Разработка и совершенствование длинноходовых бессмазочных поршневых ступеней среднего и высокого давления тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, доктор наук Бусаров Сергей Сергеевич

• Бусаров Сергей Сергеевич
• доктор наук
• 2026

Оглавление диссертации доктор наук Бусаров Сергей Сергеевич

Введение

1 Создание перспективных конструкций бессмазочных малорасходных компрессоров среднего и высокого давления

1.1 Современные передвижные компрессорные станции и тенденции

их развития

1.2 Современная техника и технология для сжатия газов

до среднего и высокого давления

1.3 Особенности функционирования и предпосылки развития бессмазочных длинноходовых ступеней

1.4 Анализ существующих методов теоретического и экспериментального исследования рабочих процессов поршневых компрессорных ступеней

1.4.1 Теоретические методы исследования

1.4.2 Экспериментальные методы исследования

1.5 Проблематика диссертационного исследования

2 Математические модели рабочих процессов и модели основных функциональных элементов бессмазочных тихоходных длинноходовых компрессоров среднего и высокого давления

2.1 Разработка и верификация модели работы самодействующих клапанов с эластомерными элементами

2.2 Разработка и верификация модели работы цилиндропоршневого уплотнения

2.3 Разработка и верификация модели упругодеформируемого цилиндра

2.4 Обобщённая модель расчёта рабочих процессов бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней с учётом особенностей теплофизических, газодинамических, трибологических и механических процессов в основных функциональных элементах таких ступеней

2.4.1 Расчётная схема и упрощающие допущения

2.4.2 Система основных расчётных уравнений

2.4.3 Реализация математической модели

2.4.4 Верификация обобщённой модели расчёта

3 Экспериментальные исследования малорасходных тихоходных длинноходовых компрессоров и их основных функциональных элементов

3.1 Подготовка средств измерения

3.2 Исследование рабочих процессов тихоходных компрессорных ступеней

3.3 Исследование герметичности клапанов и цилиндропоршневых уплотнений

3.4 Исследование деформированного состояния цилиндрической части рабочей камеры

3.5 Исследование рабочих процессов двухступенчатого поршневого компрессора на базе тихоходных компрессорных ступеней

3.6 Исследование колебаний давления газа в коммуникациях тихоходного малорасходного компрессора

3.7 Обработка результатов экспериментального исследования

4 Повышение энергоэффективности, технологичности и ресурса малорасходных бессмазочных ступеней

4.1 Энергоэффективность малорасходных бессмазочных ступеней

4.1.1 Интегральные характеристики

4.1.2 Анализ влияния режима регулирования скорости перемещения поршня на эффективность рабочего процесса ступени

4.1.3 Определение эффективных режимов внешнего охлаждения

4.2 Повышение технологичности малорасходных ступеней

4.2.1 Разработка конструкций и типоразмерного ряда тихоходных ступеней

4.2.2 Разработка системы охлаждения тихоходных длинноходовых бессмазочных поршневых ступеней

4.2.3 Применение тонкостенных трубных профилей в конструкциях малорасходных длинноходовых тихоходных ступеней

4.2.4 Исследование тепловых режимов в межступенчатых коммуникациях воздушных компрессоров на базе тихоходных длинноходовых ступеней

4.2.5 Унификация компрессоров на базе тихоходных длинноходовых ступеней

4.2.6 Поиск оптимального соотношения конструктивных и режимных параметров в тихоходных ступенях

4.3 Прогнозирование ресурса малорасходных ступеней за счёт улучшения ресурсных показателей наиболее ответственных узлов

4.3.1 Повышение ресурса цилиндропоршневых уплотнений

4.3.2 Повышение ресурса самодействующих клапанов

4.3.3 Повышение ресурса цилиндра

4.4 Влияние компоновки системы газораспределения на герметичность поршневых длинноходовых тихоходных компрессорных ступеней низкого, среднего и высокого давления

4.5 Повышение надёжности и безопасности технологических малорасходных поршневых компрессоров среднего и высокого давления

