».

Апробация работы. Результаты работы по теме диссертации докладывались и обсуждались на VI, VII Международных научно-технических конференциях «Динамика систем, механизмов и машин», Омск, 2007 г., 2009 г.; 3-й Международной научно-технической конференции «Энергетика, экология, энергосбережение, транспорт», Омск, 2007 г.; 18th International Congress of Chemical and Process Engineering CHISA 2008, Praha, Czech Republic, 2008; Всероссийской научно-технической конференции «Россия молодая, передовые технологии в промышленность», Омск, 2008 г.; VIII Международной научно-технической конференции молодых специалистов «Исследование, конструирование и технология изготовления компрессорных машин», Казань, 2009 г.; International Conference «Biofuels for energetics», Praha, Czech Republic, 2009; научно-методических семинарах кафедры «Машины и аппараты химических производств»,

Омск, ОмГТУ, 2007-2011 г.г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 15 печатных работ, в том числе 12 статей, из них 4 статьи в журналах, рекомендованных ВАК для материалов диссертаций, 3 тезисов докладов.

Объем работы. Работа состоит из введения, 4 глав, заключения, списка литературы, изложенных на 170 страницах машинописного текста, поясняется 72 рисунками, 6 таблицами. Список литературы включает 120 наименований.

В первой главе Рассматриваются пневматический привод, его достоинства и недостатки, технический уровень, тенденции его развития, состояние вопроса математического моделирования рабочего процесса поршневых машин и агрегатов, моделирования динамики самодействующих клапанов, реализации расчетов на ЭВМ математических моделей.

Во второй главе приведены уравнения для математических моделей рабочих процессов поршневых ПД и ПДКА, уравнения динамики механизмов движения, набор компонентов, из которых строится модульное представление поршневых ПД и ПДКА, алгоритм построения математических моделей, способы численного решения.

В третьей главе дано описание экспериментальных стендов, методика и оценка погрешностей эксперимента. Представлены результаты численных продувок клапанов с использованием метода конечных элементов.

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных и численных исследований, выполнен их анализ, произведена проверка на адекватность моделей, даны рекомендации по рациональному конструированию поршневых ПД и ПДКА, разработан и предложены типоразмерные ряды поршневых ПД на унифицированных компрессорных базах.

1. Литературный обзор. Постановка задач

исследований

1.1. Поршневые расширительные машины

Поршневые расширительные машины можно условно разделить на детандеры и пневмодвигатели — у первых целью их функционирования является получение холода, у вторых — получение крутящего момента на валу.

Поршневые пневмодвигатели. К пневмодвигателям объемного действия (далее ПД) относятся поршневые и ротационные (шиберные или пластинчатые, шестеренные, Рутса). К недостаткам пластинчатых ПД относится быстрый износ лопаток, повышенный шум; шестеренных — более высокий удельный расход сжатого воздуха и меньший крутящий момент по сравнению с поршневыми

ПД[1].

Поршневые пневмомоторы выполняются аксиально-поршневыми и ради-ально-поршневыми. Широкое распространение получили радиально-поршне-вые пневмомоторы за счет простоты управления, меньших утечек сжатого воздуха по сравнению с пневмомоторами других типов, возможности их перегрузки, хорошей пусковой характеристики [2].

Радиально-поршневые пневмомоторы имеют относительно низкую частоту вращения: 800^1500 об/мин. Поршневые ПД со скоростью вращения 1500 об/мин считаются «высокооборотистыми». Инерционность частей золотникового механизма, помимо прочих факторов, снижает максимальную частоту вращения ПД. Преимущественное распространение имеют радиально-поршневые ПД с одноколенным валом и числом цилиндров от четырёх до семи, расположенными звездообразно, короткоходные, с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 0,6^0,7 (для снижения средней скорости поршня, которая

из-за нарастания дроссельных потерь в процессах наполнения и выпуска ограничивается уровнем 3,0 ^ 3,5 м/с).

В поршневых ПД применяется золотниковое газораспределение (1.1). Золотники представляют собой устройства для управления движанием сжатого воздуха. Однако использование золотников имеет ряд существенных недостатков, таких как:

1. сложность изготовления золотника, необходимость высокоточного изго-

товления механизма газораспределения;

2. повышенное трение за счет трения в механизме воздухораспределения;

3. повышение сложности обслуживания двигателя;

4. система газорапределения «настраивается» на номинальное давление, при переменном давлении на входе значительно снижается КПД.

М, Л/, п

Рис. 1.2. Схема изменения характеристик ПД относительно частоты вращения

Мощность ПД достигает максимального значения Nmax при частоте вращения п к 0,5пх.х., где пххс - частота вращения при холостом ходе, крутящий момент М имеет наибольшее значение Мтах при частоте вращения, близкой к нулю. Номинальной частотой вращения ПД считают такое её значение, при котором имеет место максимум КПД ПД. Для поршневых ПД общего назначения пн = (0,30 - 0,35)пхх_ (рис. 1.2). [3]

Поршневые ПД нашли самое широкое применение в угольной промышленности: для привода насосов, лебедок, тельферов стволовых машин, буровой

каретки СБКСНС-2; на породопогрузочных машинах типа ППН; в погрузочно-транспортных машинах МПДН, ПТ, ПДН, ПДВ; и нефтехимической промышленности: в стационарном буровом ключе АБК-3М, АКБУ и т.д. [4, 5].

С начала применения пневматических машин и механизмов и почти до 40-х годов прошлого века использовалось низкое давление на входе (до 0,45 МПа). Данный фактор существенно сказывался на производительности труда на предприятиях использующих пневматическое оборудование. В 40-х годах в нашей стране и за рубежом (США, Канада, швеция, Франция и др.) был осуществлен перевод пневматических систем предприятий на давление сжатого воздуха до 0,5-0,9 МПа. Наметилась тенденция применения сжатого воздуха как энергоносителя пневмоприводов с еще большим давлением. Так, согласно прогнозам техники и технологии добычи полезных ископаемых [6-8] ожидается дальнейшее повышение давления сжатого воздуха для снабжения подземных потребителей до 1,0 МПа и выше.

Поршневые детандеры Использование воздуха в качестве рабочего тела в холодильной технике (детандерах) способствует решению важной экологической проблемы, связанной с разрушением озонового слоя Земли атомами хлора вследствие использования галогенизированных фреонов1. Также воздух безопасен, не воздействует отрицательно на людей, обрабатываемые продукты и окружающую среду, доступен и бесплатен.

Получение искусственного холода с использованием воздуха в качестве рабочего тела возможно как с помощью детандерных машин, так и вихревых холодильных устройствах, реализующих эффект Ранка [9]. Наряду с такими преимуществами, как надежность, ресурс работы, вихревые устройства имеют невысокую термодинамическую эффективность и низкий адиабатный КПД

1 Несмотря на то, что существуют озонобезопасные фреоны ^152, R134 и др.), они обладают меньшей удельной холодпроизводительностью, повышенную химическую активность по отношению к конструкционным материалам, взаимную нерастворимость со многими синтетическими и нефтяными маслами.

порядка 0,3^0,4 при перепаде давлений равном 6 и 50%-ном выходе холодного воздуха. При начальном давлении 0,3^0,5 МПа можно получить на холодном конце трубы температуру воздуха лишь на 50° ниже начальной. Поэтому вихревые устройства применяются в основном в летательных аппаратах, где для питания сжатым воздухом используется скоростной напор набегающего потока.

В производстве искусственного холода с температурой охлаждающего источника -40°С и ниже наилучшие энергетические показатели могут быть достигнуты с помощью воздушных детандерных холодильных машин. Воздушная холодильная машина представляет собой комбинацию компрессора, расширительной машины (детандера), теплообменников, холодильной камеры и системы управления. В качестве компрессорных и расширительных машин применяются машины объемного и динамического действия.

В настоящее время воздушные детандерные турбохолодильные машины низкого давления, холодопроизводительностью менее 10 кВт не выпускаются [10]. Это связано со сложностью изготовления турбомашин малой производительности. Применение турбокомпрессоров и турбодетандеров на малые производительности в установках низкого давления приводит к значительному уменьшению размеров проточной части ступени и вследствие этого к возрастанию относительной доли потерь на трение и утечек, в результате чего снижается КПД.

Для низкотемпературных холодильных установок малых производитель-ностей от 5 м3/мин и ниже, наиболее рационально использовать поршневые компрессоры и детандеры, преимущества которых в данном интервале произ-водительностей несомненны по сравнению с турбокомпрессорами и турбоде-тандерами [11-15]. Использование для этих целей поршневых детандеров, которые применяются в циклах высокого и среднего давления для сжижения воздуха, не целесообразно из-за низкого КПД детандера.

Производство ПД. Что касается поршневых ПД, то основным предприятием в России, которое ведет разработку и производство поршневых ПД, является ОАО завод пневматических машин «Пневматика» (г. Санкт-Петербург), которое является старейшим заводом промышленного производства пневматических машин. В послевоенные годы заводом было освоено серийное производство реверсивных моторов: четырехцилиндровых ДР-5 и пятицилиндровых ДР-10 со звездообразным расположением цилиндров, одно-кривошипным валом и вращающимся трехканальным (трехлинейным) золотником. С внедрением этих конструкций связана деятельность ветеранов предприятия В.И. Ми-хеля, А.Ф. Шелепанова и Г.И. Кусницына [1].

В настоящее время заводом «Пневматика» выпускаются следующие типы машин: П8-12, П12-12, П13-16, П16-25, конструкции, которых разработаны с участием главного конструктора предприятия Ф.Б. Иванова и к.т.н. И.А. Ше-лепанова.

Технические характеристики выпускаемых ОАО «Пневматика» пневмо-двигателей приведены в табл. 1.1 [6, 16]. В таблице 1.2 приведены данные аналогов зарубежного производства [1].

Как следует из табл. 1.1 и 1.2 отечественные пневмодвигатели при номинальном давлении 0,6-0.63 МПа не уступают зарубежным аналогам по удельному расходу воздуха и удельной металлоёмкости, в частности пневмодвигатель П13-16, в сравнении с пневмодвигателями, выпускаемыми «Atlas Copco» (Швеция) и «Gardner-Denver Co.» (США) при примерном равенстве показателей по удельному расходу воздуха имеет лучшие показатели по удельной металлоёмкости.

На техническое совершенствование отечественных конструкций поршневых пневмодвигателей оказали влияние научные работы И.И. Артоболевского, Б.И. Бежанова, А.А. Боровкова, А.А. Германа В.П., Е.В. Герца, В.Д. Зиневича, И.И. Корабельщикова, А.Г. Холзунова и других, в них развивалась теория ра-

Таблица 1.1. Параметры поршневых ПД отечественного производства

Типы поршневых дви- Показатели

гателей

Число Давление Номинальная Частота Удельный Удельная

цилиндров воздуха на входе, МПа мощность, кВт вращения, об/мин расход воздуха, м3 кВт-мин металлоёмкость, кг/кВт

П8-12 4 0,63 8 750 1,02 13,13

П12-12 5 0,63 12 750 1,02 8,75

П13-16 5 0,63 13 1000 1,0 8,46

П16-25 5 0,5 16 1500 1,3 6,25

П7,5-12 5 0,4 7,5 750 1,1 12,7

П2,5-Ф1 5 0,5 9,5 800 1,08 10,5

П6,3-12 4 0,4 6,3 750 1,13 15,1

бочих процессов объемных пневмомоторов [1,4, 17-29].

Однако, существенных изменений конструкции поршневых ПД за последние десятилетия не претерпели (например, заменялись подшипники скольжения подшипниками качения, увеличивались проходные сечения).

1.2. Применение самодействующих клапанов в поршневых расширительных машинах

Самодействующие клапаны в поршневых расширительных машинах (пнев-модвигателях, детандерах) не применялись.

И.К.Прилуцким [30] было предложено использовать самодействующие клапаны в поршневых расширительных машинах (детандерах высокого давления).

Им предложен рабочий цикл поршневого детандера и рассмотрена контрук-ция прямоточного поршневого детандера с самодействующими клапанами (рис. 1.3).

Теоретическая работоспособность таких машин (детандеров высокого дав-

Рис. 1.3. Поршневой прямоточный газовый детандер (двигатель): (а) — конструкция: 1-штуцер подачи воздуха, 2-ограничитель подъема, 3-крышка клапана, 4-кольцевой запорный элемент, 5-пружина сжатия, 6-крышка цилиндра, 7-цилиндр, 8-выхлопные окна, 9-поршень; (б) — рабочий цикл прямоточного ПД с самодействующей системой газораспределения.

Таблица 1.2. Параметры поршневых ПД зарубежного производства

Типы поршневых пневмодвигателей Показатели

Давление воздуха на входе, МПа Номинальная мощность, кВт Частота вращения, об/мин Удельный расход воздуха, м3 Удельная металлоёмкость, кг/кВт

кВт-мин

Завод Острой (Чехия) 0,4 5,9-55,1 700-1200 0,95-1,16 13,6

Заводы Петровицкой и Рыбницкий (Польша) 0,4 5,5 800 1,02 16,3

«Atlas Copco» (Швеция) 0,6 1,8-9,6 250-1300 0,95-1,09 10,9-14,96

«Holman», «Broom and Wade», BID (Англия) 0,385-0,56 2,2-36,8 500-1200 0,8-1,08 15,4-40,8

«Gardner-Denver Co.» (США) 0,385-0,64 1,3-7,35 610-1060 0,95-1,0 10,0-14,0

ления) была показана Прилуцким И.К. [31-33] и позднее работы по поршневым расширительным машинам (в основном, детандерам) с самодействующими клапанами продолжены в работах, выполненных в СПбГУНиПТ [34-37].

гр о

Также исследования расширительных машин с самодействующими клапанами (в том числе, пневмодвигателей) проводились в ОмГТУ Калекиным В.С. [2], Кабаковым А.Н. [38], Ваняшовым А.Д. [10] и др.

В работе Калекина В.С. [2] показано, что поршневые пневмодвигатели с самодействующими клапанами по показателям эффективности могут составить конкуренцию пневмодвигателям с принудительным газораспределением, особенно на режимах функционирования с переменным и (или) повышенным давлением сжатого воздуха на входе, также они более просты в конструкции.

Работоспособность конструкций кольцевых и тарельчатых клапанов, запатентованных в ОмГТУ [39-43], была экспериментально доказана на физических моделях детандера и детандер - компрессорного агрегата (ДКА) низкого давления (до 0,8 МПа) и пневмодвигателя в ОмГТУ Калекиным В.С. с сотрудниками (Бычковским Е.Г. и Коваленко С.В.). В результате экспериментальных

исследований [10, 44, 45] было установлено, что диапазон устойчивой работы нормально - открытых впускных кольцевых и тарельчатых клапанов ограничен для данной конструкции и режима работы детандера и пневмодвигателя (5, Б, п, Рнач) определяется соответствующим соотношением размеров запорных элементов (Ь, Лср, йкл), седла (/с ), максимальной высоты подъема (Нтах), жесткости пружин (С ), их количества и массы. При большей высоте подъема и значительной жесткости пружин самодействующий клапан не успевает закрыться в течении хода, от чего зависит время процесса наполнения (степени отсечки наполнения С2) и расширения газа до момента открытия выхлопных окон верхним поршневым кольцом. Если процесс расширения в рабочей полости отсутствует (клапан закрывался только после сообщения полости цилиндра с атмосферой через выхлопные окна), эффективность работы детандера и пнев-модвигателя значительно снижалась. С целью установления работоспособных конструкций (по наличию процесса расширения), конструкции расширительных машин с впускными нормально - открытыми кольцевыми и тарельчатыми клапанами была получена на основании метода размерностей безразмерная зависимость, которая была составлена из вышеперечисленных режимных и конструктивных параметров [44] в виде степенной зависимости.

Несмотря на то, что экспериментально работоспособность поршневой расширительной машины с самодействующими клапанами (ПД) была подтверждена, ПД обладал узким рабочим диапазоном по впускному давлению Рнач, жесткости пружины впускного клапана Спр, максимальной высоте подъёма запорного элемента клапана Можно также отметить, что необходимость изменения высоты подъёма запорного элемента клапана привела к созданию регулируемого ограничителя максимальной высоты подъёма кольцевого клапана [46].

1.3. Теоретический рабочий процесс поршневой расширительной машины

Рабочий процесс для прямоточная схемы движения рабочего тела в поршневом двигателе в координатах р — V за полный оборот коленчатого вала происходит следующим образом (рис. 1.3, б) [31]. За начало отсчета угла <р = 0 принимается положение поршня в ВМТ.

В точке I объём цилиндра равен объёму мёртвого пространства У1 = Ум, давление и температура газа в этот момент практически равны параметрам на входе, т.е. р1 = рн и Т1= Тн. Впускной клапан открыт полностью - проходное сечение в щели клапана, имеет максимальное значение.

При полностью открытом клапане в течение всего хода поршня текущая разность давлений между входом и цилиндром описывается кривой 1-2°-А. В точке 2° разность давлений Ар2 достигает такой величины, когда газовая сила, действующая на запорный элемент клапана, превышает силы упругости пружины клапана.

В этот момент происходит отрыв пластины клапана от ограничителя подъема. На участке 2°-2 высота щели клапана убывает от ктах до 0, что сопровождается ростом перепада давлений на запорном элементе клапана Ар2 > Ар20. В точке 2 впускной клапан закрывается, объём цилиндра равен У2, параметры газа соответственно р2 и Т2.

В точке 2 начинается политропический (адиабатический) процесс расширения газа, который заканчивается в точке 3, когда рабочая камера цилиндра соединяется через выхлопные окна с атмосферой или выпускной камерой. В конце расширения объём камеры равен У3, параметры газа соответствуют р3 и Тз.

При дальнейшем движении поршня в сторону НМТ происходит выхлоп газа из рабочей камеры цилиндра в выпускную камеру под действием разности

давлений [р3 — р.) > 0. В зависимости от соотношения давлений р3 и рк режим истечения может быть закритическим или докритическим.

Процесс выхлопа заканчивается при положении поршня в НМТ. В зависимости от начального давления, формы, числа и размеров отверстий выхлопных окон давление газа в цилиндре в конце процесса 3-4 может даже приближаться к конечному (атмосферному) давлению (р4 = рк).

Процессы 1-2°-2, 2-3 и 3-4 происходят при перемещении поршня от ВМТ до НМТ под действием газовых сил. Обратный ход поршня в однорядной схеме - за счет инерции маховика.

При обратном ходе на участке 4-5 газ через выхлопные окна выталкивается из цилиндра. В этом случае растет скорость поршня, уменьшается сечение выхлопных окон, перекрываемых поршнем. В результате чего, при одновременным повышением давления, возрастает скорость истечения газа из цилиндра. В момент отсечки рабочей камеры от выхлопных окон объем рабочей камеры У5 = УЪ , давление р5 > рк.В точке 5 при закрытых поршнем выхлопных окнах процесс выталкивания газа из цилиндра заканчивается.