5 Особенности методики расчёта поршневых малорасходных тихоходных компрессоров

5.1 Методика расчёта действительной производительности одноступенчатых длинноходовых поршневых компрессоров

5.2 Методика расчёта суммарной поршневой силы для тихоходных агрегатов с гидравлическим приводом

6 Мобильные компрессорные станции с комбинированными схемами сжатия на базе дожимных тихоходных ступеней

6.1 Анализ рабочих процессов тихоходных компрессоров с

повышенной температурой всасываемого газа

6.2 Прогнозный анализ температурных и энергетических характеристик технологических водородных компрессоров среднего давления на базе поршневых длинноходовых ступеней

6.3 Экспериментальное исследование особенностей рабочих процессов тихоходных интенсивно охлаждаемых длинноходовых поршневых компрессорных ступеней

6.4 Разработка и реализация рекомендаций по компоновке технологического оборудования передвижных компрессорных станций с учётом требований обеспечения расширения диапазона условий эффективной и безопасной эксплуатации

Заключение

Список литературы

Приложение А. Акты внедрения

Приложение Б. Акты изготовления и методики

Приложение В. Результаты расчёта

Введение

Актуальность темы исследования

Современное компрессорное оборудование, размещаемое на передвижных комплексах, применяется для обеспечения сжатыми газами различных технологических объектов, в том числе в энергетике, при добыче, транспортировке и переработке природных ископаемых. На удалённых объектах широкое применение получили передвижные компрессорные станции (ПКС) среднего (до 1,5 МПа) и высокого давления (более 10,0 МПа), в том числе воздушные и азотные. В составе этих станций применяются быстроходные поршневые компрессоры; в качестве ступеней низкого давления могут применяться винтовые или центробежные компрессорные машины. При этом установленная мощность компрессорного оборудования таких ПКС составляет сотни киловатт.

Требования, актуальные для рассматриваемых ПКС, имеют свою специфику и обусловлены особенностями их эксплуатации на объектах, расположенных в удалённых от ресурсной и ремонтной базы регионах:

- автономность и обеспечивающие её надёжность и энергоэфффективность компрессорного оборудования, связанные с необходимостью продолжительной безаварийной эксплуатации при ограниченном количестве возимого запаса топлива;

- мобильность и связанная с ней повышенная проходимость, которая зависит как от характеристик шасси, так и от весогабаритных параметров возимого компрессорного оборудования;

- простота обслуживания и ремонта, связанная с отсутствием на объекте квалифицированного персонала, необходимого для проведения обслуживания и ремонта сложного компрессорного оборудования;

- безопасность эксплуатации в широком диапазоне атмосферных температур, обеспечение которой усложняется существенными габаритными ограничениями в части теплообменного оборудования.

От выполнения этих требований, как правило, зависит выполнение графика тех или иных технологических работ. При этом, например, в нефтегазовой отрасли срыв его выполнения зачастую приводит к существенным финансовым и ресурсным потерям. Это во многом определяет актуальность создания технологического и специального оборудования, способного длительно и надёжно работать в удалённых условиях эксплуатации, в том числе в автономном режиме в составе ПКС.

В связи с этим снижение количества ступеней сжатия и повышение эффективности их работы является одним из приоритетных направлений совершенствования и развития передвижных компрессорных установок (ПКУ).

Учитывая вышесказанное, актуальность данного исследования определяется отсутствием научно-технического задела для создания малорасходных бессмазочных ступеней среднего и высокого давления, предназначенных, в том числе, для использования в качестве дожимных ступеней передвижных компрессорных станций в составе комбинированных многоступенчатых агрегатов в сочетании с быстроходными поршневыми, винтовыми и центробежными компрессорами низкого давления, обеспечивающих эффективную и безопасную работу ПКС при повышенных температурах окружающей среды. Разработка ПКС с комбинированными ПКУ на базе дожимных тихоходных ступеней позволит повысить мобильность, автономность и безопасность существующих передвижных компрессорных станций и установок, в том числе применительно к полевым условиям эксплуатации и при повышенных атмосферных температурах; обеспечит технологическую безопасность и импортонезависимость РФ в рассматриваемой области компрессорной техники.