Обратное сжатие газа происходит по линии политропического процесса (адиабате) и заканчивается в момент открытия впускного клапана, при р6 < рн. В это время газ притекает из впускной полости в цилиндр при переменном давлении в цилиндре р6 < рц < рн. Началом процесса наполнения цилиндра газом можно считать равенство р6 = рц, а условием его окончания рц = рн.

Процесс сжатия газа в цилиндре прекращается в точке 6 в момент выравнивания давлений в цилиндре и впускной полости (р6 = рн). При перемещении поршня к ВМТ объём цилиндра уменьшается, давление в цилиндре повышается и может принимать большие значения (дожатие), выше, чем на входе (р6 > рн). Происходит нагнетание газа из цилиндра через открытый впускной клапан.

Процесс нагнетания газа весьма кратковременный, имеет место при скоростях поршня близких к нулю, при максимальном проходном сечении клапа-

на, вследствие чего относительные потери давления на участке 6-6°-1 минимальны. Процесс нагнетания заканчивается в точке I, затем цикл повторяется.

Закрытие клапана за счет перепада давления, обусловленного увеличением мгновенной скорости поршня до середины хода поршня, обеспечивает, так называемый, «детандерный» режим работы [31]. С процессом расширения в рабочем цикле происходит большее снижение температуры отработанного газа, чем только в одном процессе выхлопа.

При ф = 90°, в соответствии с законом движения кривошипно-шатунного механизма, скорость поршня достигает максимального значения. Если самодействующий клапан не успел закрыться по «скорости поршня», он закроется (при соответствующей жёсткости пружин) по «разности давлений» только после открытия поршнем выхлопных окон, расположенных в районе НМТ [4753].

В расчетной практике используется рабочий цикл расширительной ступени, построенный в координатах давление - безразмерный ход поршня.

За безразмерный ход поршня принимается отношение текущего значения хода поршня к его максимальной величине 5, т.е. С = . Тогда С2 = - безразмерный ход поршня, соответствующий моменту окончания процесса (степень отсечки) наполнения; С6 = - то же в момент окончания процесса (степень отсечки) сжатия; С3 = = - то же в момент окончания процессов расширения и выталкивания; а = =- относительная величина

мертвого пространства.

1.4. Исследования динамики самодействующих клапанов

Поскольку самодействующие клапаны применялись в поршневых компрессорах с момента их появления, работы по их расчёту выполнялись ещё до появления вычислительной техники. Дифференциальные уравнения для опреде-

ления потерь давления в самодействующих клапанах, были впервые получены Н.А.Доллежалем [54]. В этих уравнениях сила, обусловленная действием газового потока на запорный элемент, связывалась с перепадом давления на клапане при математическом моделировании рабочих процессов поршневых компрессоров. Работы Н.А. Доллежаля, проведенные им в 1936-1944 г.г. по исследованию динамики и газодинамики самодействующих клапанов, а также процессов, протекающих в поршневых компрессорах, являются основополагающими в этой области. Принималось, что давление в цилиндре одинаково по всему объему в любой момент времени, а в нагнетательном патрубке постоянно. Предполагалось также, что истечение газа через клапан подчиняется законам установившегося течения, а изменение состояния газа в цилиндре подчиняется адиабатическому закону. За характерную скорость принималась скорость в седле клапана.

Одной из первых зарубежных теоретических работ по динамике клапанов явилась диссертация М. Costagliola (США) [55], выполненная в MIT (Массачусетсом технологическом институте). Математическая модель базировалась на двух уравнениях: уравнении потерь давления при определенной величине подъема запорного органа клапана и уравнении движения запорного органа под действием силы упругости пружины, демпфирующей силы и силы давления потока газа, проходящего через клапан. Течение через клапан предполагалось адиабатным, а за определяющую скорость принималась скорость в щели клапана.

Полученные Н.А. Доллежалем и М. Costagliola дифференциальные уравнения в общем виде не интегрируются, а решение их численным методом не представлялось возможным из-за отсутствия ЭВМ. Поэтому они использовались при качественном анализе влияния свойств клапанов на характер изменения линий всасывания и нагнетания индикаторной диаграммы компрессора.

Выводу дифференциальных уравнений динамики клапанов и способам их решения был посвящен ряд работ [56-59]. Широкое распространение в рас-

четной практике получил способ линеаризации нелинейных дифференциальных уравнений путем отбрасывания членов, обуславливающих нелинейность. В работе [58] перепад давления на клапане находился в функции от времени:

АР (t) = a- sin

где а — амплитуда заменяющей синусоиды; Т — период, равный удвоенному времени от начала открытия до посадки запорного элемента на седло.

Величина а находится из условия, чтобы кривая изменения давления газа в цилиндре в момент открытия клапана имела бы с синусоидой общую касательную. Этот способ не точен, т.к. игнорируется связь перепада давления с перемещением запорного органа.

В работе [59] уравнение движения пластины клапана записывалось в виде:

1 d2h 2 (dh/dt)'

3 dt2 9 h

2

2

+ q2 - h = b - sin a>t

с

, где д = у — — частота собственных колебаний системы пластина-пружина;

V тпл

h — ход пластины клапана, м; Спр — жесткость пружины, Н/м; тпл — масса пластины, кг; Ь = щ п кр—; — коэффициент суммарного воздействия потока на пластину; р — плотность воздуха, протекающего через клапан, кг/м3;

О О

/щ — площадь в щели клапана, м , Рп — площадь поршня, м2; гкр — радиус кривошипа, м; g — ускорение свободного падения, м/с2; а> — угловая скорость вращения кривошипа, рад/с; г - число клапанов.

При выводе в работе [59] данного уравнения газ принимался несжимаемым, предварительный натяг пружины не учитывался, коэффициент предполагался независимым от хода пластины. Для решения уравнения отбрасывалось второе слагаемое, обуславливающее его нелинейность:

$ 2

тпл '~(№+СпР = щ 'Р' <' (1Л)

где ющ — скорость газа в щели клапана.

С появлением электронной вычислительной техники целый ряд исследователей занимались интегрированием системы дифференциальных уравнений движения запорного элемента клапана. В 1965 г. А.Н.Борисоглебский и Р.В.Кузьмин [60], объединив уравнения расхода и уравнение изменения объема рабочей полости цилиндра с уравнением движения пластины клапана, получили обобщенное нелинейное уравнение третьего порядка и решили его на ЭВМ методом Рунге-Кутта. Коэффициенты давления и расхода в работе [60] принимались постоянными.

М. Wambsgangss и R. Cohen (США) [61] в 1966 г. разработали впервые математическую модель полного рабочего цикла поршневого компрессора с реальными самодействующими клапанами. Процессы всасывания и нагнетания в этой модели основывались на уравнениях М. Costagliola. Давление во всасывающей и нагнетательной полостях считалось постоянным, а процессы сжатия и расширения описывались политропными зависимостями. В результате были получены индикаторная диаграмма и диаграммы движения пластин всасывающих и нагнетательных клапанов.

Многие авторы [59, 62, 63], при выводе уравнений динамики клапанов, учитывают колебательный характер движения запорного элемента, хотя при преобразовании к удобному для решения виду, эти слагаемые не учитываются. В работе [62] уравнение динамики записывается в виде:

где П1 — отношение квадрата собственной частоты колебаний к квадрату частоты вынуждающей силы; П2 — параметр, характеризующий начальное натяжение пружины клапана; — параметр газовой среды.

В этом уравнении понятие коэффициента давления не используется, и он принимается равным единице. После преобразования уравнение приводится к виду, аналогичному 1.1.

В работе [63] исследовались колебания пластин прямоточных клапанов с учетом их предварительного изгиба. Пластина рассматривалась как балка, защемленная одним концом:

й2Н 2 , 3 ^ „ _ йН \2-Е-1-(\-5) т-—— + д - Н = --щ-Н-Р-2-ц- —----—--,

8 & I3.12

где I — длина хорды, м; 10 — полная длина пластины, м; 8 — толщина пластины, м; у — коэффициент давления; Н — относительные потери давления в клапане; ц =

Во всех перечисленных выше работах коэффициент давления потока газа, входящий в уравнение динамики, принимался постоянным, т.е. не зависящим от перемещения запорного элемента, либо вообще не учитывался, т.е. принимался равным 1.

1.5. Расчет коэффициентов давления и расхода

Важными показателями при расчете работы самодействующего клапана являются массовый расход газа и влияние газовой силы (давления) на запорный элемент самодейтсвующего клапана, которая оказывает влияние на расчет открытия и закрытия клапана в рабочем процессе. В работах М.И.Френкеля [64], Б.С.Хрусталёва [65], И.Б.Пирумова [66] были введены эмпирические коэффициенты давления и расхода (для самодействующих клапанов компрессоров), которые в дальнейшем стали широко использоваться.

Впервые физический смысл коэффициента давления был объяснен М.И. Френкелем [64]. Им впервые экспериментально получены зависимости коэффициента давления рд от параметров клапана, а именно, от отношения высоты подъема h запорного элемента к ширине канала в седле Ь для кольцевых клапанов, и от отношения проходных сечений в щели клапана /щ и седле /с для

прямоточных клапанов (компрессоров):

Рд = 0,62

1-(7,

щ/ _

с,

Среди зарубежных исследований, в которых основное внимание уделялось моделированию работы самодействующего клапана, можно выделить [6770]. При описании течения газа через клапан предполагалось, что течение газа одномерное изоэнтропное. Использовался коэффициент расхода, полученный при стационарных продувках; течение через открытый клапан рассматривалось как течение через круглое отверстие с той же эквивалентной площадью. К недостаткам указанных моделей можно отнести: не учитывание теплообмена газа с нагретыми деталями компрессора и утечек через неплотности в клапанах и поршневом уплотнении. Все это оценивается косвенно через показатели политроп, полученных в результате эксперимента, что уменьшает универсальность математических моделей и возможность распространения полученных данных на машины другого типа. Не учитывается ограниченность объемов всасывающей и нагнетательной полостей.

В нашей стране дальнейшее развитие теории самодействующих клапанов проводилось в научных школах, сложившихся в ЛенНИИХиммаше, ЛПИ им. Калинина (СПбГТУ) [65,71-77]. Ряд работ был посвящен определению газодинамических характеристик клапана в условиях стационарного газового потока. Накоплен экспериментальный материал по коэффициентам давления рд и расхода ^ для различных конструкций клапанов.

Коэффициент давления представляет собой отношение давления потока д, действующего на запорный элемент, к потере давления в клапане, определяемой по разности осреднённых давлений между полостями всасывания и цилиндром компрессора в процессе всасывания [64], т.е.

£ Рвп Ркл /л

& = —-—• (1.2)

Рвп Рц 30

2

Представляется в виде эмпирических зависимостей, получаемых при статических продувках клапанов. Для кольцевых пластин, расположенных перпендикулярно набегающему потоку, значения для рд приведены в виде отношения текущей высоты подъема пластины Н клапана к ширине прохода в канале седла Ь:

Ъ = АН/Ъ).

Введение в расчетную практику этого коэффициента, а вместе с ним и коэффициента расхода, меняющего свое значение при перемещении запорного элемента клапана, позволило проводить анализ работы клапанов различного типа методами математического моделирования рабочих процессов в нашей стране и за рубежом [30, 78-89].

Полученные в результате статических продувок зависимости для различных типов клапанов поршневых компрессоров [63, 65, 66, 71-76, 90-103], как правило, имеют частный характер и в этой связи могут использоваться для решения ограниченного круга задач при моделировании процессов в поршневых компрессорах, для нормально открытых клапанов эти зависимости не применимы.

В работе [71] проведены продувки кольцевых клапанов. Полученные зависимости коэффициентов давления и расхода от Н/Ъ качественно аналогичны полученным М.И. Френкелем, различаясь лишь по абсолютным значениям, что связано с различными геометрическими размерами испытуемых клапанов.

В работе В.П. Исакова [72] приводятся результаты теоретических и экспериментальных исследований дисковых клапанов с демпферными пластинами. Экспериментально обоснована физическая картина обтекания потоком пластины кольцевого клапана. При Н/Ъ <0,1 в щелевом зазоре поток направляется параллельно поверхности уплотнительных кромок, отклоняясь у выходной кромки. При Н/Ъ > 0,1 наступает мгновенное отклонение (отрыв) потока от

поверхности седла. Полученные зависимости рд для дисковых клапанов имеют более высокие значения (рд = 1,2 ^ 1,7), по сравнению с данными [64, 71] для кольцевых клапанов (рд = 1,0^ 1,3).

Влияние теплообмена, притечек, утечек газа через неплотности в клапане и поршневые кольца на динамику клапана оценивалось в работе Б.С. Хруста-лева [65]. При этом всасывающие и нагнетательные полости предполагались бесконечно большого объема. Показана возможность использования для расчета газодинамических характеристик справочных данных по гидравлическим сопротивлениям. Потери давления определялись приближенно по формуле:

А ^ ^(m^r)2■Sin2r,И=2^^Cр.^SinV (1.3)

В [75] рассматривались уравнения динамики как прямоточных, так и кольцевых клапанов с газовым демпфером. В уравнении динамики кольцевого клапана учитывался отскок пластины, вводимый коэффициентом 0,375, умножаемым на скорость пластины.

В [76] была аппроксимирована полученная [64] зависимость рд = /(ЫЬ), в виде полинома:

0 <ЫЬ< 0,15 : рд = 38,7 • (ЫЬ)2 - 7,1 • (ЫЬ)+ 1,3

0,15 < Л/6 < 0,5 : рд = -2,62 • (Л/6)2 + 2,25 • (Л/6) + 0, 82

В [77] описана математическая модель рабочего процесса в кольцевом клапане с газовым демпфером, сформулированы критерии подобия работы этих клапанов. Приведены результаты расчетных исследований влияния параметров газового демпфера на работу клапана.

Обобщением исследований, проведенных в ЛПИ им. Калинина, явилась диссертация И.Б. Пирумова [66], в которой разработаны новые методы совместного газодинамического и динамического расчета клапанов различных типов на математических моделях, изучено влияние сил аэродинамического демп-

фирования на работу клапанов.

Работы, выполненные в ЛенНИИХиммаше по расчету динамики движения пластин клапанов различных типов, определению затрат мощности на преодоление сопротивлений в клапанах, математическому моделированию клапанов, нашли отражение в монографии Т.Ф. Кондратьевой и В.П. Исакова [94].

Следует отметить, что работы по теоретическому исследованию и математическому моделированию динамики самодействующих клапанов, непрерывно совершенствуются и углубляются, находятся новые методы и подходы к построению математических моделей.

Можно выделить следующие недостатки этих математических моделей : бесконечность объема камер нагнетания и всасывания, не учет внешнего теплообмена, а также утечек и перетечек газа в цилиндре. Во многих работах [65, 66, 71-77] клапан рассматривается как самостоятельный узел, непосредственно не влияющий на работу ступени в целом. В некоторых случаях процессы сжатия и расширения схематизируются путем использования постоянных величин политроп. Такой подход к исследованию правомерен при отработке отдельных узлов, но не годится при оптимизации конструкции поршневой машины или агрегата в целом.

Прилуцким И.К. [31] впервые приведена полная математическая модель рабочего процесса прямоточного детандера высокого давления с самодействующими нормально - открытыми клапанами, которая включала в себя, все перечисленные фундаментальные уравнения и более того в ней использовалось уравнение состояния для реального газа. В качестве допущений было принято: квазистационарность и равновесность процессов в рабочих камерах, постоянство угловой частоты вращения вала, адиабатность процессов истечения газа через клапаны, неплотности и т.п., как через круглые отверстия, отсутствие прилипания запорных элементов к седлу, ограничителю подъема, и отскока от них.

В математической модели учитывался внешний теплообмен по уравнению Ньютона. Но предлагаемые уравнения для расчета средних коэффициентов теплоотдачи, по поверхностям, ограничивающих рабочие камеры, были получены на основе экспериментальных исследований поршневых компрессоров и для детандеров высокого давления не прошли экспериментальной проверки. Рассчитывать с помощью предложенной математической модели внешний теплообмен не было невозможности из-за отсутствия эмпирических зависимостей по температурному состоянию стенок, ограничивающих рабочие полости.

В уравнении динамики нормально - открытого клапана газовая сила предлагалось рассчитывать с использованием коэффициента давления (рд) по формуле:

1 + 1.23*10 -■[П+к0)4''

Для высоких давлений (до 20МПа) эта зависимость не имела экспериментального подтверждения, также не были подтверждены предлагаемые эмпирические зависимости для расчета коэффициентов расхода.

В таком виде математическая модель не была реализована и апробирована на вычислительной машине, взамен этого расчет быстроменяющихся и (Р, Т, Нкл) и интегральных параметров для экспериментального образца детандера, производился с помощью упрощенной модели, в которой были выделены в отдельные термодинамические процессы (расширения, сжатия, выхлопа) с постоянными показателями политроп или адиабат. За счет варьирования определенного числа параметров, влияющих на процесс (условные зазоры в клапанах, поршневых уплотнениях, коэффициентов расходов и т.п.) было получено достаточно удовлетворительное совпадение расчета с экспериментом по внешним параметрам.

Задачи, решаемые с помощью математической модели, определяются степенью соответствия полученных результатов реальному прообразу, её адекват-

ностью. Степень приближения связана с точностью математического моделирования. Не обязательно увеличивать точность моделирования, если её повышение не удовлетворяет цели моделирования [104]. Об адекватности математической модели можно было бы утверждать, если автором [31], были бы экспериментально сняты быстроменяющиеся параметры (Р, Т, hKJl). В этом случае математическая модель могла бы быть использована для выдачи определенных рекомендаций по установлению рациональных характеристик нормально - открытых кольцевых клапанов детандера высокого давления исследуемого типа или других детандеров с близкими конструктивными параметрами.

Экспериментальные быстроменяющиеся параметры впервые были получены Калекиным В.С. и Ваняшовым А.Д. на физической модели детандер -компрессорного агрегата, созданного на базе двухступенчатого вертикального компрессора с дифференциальными поршнями, типа 20 К-1 [2, 10]. В результате экспериментальных исследований было установлено, что диапазон устойчивой работы детандера низкого давления для заданного режима работы (п, Рнач = const) определяется конструктивными параметрами нормально-открытого кольцевого клапана (D , Ьпл, С ), диаметром и числом отверстий в седле (fc).

Этот диапазон для детандера достаточно узок и определяется частью хода поршня, соответствовавшего процессу расширения. Если необходимый набор параметров клапана и, особенно hmax и Спр, подобраны неправильно, то закрытие клапана происходит при подходе поршня к НМТ после открытия верхним поршневым кольцом выхлопных окон. При таком режиме работа детандера становится не эффективной.