Объектом диссертационного исследования являются поршневые бессмазочные тихоходные длинноходовые ступени с повышенным отношением давления нагнетания к давлению всасывания и интенсивным внешним охлаждением, предназначенные, в том числе для комбинированных ПКУ в составе ПКС.

Предмет исследования - взаимосвязь рабочих процессов основных функциональных элементов, конструктивных и режимных параметров поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней и их влияние как на её энергоэффективность, технологичность и удельные характеристики, так и на мобильность, автономность и безопасность ПКС.

Степень разработанности темы

За рубежом созданием поршневых компрессоров без смазки цилиндра активно начали заниматься с начала 30-х годов 20 века. В СССР головным разработчиком компрессоров без смазки постановлением правительства №464 от 14.05.1964 г. был определен ЛенНИИхиммаш, в котором была создана специализированная лаборатория "Компрессоры без смазки". Разработкой бессмазочных поршневых уплотнений, внедрением конструкций и методов их расчёта в нашей стране в различные годы занимались такие учёные как А.В. Захаренко, И.И. Новиков,

B.П. Захаренко, Ю.К. Машков, А.П. Болштянский; за рубежом - Ward I.R., Walty F.D., Gene Gilbert, Na Miao, Yinshui Liu и многие другие. Производством бессмазочных поршневых уплотнений и компрессоров на их базе успешно занимаются ООО «Джон Крейн - Искра»; Asseal; ЭЛКОНТ, ЭКОНОМОС, АО НТК Криогенная техника, ООО "Фирма "ЦИН", Parker, Merkel, Seal-Jet, Shamban, Kaydon, GGB, Kamatics, CPI и др. Важнейшими конструктивными элементами, определяющими работоспособность и энергетическую эффективность компрессорной ступени, являются самодействующие клапаны. Проблемами повышения ресурсных и газодинамических характеристик клапанов занимались такие авторы, как Н.А. Доллежаль, Т.Ф. Кондратьева, М.И. Френкель,

C.Е. Захаренко, И.Б. Пирумов, И.К. Прилуцкий, Б.С. Фотин, А.И. Голубев, П.И. Пластинин, Б.С. Хрусталев, В.Л. Юша, Б.И. Игнатов, В.П. Исаков, Б.А. Спектор, З. Гюнтер, А. Лев, К. Миллуорд, J. Maelaren, N. Stosic, R. Dusil и др. В настоящее время наиболее известными разработчиками клапанов являются такие фирмы, как ИЛКОМ, AGV Compressor Solution, KENTEK Finland, Hoerbiger и др. В настоящее время широкую известность и распространение получили многоступенчатые поршневые компрессоры среднего и высокого давления таких

фирм как Челябинский компрессорный завод, Краснодарский компрессорный завод, АО "Компрессорный завод БОРЕЦ"; зарубежных фирм ABAC Group, Remeza, Atlas Copco, Hitachi, HYUNDAI, Дрессер-Рэнд.

Основными Российскими и зарубежными производителями ПКС являются Atlas Сорсо, Ariel Corporation, CompAirs, ОАО «Уральский компрессорный завод», ООО «НМЗ-Компрессорное оборудование», АО «Компрессор», ОАО «Челябинский компрессорный завод», «Краснодарский компрессорный завод», ООО «Уфимский компрессорный завод» и др. Развитие и совершенствование компрессорного оборудования для передвижных компрессорных станций в РФ связано с трудами А.П. Агурина, Л.Г. Кузнецова, П.И. Пластинина, Б.С. Фотина, И.К. Прилуцкого, И.В. Ворошилова, С.Г. Мельникова, В.Л. Юши и др.