С помощью разработанной математической модели, которая включала все необходимые уравнения, приведенные в работе [31], дополненные только допущением об идеальности рабочей среды. Для установления адекватности математической модели физической, в результате численных экспериментов потребовалось «подгонка» расчетов, расчета под эксперимент. «Подгонялись» вели-

чины условных зазоров в закрытом клапане, поршневом уплотнении детандера, зависимости для расчета коэффициентов давления и расхода в зависимости от высот подъема запорных органов. Такая «подгонка» считается вполне оправданной при математическом моделировании. Она применяется для получения значений эмпирических коэффициентов и зависимостей для математических моделей и именуется «методом идентификации». Этот метод в своих работах использовали, Б.С. Хрусталев (ЛПИ им. Калинина), П.И. Пластинин (МВТУ им. Баумана, в настоящее время МГТУ им. Баумана). В частности, П.И. Пласти-нин с сотрудниками, таким образом, получал эмпирические зависимости для расчета внешнего теплообмена в компрессорах двойного действия [104].

Для расчета коэффициента давления В.С. Калекиным, А.Д. Ваняшовым была предложена эмпирическая зависимость:

Расчетные характеристики удовлетворительно совпадали с экспериментом при работе с меняющимися давлениями на входе и конструктивными характеристиками клапана для физической модели.

В математической модели [2, 10] учитывался внешний теплообмен. Коэффициенты теплоотдачи в рабочих камерах для детандера рассчитывались по формулам И.К. Прилуцкого. Значение температур стенок, ограничивающих рабочие полости, принимались ориентировочно относительно температуры воздуха в конце адиабатического расширения при принятых начальном и конечном конечном давлениях. Это было вызвано с необходимостью оценки низкой температуры воздуха на выходе из детандера, которой так и не было получено, в связи с тем, экспериментальные исследования проводились для

коэффициента расхода:

нестационарных режимов работы ДКА в течении короткого времени. За это время стенки детандера просто не успевали охладиться.

Для связи компрессорной и детандерной ступеней вычисление промежуточного давления принималось допущение о равенстве массовых расходов за цикл от компрессора на впуск детандера, использовался расчетный прием апробированный в [2] и усовершенствованный в [10].

Однако, как было установлено экспериментально в работах [44, 45], зависимости, полученные в [2, 10] и рекомендуемые [31], для расчета коэффициентов давлений и расходов не всегда удовлетворяют поставленным целям моделирования. Это особенно проявлялось при моделировании рабочих процессов в детандере с измененной частотой вращения и пневмодвигателя. В пне-модвигателе частота вращения определяется не только конструктивными характеристиками клапанов и машины, но и давлением на входе. Создавалась ситуация, в которой детандер или пневмодвигатель работает в заданных условиях, а численным экспериментом невозможно получить конечных результатов без корректировки коэффициентов давления. В этой связи определенная часть экспериментальных данных для пневмодвигателя, полученных Е.Г. Быч-ковским вместе с Калекиным В.В., не могла быть обработана на предмет соответствия эксперимента и расчета. Особенно это проявлялось при анализе результатов экспериментов с большим числом оборотов коленчатого вала и ниже 400 об/мин.

Особую роль при моделировании рабочих процессов поршневых расширительных машин с впускными нормально - открытыми самодействующими клапанами, занимает моделирование динамики запорных элементов и расчет течения воздуха через клапан. Мгновенный расход воздуха, через клапан принимается квазистационарным и адиабатическим, как через эквивалентное круглое сечение, в большинстве анализируемых математических моделях поршневых

пневмодвигателей, детандеров, в соответствии с уравнением:

Р2

т = ц ■ / ■ —

7

2 ■ к Т}

1

Заключение диссертации по теме «Машины, агрегаты и процессы (по отраслям)», Загородников, Антон Павлович

Заключение

В настоящей работе проведено исследование поршневых газовых (пневматических) двигателей и пневмодвигательно-компрессорных агрегатов с самодействующими клапанами. Разработаны и созданы автоматизированные экспериментальные стенды, разработаны математические модели рабочих термогазодинамических и динамических процессов в механизме движения пневмо-двигателей и двигательно-компрессорных агрегатов с самодействующими клапанами с кривошипно-шатунным механизмом, выполнены экспериментальные и теоретические исследования. Предложены и апробированы методы расчета поршневых машин (газовых двигателей, детандеров и компрессоров) с учётом нестационарных (неустановившихся) режимов их работы.

Работа направлена на совершенствование рабочих процессов поршневых машин и агрегатов, создание новых более экономичных конструкций, обладающих улучшенными эксплуатационными качествами, низкими удельными показателями, такими как затраты мощности и удельная металлоемкость.

Основные теоретические и практические результаты проведенных исследований состоят в следующем:

1. Выполнен анализ теоретических и экспериментальных исследований, связанных с повышением энергетической эффективности рабочих процессов поршневых компрессорных и расширительных машин на основе методов математического моделирования и оптимизации рабочих процессов. Показана целесообразность их применения и выявлены основные направления исследований.

2. Созданы и апробированы математические модели рабочих процессов поршневых машин и агрегатов, учитывающие газодинамику самодействующих клапанов (с использованием метода конечных элементов) и динамику механизмов движения.

3. Разработаны алгоритмы численного расчета и оптимизации математических моделей рабочих процессов, совмещенных с динамикой механизмов движения поршневых машин (компрессоров, ПД) и агрегатов (ПДКА, ДКА) различных конфигураций по количеству, расположению, функциональному назначению цилиндров.

4. Создано универсальное программное средство моделирования рабочих процессов поршневых машин и агрегатов с динамикой механизма движения, нестационарных режимов работы и возможностью многофакторной оптимизации.

5. Созданы экспериментальные стенды пневмодвигателя и пневмодвига-тельно-компрес- сорного агрегата. Проведены экспериментальные исследования рабочих процессов пневмодвигателя, 3-х цилиндрового Ш-образного пневмо-двигателя и пневмодвигательно-компрессорного агрегата.

6. Проведен анализ качества моделирования. Сопоставление результатов, полученных на модели, с результатами экспериментальных исследований указывает на хорошее совпадение. Расхождение в индикаторных мощностях и частотах вращения не превышает 2^14%.

7. Выполнен параметрический анализ влияния конструктивных и режимных параметров на показатели работы ПД и пневмодвигательной ступени. На основании математических моделей рабочих процессов даны рекомендации по рациональному конструированию поршневых двигателей с самодействующими клапанами и пневмодвигательно-компрессорных агрегатов.

- В результате расчетов рабочих процессов ПД можно сделать вывод о том, что чем точнее конструктивные параметры (С , Нтах, расположение и размер выхлопных окон) подобраны в результате оптимизации под режимные параметры (Рнач , момент нагрузки на валу), тем менее устойчивой является конструкция ПД к изменению начального давления и нагрузки.

- непрямоточная схема газораспределения может быть рекомендована для применения в условиях строго определенного подбора конструктивных параметров впускного и выпускного клапанов для определенных номинальных давлений сжатого воздуха;

- для повышенных давлений от 0,8 МПа отношение хода поршня к диаметру цилиндра в поршневых ПД с самодействующим газораспределением должно составлять 0,8^0,85, для меньших давлений S/D следует принимать порядка 0,6^0,7. Отклонение S/D от рекомендованных значений на 0,1 в меньшую сторону приводит к увеличению удельного расхода сжатого воздуха на 60^70%, в большую сторону — на 20^30%;

- минимальный удельный расход сжатого воздуха для прямоточной и комбинированной схем газораспределения имеет место при расположении нижнего края выхлопных окон, соответствующего положению поршня в нижней мертвой точке. Смещение положения окон на на 0,2 (С = 0, 8) относительного хода поршня в сторону ВМТ приводит к увеличению удельного расхода на 10%, при размещении окон на С = 0,9 имеет место максимальное значение мощности;

- величина относительного мертвого пространства для прямоточной и комбинированной схемы должна составлять а = 0, 3 — 0,4. При уменьшении а до 0,2 удельный расход возрастает в 2^2,5 раза. Увеличение а до 0,6 приводит к уменьшению мощности на 7^10% и увеличению удельного расхода на 5^10%;

- для комбинированной схемы суммарная площадь щели выпускного нормально открытого клапана в сумме с площадью выхлопных окон должна примерно соотвествовать величине оптимальной площади выхлопных окон в ПД с прямоточной схемой газораспределения;

- взаимное влияние конструктивных и режимных параметров на рабочий процесс нелинейно, оптимизация при этом должна быть многофакторной;

- установлено что поршневые ПД с самодействующим газораспределением способны развивать в 2 ^ 2,5 раза более высокую частоту вращения вала, чем поршневые ПД с принудительным газораспределением;

- наиболее целесообразными для многоцилиндровых схем является оппо-зитное и звездообразное расположение цилиндров пневмодвигателя;

- комбинированная и прямоточная схема сопоставимы по удельному расходу сжатого воздуха, причем комбинированная схема является более устойчивой с увеличением диапазона начальных давлений до 30% в большую и меньшую стороны;

- пневмодвигатели с самодействующими клапанами не уступают зарубежным и отечественным образцам поршневых ПД с принудительным газораспределением. При номинальных давлениях 0,63 удельный расход сжатого воздуха у ПД с самодействующим газораспределением может быть снижен на 20-25%;

8. На основании расчетов предложены типоразмерные ряды 5-цилиндровых звездообразных ПД с самодействующей системой газораспределения и ПД, выполненных на унифицированных У- и Ш- образных базах поршневых компрессоров с номинальным поршневым усилием от 2,5 до 16 кН.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Загородников, Антон Павлович, 2011 год

Литература

1. В.Д.Зиневич, Л.А.Гешлин. Поршневые и шестеренные пневмодвигатели горно-шахтного оборудования / Л.А.Гешлин В.Д.Зиневич. — М.: Недра, 1982. — С. 199.

2. В.С.Калекин. Рабочие процессы поршневых компрессорно-расширитель-ных агрегатов с самодействующими клапанами: Дис. ... д-ра тех. наук / Омск. — 1999.

3. А.С.Наземцев. Гидравлические и пневматические системы. ч.1. Пневматические приводы и средства автоматизации. / А.С.Наземцев. — М., Форум, 2004. — С. 240.

4. В.Д.Зиневич. Теоретические и экспериментальные исследования пневматических двигателей погрузочных машин: Автореф ... кан. техн. наук. / Л. — 1955.

5. С.Н.Прудников. Расчет управляющих устройств пневматических систем / С.Н.Прудников. — М: Машиностроение, 1987. — P. 152.

6. Г.П.Герасименко. Комплексное исследование при отработке глубоких месторождений/ Г.П.Герасименко. — М.: Недра, 1971. — С. 128.

7. Л.Л.Моисеев. Перспективы развития компрессорного хозяйства глубоких шахт/ Л.Л.Моисеев// Сб. науч. тр. КузПИ.-Кемерово. — 1969. — Vol. 13. — Pp. 65-68.

8. Л.Л.Моисеев. Моделирование и оптимизация режимов работы компрессорных станций горных предприятий / Л.Л.Моисеев. — Кемерово.: Куз-ПИ, 1979. — P. 118.

9. С.И.Барсуков, В.И.Кузнецов. Вихревой эффект Ранка /

B.И.Кузнецов С.И.Барсуков. — Иркутск, 1983. — С. 121.

10. А.Д.Ваняшов. Разработка и исследование поршневых детандер-компрессорных агрегатов с самодействующими воздухораспределительными органами: Дисс. ... канд. техн. наук/Омск. — 1999.

11. А.Б.Грачёв, Н.В.Калинин. Получение и использование низких температур / Н.В.Калинин А.Б.Грачёв. — М.: Энергоиздат, 1981. — С. 128.

12. З.З.Рахмилевич. Испытания и эксплуатация энерготехнологического оборудования/ З.З.Рахмилевич. — М.:Химия, 1981. — С. 384.

13. Г.И.Бумагин. Создание и исследование детандера с внутренним приводом для промышленных воздухоразделительных установок: Дисс.... канд. техн. наук / М. — 1971.

14. Г.И.Бумагин. Поршневые детандеры: Учебное пособие / Г.И.Бумагин. — Омск: ОмПИ, 1981. — С. 96.

15. Н.М.Савинова. Исследование процессов в прямоточном детандере с внутренним приводом клапанов: Дисс. ... канд. техн. наук / М. — 1973.

16. А.В.Иванов В.К.Лаблакс, Е.Д.Рябков. Пневматический привод горных машин / Е.Д.Рябков А.В.Иванов, В.К.Лаблакс. — М: ЦИНТИАМ, 1963. —

C. 59.

17. В.Д.Зиневич. К расчету индикаторных диаграмм и энергетических характеристик пневматических поршневых двигателей / В.Д.Зиневич // Изв Вузов, Горный журнал. — 1965. — Vol. 11. — Pp. 83-88.

18. В.Д.Зиневич. Исследование рабочих процессов пневматических двигателей горных машин: Автореф.. .д-ра техн. наук / Сталино.

19. И.И.Артоболевский Е.В.Герц, А.Е.Кобринский и др. К динамике пневматических устройств / А.Е.Кобринский и др. И.И.Артоболевский, Е.В.Герц // Труды семинара по ТММ/ М, Изд. АН СССР. — 1955. — Vol. 56. — P. 67.

20. Е.В.Герц. К расчету пневматического поршневого пневмодвигателя с золотниковым распределителем / Е.В.Герц // Изв. АН СССР, ОТН. — 1955.

— Pp. 83-89.

21. Б.Н.Бежанов. Пневмоавтоматика в производственных машинах / Б.Н.Бежанов. — Л.: ЛПИ, 1950. — P. 111.

22. Б.Н.Бежанов. Пневматические механизмы/ Б.Н.Бежанов. — Л.: Машгиз, 1957. — P. 252.

23. Б.Н.Бежанов. Пневматические системы автоматизации технологических процессов / Б.Н.Бежанов. — Л.: Машгиз, 1963. — P. 197.

24. А.А.Боровков. К теоретическому исследованию рабочих процессов поршневого пневматического двигателя / А.А.Боровков // Изв. Вузов, Горный журнал. — 1964. — Vol. 11. — Pp. 104-110.

25. А.Г.Холзунов. Основы расчета пневматических приводов / А.Г.Холзунов.

— М.-Л.: Машиностроение, 1964. — P. 268.

26. Н.И.Корабельщиков. К расчету адиабатных процессов при переменной теплоемкости / Н.И.Корабельщиков // Изв. Вузов, Машиностроение. — 1966. — Vol. 2. — Pp. 88-92.

27. Н.И.Корабельщиков. К определению политропных процессов / Н.И.Корабельщиков // Изв. Вузов, Машиностроение. — 1966. — Vol. 4. — Pp. 107-111.

28. R.O.Turnquist. Comparing gas flow formulas for control. Valve sizing / R.O.Turnquist// IZA Journal. — 1961. — Vol. 6. — Pp. 71-86.

29. Е.В.Герц, Г.В.Крейнин. Некоторые вопросы динамики устройств управления пневматических систем машин-автоматов / Г.В.Крейнин Е.В.Герц // Пневмо- и гидроавтоматика. -М.: Наука. — 1964. — Pp. 67-75.

30. И.К.Прилуцкий. Исследование математического моделирования при разработке, исследовании и создании ряда высокооборотных поршневых компрессоров малой производительности / И.К.Прилуцкий // Сб. науч. тр. №370. - Л. ЛПИ им. Калинина. — 1980.

31. И.К.Прилуцкий. — Разработка, исследование и создание компрессоров и детандеров для криогенной техники. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1991.

32. др., И.К.Прилуцкий и. Состояние и перспективы создания прямоточных поршневых детандеров с самодействующими клапанами / И.К.Прилуцкий и др. // Криогенная техника - науке и производству: Тез. докл. МНПК. ЦИНТИХимНефтеМаш, НПО «Криогенмаш». — 1991.

33. И.К.Прилуцкий, А.И.Прилуцкий. Расчет и проектирование поршневых компрессоров и детандеров на нормализованных базах. Учебное пособие для ВУЗов / А.И.Прилуцкий И.К.Прилуцкий. — СПб.: СПГАХиПТ, 1995. — P. 193.

34. И.К.Прилуцкий А.И.Прилуцкий, Д.Ю.Зотов А.Н.Филиппов. Моделирование рабочих процессов компрессорных и расширительных машин с учетом реальности газа / Д.Ю.Зотов А.Н.Филиппов И.К.Прилуцкий, А.И.Прилуцкий // Пути повыш. эффектив. процессов и оборуд. низкотем-ператур. техн. и пищ. технол.- СПбГАХиПТ. — 1996. — Pp. 2-8.

35. А.И.Прилуцкий. Совершенствование систем газораспределения компрессорных и расширительных машин: Дис.... канд. техн. наук / СПб. — 1997.

36. Ю.И.Молодова. Анализ работы поршневой расширительной машины / Ю.И.Молодова //Компрессорная техника и пневматика. — 1998. — Vol. 18-19.—Pp. 37-41.

37. Л.Г.Кузнецов Д.Н.Иванов, Ю.И.Молодова А.П.Верболоз. Обобщенная математическая модель рабочих процессов ступени машин объемного действия / Ю.И.Молодова А.П.Верболоз Л.Г.Кузнецов, Д.Н.Иванов // Компрессорная техника и пневматика. — 2000. — Vol. 1. — Pp. 23-26.

38. А.Д.Ваняшов В.С.Калекин, А.Н.Кабаков. Разработка и исследование детандер-компрессорных агрегатов, выполненных на унифицированных компрессорных базах/ А.Н.Кабаков А.Д.Ваняшов, В.С.Калекин// Омский научный вестник. - Омск: ОмГТУ. — 1999. — Vol. 6. — Pp. 47-51.

39. И.А.Антропов А.Д.Ваняшов, А.Н.Кабаков В.С.Калекин И.К. Прилуцкий. Поршневой пневмодвигатель: Патент на изобретение № 2097576, МКИ F 01 L 9/02, 25/00, F 01 B 25/02 / А.Н.Кабаков В.С.Калекин И.К. Прилуцкий И.А.Антропов, А.Д.Ваняшов.

40. А.Д.Ваняшов А.Н.Кабаков, В.С.Калекин. Поршневой детандер: Свидетельство на полезную модель № 11312, МКИ F 25 В 1/02 / В.С.Калекин А.Д.Ваняшов, А.Н.Кабаков.

41. Е.Г.Бычковский А.Д.Ваняшов, А.Н.Кабаков В.С.Калекин. Поршневой пневмодвигатель: Свидетельство на полезную модель № 10423, МКИ F 01 L 9/02, 25/00 / А.Н.Кабаков В.С.Калекин Е.Г.Бычковский, А.Д.Ваняшов.

42. А.Д.Ваняшов В.С.Калекин, С.В.Коваленко В.В.Калекин. Поршневая рас-

ширительная машина: Патент на изобретение №2206791, МКИ F 04 B 39/10, 53/10 / С.В.Коваленко В.В.Калекин А.Д.Ваняшов, В.С.Калекин.