При решении задачи повышения технологичности компрессорного оборудования безусловно должна быть обеспечена его высокая энергоэффективность: для современных компрессоров рассматриваемого типа индикаторный изотермический КПД может достигать 0,8, полный изотермический кпд - 0,75. Вопросам повышения энергоэффективности компрессорного оборудования уделялось пристальное внимание в исследованиях таких учёных как М.И. Френкель, Б.С. Фотин, П.И. Пластинин, И.К. Прилуцкий, Б.С. Хрусталев, А.Н. Кабаков, В.Е. Щерба, В.П. Парфёнов, В.Л. Юша, F.D. Walty, W.G. Cochran, H. Vetter, S.D. Khamankar, John F. MacLaren, M. Luszczycki, J. Hafner, B. Gaspersic и др.

Анализ современного состояния компрессорной техники применительно к рассматриваемому объекту и тенденций её развития показывает, что обеспечение требований к перспективным ПКС возможно за счёт уменьшения количества ступеней сжатия, межступенчатых коммуникаций и теплообменников; повышения эффективности охлаждения компрессорных ступеней и повышения их унификации; снижения количества ответственных узлов и повышения их ресурса, увеличения количества возимого топлива; обеспечения конкурентных показателей энергоэффективности. Представленные направления решения

проблем, связанных со спецификой эксплуатации ПКС позволяют сформировать требования к перспективному компрессорному оборудованию ПКС.

Цель диссертационной работы

Цель - научное обоснование и определение основных направлений повышения эффективности и безопасности компрессорных станций, установок и поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней среднего и высокого давления применительно к мобильным условиям эксплуатации.

Задачи:

1. Выполнить систематизацию основных технических требований, обеспечивающих повышение эффективности и безопасности передвижных компрессорных станций среднего и высокого давления применительно к мобильным условиям эксплуатации, на различных уровнях иерархической структуры их конструкции.

2. Обосновать целесообразность и возможность создания бессмазочных малорасходных ступеней среднего и высокого давления с техническими характеристиками, обеспечивающими повышение эффективности и безопасности компрессорных станций, установок и оборудования среднего и высокого давления применительно к мобильным условиям эксплуатации.

3. Разработать и реализовать комплекс математических моделей, методик расчёта и экспериментальных исследований поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней среднего и высокого давления и их основных конструктивных элементов.

4. Провести комплекс теоретических и экспериментальных исследований поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней среднего и высокого давления и их основных конструктивных элементов.

5. По результатам анализа проведённых исследований установить взаимосвязь между рабочими процессами поршневой бессмазочной тихоходной длинноходовой ступени среднего и высокого давления и её основными конструктивными размерами, режимными параметрами и интегральными характеристиками.

6. Разработать рекомендации по конструированию поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней среднего и высокого давления и их основных функциональных элементов, в том числе по компоновке систем охлаждения и газораспределения, по выбору её основных конструктивных и режимных параметров, по конструктивному исполнению клапанов и уплотнений.

7. Разработать рекомендации по повышению надёжности многоступенчатого компрессора за счёт сокращения количества компрессорных ступеней, теплообменного и вспомогательного оборудования, а также повышения ресурса и надёжности поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней.

8. Выполнить расчётно-параметрический анализ рабочего процесса многоступенчатого компрессора и по его результатам разработать новые схемные решения, обеспечивающие снижение металлоёмкости и габаритов, повышение надёжности и энергоэффективности, а также возможность безопасной эксплуатации при повышенных атмосферных температурах.

9. Разработать рекомендации по компоновке и комплектации технологического оборудования передвижных компрессорных станций с учётом требований обеспечения расширения диапазона условий их эффективной эксплуатации.

Научная новизна работы

Научная новизна диссертационного исследования заключается в том, что в ней впервые предложена идея и методология создания технологических комбинированных многоступенчатых компрессоров среднего и высокого давления с применением поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней, обеспечивающих повышение эффективности и безопасности компрессорных станций и установок среднего и высокого давления применительно к мобильным условиям эксплуатации.

Основные научные результаты работы:

1. Впервые теоретически и экспериментально обоснована возможность повышения давления газа в одноступенчатом бессмазочном поршневом

компрессоре от 0,1 МПа до 12,0 МПа при температурах нагнетания, не превышающих 430 К.