43. В.С.Калекин В.В.Калекин, Д.В.Калекин. Поршневая расширительная машина: Патент на полезную модель №2004106406/20 МПК 7 F 04 B 39/10, F 04 B 53/10 / Д.В.Калекин В.С.Калекин, В.В.Калекин.

44. Е.Г.Бычковский. Разработка и исследование поршневых пневматических двигателей с самодействующими клапанами: Дис. ... канд. техн. наук / Омск. — 2001.

45. С.В.Коваленко. Комбинированная система воздухораспределения с самодействующими клапанами поршневых детандер-компрессорных агрегатов: Дис. ... канд. тех. наук / Омск. — 1999.

46. А.Д.Ваняшов А.Н.Кабаков, В.С.Калекин. Поршневой детандер. Св-во на полезную модель РФ №11312. — 31.12.1998. — ОмГТУ.

47. В.С.Калекин Д.В.Калекин, А.П.Загородников А.Г.Исаев. Поршневые пневматические двигатели и пневмодвигательно-ком-прессорные агрегаты с самодействующими клапанами / А.П.Загородников А.Г.Исаев В.С.Калекин, Д.В.Калекин // Тезисы докладов XIV Межд. науч.-техн. конф. по компрессорной технике. — Казань: Изд-во "Слово", 2007.

48. В.С.Калекин А.Д.Ваняшов, Е.Г.Бычковский. Перспективы создания поршневых пневматических двигателей с самодействующими клапанами / Е.Г.Бычковский В.С.Калекин, А.Д.Ваняшов // Хими. — 2002. — Т. 12. — С. 22-24.

49. V.S.Kalekin A.D.Vanyashov, E.G.Bychkovskii. Prospects of building piston pneumatic motors with self-acting valves / E.G.Bychkovskii V.S.Kalekin,

A.D.Vanyashov // Chemical and petroleum engineering. New York: Kluver academic. — 2002. — Vol. 38. — Pp. 739-742.

50. В.С.Калекин Д.В.Калекин, А.П.Загородников. Экспериментальное исследование поршневого пневмодвигателя с самодействующими клапанами / А.П.Загородников В.С.Калекин, Д.В.Калекин //Химическое и нефтегазовое машиностроение. — 2008. — Т. 11. — С. 26-29.

51. V.S.Kalekin D.V.Kalekin, A.P.Zagorodnikov. Research and development of pneumatic engine and piston machines with auto-triggering valves / A.P.Zagorodnikov V.S.Kalekin, D.V.Kalekin // 18-th International Congress of Chemical and Process Engineering. CHISA-2008 / Czech Republic. Praha. — Vol. Vol. 5. — 2008. — P. 1780.

52. В.С.Калекин М.В.Силков, Д.В.Калекин А.П.Загородников. Исследование поршневой расширительной машины с самодействующим клапаном / Д.В.Калекин А.П.Загородников В.С.Калекин, М.В.Силков // Современные энергосберегающие тепловые технологии СЭТТ-2008 / Материалы третьей Международной научно-практической конференции. — Т. т.2. — М.: МГУПБ, 2008. — С. 240-248.

53. В.С.Калекин М.В.Силков, Д.В.Калекин А.П.Загородников. Поршневой пневмодвигатель с самодействующим клапаном / Д.В.Калекин А.П.Загородников В.С.Калекин, М.В.Силков // Нестационарные, энерго- и ресурсосберегающие процессы и оборудование в химической, нано- и биотехнологии. Материалы третьей научно-практической конференции. — М.: МГУПБ, 2008. — С. 133-135.

54. Н.А.Доллежаль. Расчет основных параметров самодействующих пластинчатых клапанов поршневого компрессора / Н.А.Доллежаль // Общее машиностроение. — 1941. — Т. 9. — С. 2-5.

55. П.И.Пластинин. Расчет и исследование поршневых компрессоров с использованием ЭВМ / П.И.Пластинин // Итоги науки и техники. Серия на-сосостроение и компрессоростроение. — М.: 1981, 1981. — Т. т.2. — С. 168.

56. С.А.Бабаян. Исследование работы самодейтсвующих клапанов нефтепромысловых поршневых компрессоров: Автореф. дис. ... канд. техн. наук / Л. — 1960.

57. Н.Б.Кадиров. Вывод дифференциального уравнения движения пластин кольцевого клапана поршневого компрессора / Н.Б.Кадиров // Известия ВУЗов. Нефть и газ. — 1961. — Т. 2.

58. П.А.Шелест. Динамика автоматических клапанов поршневого компрессора / П.А.Шелест // Известия ВУЗов. Машиностроение. — 1962. — Т. 7. — С. 94-111.

59. С.Е.Захаренко, Г.В.Карпов. О работе самодействующих клапанов поршневого компрессора / Г.В.Карпов С.Е.Захаренко // Труды ЛПИ им. Калинина. — 1965. — Т. 177. — С. 58-66.

60. А.Н.Борисоглебский, Р.В.Кузьмин. К расчету процессов всасывания и нагнетания поршневых компрессоров / Р.В.Кузьмин А.Н.Борисоглебский // Химическое и нефтяное машиностроение. — 1965. — Т. 1. — С. 6-11.

61. П.И.Пластинин. Расчет и исследование поршневых компрессоров с использованием ЭВМ / П.И.Пластинин // Итоги науки и техники. Серия насосостроение и компрессоростроение. — 1981. — Т. т.2. — С. 168.

62. И.Н.Шварц. Применение ЭВМ для расчета и оптимизации поршневых компрессоров / И.Н.Шварц // ЦИНТИхимнефтемаш. Сер. ХМ-5. - М. — 1973. —С. 31.

63. Б.А.Спектор. Исследование динамики и прочности самодействующих клапанов поршневых компрессоров: Дис.... канд. техн. наук/ Л. — 1970.

64. М.И.Френкель. Поршневые компрессоры/ М.И.Френкель. — Л.: Машиностроение, 1969. — С. 740.

65. Б.С.Хрусталёв. — Исследование работы группы клапанов поршневого компрессора. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1974.

66. И.Б.Пирумов. Разработка методов газодинамического, динамического и прочностного расчетов, моделирование работы и оптимизация самодействующих клапанов поршневых компрессоров: Дис. ... д-ра техн. наук / Л. — 1984.

67. J.Maclaren, S.Kerr. An analitic and experimental study of self-acting valves in a reciprocating air-compressor / S.Kerr J.Maclaren // Proceeding of the Institutions of Mechanical Engineers. London. — 1969-1970. — Vol. Part 3R.

68. J.Maclaren, S.Kerr. Valve behavior in a small refrigerating compressor using a digital computer / S.Kerr J.Maclaren // The Journal of Refrigeration. — 1968.

— Vol. 6. — Pp. 153-165.

69. E.Qvale W.Soedel, M.Sterenson J.Elson D.Coates. Problem areas in mathematical modelling and simulation of refrigerating compressors / M.Sterenson J.Elson D.Coates E.Qvale, W.Soedel // ASHRAE Transactions.

— 1972. — Vol. 78 pt.1. — Pp. 75-84.

70. W.Soedel. Introduction to computer simulation of positive displacement type compressors / W.Soedel // Purdue University. School of Mechanical Engineering. West Lafayette. Indiana. — 1972.

71. Г.Н.Чекушкин. — Исследование динамики и прочности пластин кольцевых самодействующих клапанов поршневых компрессоров. — Дисс. кан-дидататехн. наук, Л., 1966.

72. В.П.Исаков. — Исследование динамики и прочности самодействующих дисковых клапанов поршневых компрессоров. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1969.

73. В.Г.Мясников. — Исследование влияния динамических процессов на рабочий цикл самодействующих прямоточных клапанов поршневого компрессора. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1974.

74. С.А.Лебедев. Исследование динамики и прочности пластин самодействующих клапанов поршневых компрессоров: Дис.... канд. техн. наук/ Л. — 1980.

75. А.А.Поска. Исследование новых конструкций прямоточных и кольцевых клапанов и разработка методов их расчета: Дисс. ... канд. техн. наук / Л. — 1974.

76. В.И.Петраш. Математическое моделирование работы и оптимизация кольцевых клапанов с газовым демпфером для поршневых копрессоров: Дис.... канд. техн. наук/ Л. — 1986.

77. В.И.Петраш, И.Б.Пирумов. Моделирование работы и оптимизация кольцевых клапанов с газовым демпфером для поршневых компрессоров / И.Б.Пирумов В.И.Петраш // Работы по созданию нов. эффектив. холод. и компрессор. оборуд. - М. — 1989. — С. 107-114.

78. Б.С.Фотин, Л.А.Штейнгарт. Расчет рабочего процесса ступени поршневого компрессора / Л.А.Штейнгарт Б.С.Фотин // Исслед. в обл. компрес-

сор. машин. Тр. 3-й Всес. конф. по компрессоростр. / Казань. — 1974. — С. 5-12.

79. Б.С.Фотин. — Рабочие процессы поршневых компрессоров. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1974.

80. А.К.Твалчрелидзе. — Исследование влияния основных геометрических соотношений на экономическую эффективность поршневых компрессоров общего назначения. — Дисс. кандидата техн. наук, М., 1975.

81. В.В.Петров. — Исследование рабочего процесса многоступенчатого компрессора. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1975.

82. С.В.Федоренко. — Исследование изменения температуры газа в цилиндрах поршневых компрессоров. — Дисс. кандидата техн. наук, М., 1977.

83. Simulation of transient gas temperatures in cylinders of reciprocating compressors using identification techniques with mathematical model. — Proceedings of the 1978 Purdue Compressor Technology Conference. West Lafayette. Purdue Compressor Technology Conference., West Lafayette. Purdue University, 1978. — p. 380.

84. В.С.Калекин И.К.Прилуцкий, Б.С.Фотин. Исследование рабочих процессов поршневых компрессоров общепромышленного назначения / Б.С.Фотин В.С.Калекин, И.К.Прилуцкий // Тр. ЛПИ им. Калинина - Тема №3540. Л. — 1978. — С. 216.

85. Е.А.Ивашнев В.С.Калекин, Р.Н.Карапетян И.К.Прилуцкий. Пути оптимизации конструкции компрессора ВУ-2,5/12 / Р.Н.Карапетян И.К.Прилуцкий Е.А.Ивашнев, В.С.Калекин // Промышленность Армении. — 1978. — Т. 11. — С. 35-38.

86. В.С.Калекин.— Исследование рабочих процессов поршневых компрессоров общепромышленного назначения. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1978.

87. В.И.Зозуля. — Исследование рабочих процессов поршневого компрессора при его интенсификации. — Дисс. кандидата техн. наук, М., 1979.

88. Е.А.Ивашнев. — Разработка и исследование поршневых компрессоров малой производительности с воздушным охлаждением. — Дисс. канд. техн. наук, Л., 1981.

89. А.Я.Бойко. — Рабочие процессы высокооборотных поршневых компрессоров. — Дисс. кандидата техн. наук, Л., 1982.

90. Б.И.Игнатов. Исследование работы ленточных клапанов с механическим демпфированием на седле. [Текст]: Автореферат дис. ... канд. техн. наук/ Л. — 1972.

91. J.Brablic. Computer simulation of the working process in the cylinder of a reciprocating compressor with piping system [Текст] / J.Brablic // Purdue Compressor Technology Conference. — 1974. — Pp. 151-158.

92. S.Touber. Zuiger compressoren computer simulatie big het optimal ontweppen vankleppen [Текст] / S.Touber// Сonstructeur. — 1982. — Vol. 4. — P. 21.

93. Г.А.Барышников. Математическое моделирование газодинамических процессов у запорного органа клапана поршневого компрессора [Текст] / Г.А.Барышников // Известия ВУЗов. Машиностроение. — 1982. — Vol. 11. — Pp. 86-90.

94. Т.Ф.Кондратьева, В.П.Исаков. Клапаны поршневых компрессоров / В.П.Исаков Т.Ф.Кондратьева. — Л.: Машиностроение, 1983. — P. 158.

95. А.С.Копелевич. Расчет потерь давления в клапанах поршневого компрессора [Текст] / А.С.Копелевич // Хим. и нефт. машиностр. — 1984. — Vol. 3. — Pp. 27-30.

96. В.М.Писаревский, В.А.Слышенков. Исследование математической модели клапана поршневого компрессора с учетом влияния параметров неустановившегося потока газа на коэффициент расхода [Текст] / В.А.Слышенков В.М.Писаревский // Известия ВУЗов. Нефть и газ. — 1986. —Vol. 4. —Pp. 51-55.

97. Matsumura Masayoshi Kato Minocu, Hirata Toshiaki. Behavior and analysis of reciprocatiny compressor valve / Hirata Toshiaki Matsumura Masayoshi, Kato Minocu // KOBELCO Technol. Rev. — 1992.

98. М.Я.Шпигель. Метод расчета динамики и потерь давления в самодействующих клапанах компрессоров [Текст] / М.Я.Шпигель // Химическое и нефтегазовое машиностроение. — 1993. — Vol. 12. — Pp. 11-15.

99. В.П.Исаков, Б.С.Хрусталев. Самодействующие клапаны поршневых компрессоров для различных областей применения [Текст] / Б.С.Хрусталев В.П.Исаков // Химическое и нефтегазовое машиностроение. — 1995. — Vol. 11. — Pp. 67-70.

100. Б.С.Хрусталев. Математическое моделирование рабочих процессов в объемных компрессорах для решения задач автоматизированного проектирования: Диссертация на соискание ученой степени д-ра техн. наук: 05.04.06/СПб. — 1999.

101. Р.Н.Карапетян И.К.Прилуцкий, Б.С.Хрусталев Б.С.Фотин. Газодинамические характеристики элементов поршневых компрессоров /

Б.С.Хрусталев Б.С.Фотин Р.Н.Карапетян, И.К.Прилуцкий // Пром-ть Армении. — 1975. — Уо1. 11. — Рр. 42-44.

102. Р.Н.Карапетян И.К.Прилуцкий, Б.С.Хрусталев. Выбор клапанов с упругим ограничителем подъема / Б.С.Хрусталев Р.Н.Карапетян, И.К.Прилуцкий// Пром-ть Армении. — 1976. — Уо1. 8. — Рр. 38-40.

103. И.К.Прилуцкий В.И.Петраш, И.А.Ивашнев Е.П.Прихожай. Математическая модель полосового клапана с упругим ограничителем / И.А.Ивашнев Е.П.Прихожай И.К.Прилуцкий, В.И.Петраш // Расч. и эксперим. исслед. холод. и компр. машин. — 1982. — Рр. 38-98.

104. П.И.Пластинин. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет / 2-е изд., перераб. и доп / П.И.Пластинин. — М.: Колос, 2000. — Р. 456.

105. Д.В.Калекин. Рабочие процессы поршневых пневмодвигателей с самодействующими клапанами на повышенном давлении сжатого воздуха: Дисс. ... канд. техн. наук/Омск. — 2010.

106. А.П.Герман. Применение сжатого воздуха в горном деле. / А.П.Герман.

— НКТП-ЩНТИ, 1933. — Р. 224.

107. К.С.Борисенко. Пневмодвигатели горных машин / К.С.Борисенко. — М: Углетехиздат, 1958. — Р. 203.

108. Г.Т.Березовец В.Н.Дмитриев, Э.М.Наджафаров. О допустимых упрощениях при расчете пневматических регуляторов / Э.М.Наджафаров Г.Т.Березовец, В.Н.Дмитриев // Приборостроение.

— 1957. — Уо1. 4. — Рр. 11-18.

109. Г.В.Крейнин. К расчету пневматических устройств в безразмерных пара-

метрах / Г.В.Крейнин // Анализ и синтез машин автоматов. -М.: Наука. — 1964. — Рр. 103-112.

110. Б.М.Подчуфаров. Некоторые вопросы теории пневматических сервомеханизмов при учете теплообмена в рабочих полостях привода и трубопроводах / Б.М.Подчуфаров // Изв. вузов., Машиностроение. — 1964. — Уо1. 6.

— Рр. 134-146.

111. В.Д.Зиневич. Уравнение динамики и термодинамики поршневых пневмо-двигателей / В.Д.Зиневич//Изв. Вузов, Горный журнал. — 1969. — Уо1. 9.

— Рр. 103-109.

112. С.А.Нестеренко, В.Д.Зиневич. Математическая модель кривошипного пневмомотора для определения мощности и расхода воздуха / В.Д.Зиневич С.А.Нестеренко // Пневматика и гидравлика М.: Машиностроение. — 1979. — Уо1. 7. — Рр. 24-28.

113. С.А.Нестеренко, Зиневич В.Д. Математическая модель пневмомотора для прогнозирования расходных и моментных характеристик / Зине-вич В.Д. С.А.Нестеренко // Тезисы докладов. Третий Всесоюзный симпозиум по пневматическим (газовым) приводам и системам управ-ления. М.-Тула: ИМАШ. — 1977. — Р. 50.

114. С.А.Нестеренко. Исследование утечек сжатого воздуха через зазоры цилиндрических сопряжений: Тез. докл. Достижения науки, технологии и АСУ в народном хозяйстве / С.А.Нестеренко // Чернигов: ЧФ КПИ. — 1981. —Рр. 70-71.

115. Ю.И.Молодова. Основы расчета и проектирования многоцелевых поршневых расширительных машин: дисс. ... канд. техн. наук. 05.04.03 (Ма-

шины и аппараты, процессы холодильной и криогенной техники, систем кондиционирования и жизнеобеспечения) / С-Пб. — 2002.

116. Большая советская энециклопедия / Под ред. А.М.Прохоров. — М.: Советская энциклопедия, 1970. — Т. 1. — С. 608.

117. P.R.Ivankov, N.P.Ivankov. The framework for simulation of dynamics of mechanical aggregates / N.P.Ivankov P.R.Ivankov // Computational Engineering, Finance, and Science. — 2007. — Pp. 2-7.

118. P.R.Ivankov, N.P.Ivankov. The virtual reality framework for engineering objects / N.P.Ivankov P.R.Ivankov // Computing - Technology and engineering. — 2006.

119. D.G.Thombare, Dr. S.K.Verma. A General Modeling Structure For Dynamic Engine Simulation / Dr. S.K.Verma D.G.Thombare // Mech. Eng. Dept., Dr. Babasaheb Ambedkar Technological University, India. — 2003.

120. F.J.Barros. Dynamic structure multiparadigm modeling and simulation / F.J.Barros // Acm Transactions On Modeling And Computer Simulation. — 2003. — Vol. 13, issue 3. — Pp. 259-275.

121. E.Ortiz-Soto D.Assanis, A.Babajimopoulos. A comprehensive engine to drive-cycle modelling framework for the fuel economy assessment of advanced engine and combustion technologies / A.Babajimopoulos E.Ortiz-Soto, D.Assanis // International Journal of Engine Research. — 2011. — Vol. 12.