2. Впервые теоретически и экспериментально подтверждена возможность безопасной эксплуатации дожимной поршневой тихоходной компрессорной ступени при повышенных температурах в стандартной точке всасывания (до 400 К) за счёт охлаждения всасываемого рабочего газа в полости цилиндра.

3. Разработаны новые математические модели функционирования самодействующих клапанов и цилиндропоршневых уплотнений с эластомерными конструктивными элементами.

4. Разработана новая обобщённая математическая модель расчёта рабочих процессов интенсивно охлаждаемых бессмазочных тихоходных длинноходовых поршневых ступеней, учитывающая особенности функционирования системы охлаждения ступени, самодействующих клапанов и цилиндропоршневых уплотнений с эластомерными конструктивными элементами, а также возможность циклической деформации стенок цилиндра при соотношении 5Ю>10, времени рабочего цикла от 2 до 4 с, давлении нагнетания до 12,0 МПа (при атмосферном давлении всасывания).

5. Впервые получены результаты теоретического и экспериментального исследования рабочих процессов бессмазочных поршневых ступеней среднего и высокого давления при 5Ю>10, времени рабочего цикла от 2 до 4 с, давлении нагнетания до 12,0 МПа (при атмосферном давлении всасывания) и интенсивном охлаждении стенок цилиндра, с температурой всасывания до 400 К с давлением всасывания 1,0...1,6 МПа и давлением нагнетания 20,0...35,0 МПа; определены эмпирические соотношения для расчёта коэффициента теплоотдачи; на их основе разработана методика расчёта коэффициента подачи рассматриваемой ступени с учетом особенностей функционирования клапанов и цилиндропоршневых уплотнений с эластомерными конструктивными элементами.

6. Теоретически и экспериментально доказано перераспределение значимости отдельных конструктивных и режимных факторов, оказывающих определяющее влияние на эффективность рабочих процессов тихоходной поршневой

компрессорной ступени, по сравнению с известными зависимостями, установленными ранее применительно к существующим быстроходным поршневым компрессорным ступеням.

7. Теоретически и экспериментально установлена взаимосвязь между конструкцией поршневой тихоходной длинноходовой компрессорной ступени и её элементами, режимными параметрами и свойствами рабочего газа, а также определено их влияния на интегральные характеристики ступени; определены рабочие диапазоны её основных размеров и параметров, разработаны рекомендации по конструированию её систем охлаждения, уплотнения и газораспределения.

8. Доказана возможность эффективного и безопасного применения поршневой тихоходной длинноходовой компрессорной ступени в составе комбинированного многоступенчатого компрессорного агрегата среднего и высокого давления мобильных компрессорных станций и установок, обеспечивающая, в том числе, снижение количества компрессорных ступеней среднего и высокого давления, межступенчатых теплообменных аппаратов, расширение температурного диапазона при эксплуатации в летних условиях до 323К.. .333К.

Теоретическая и практическая значимость работы

Значение результатов для теории.

1. Разработана и экспериментально апробирована новая обобщённая модель расчёта рабочих процессов интенсивно охлаждаемых бессмазочных тихоходных длинноходовых поршневых ступеней, с учётом нестационарной теплопередачи через стенки цилиндра и особенностей функционирования самодействующих клапанов и цилиндропоршневых уплотнений с эластомерными конструктивными элементами.

2. Теоретически обоснована возможность повышения давления газа в одной бессмазочной поршневой компрессорной ступени от 0,1 МПа до 12,0 МПа при допустимых температурах нагнетания; получили развитие методики расчёта коэффициента теплоотдачи в рабочей камере и расхода рабочего газа через неплотности в клапанах и цилиндропоршневых уплотнениях.

3. Теоретически доказано и экспериментально подтверждена возможность снижения температуры всасываемого газа в рабочей камере при повышенных температурах в стандартной точке всасывания поршневой тихоходной ступени.

4. Теоретически и практически доказано перераспределение значимости отдельных конструктивных и режимных факторов на работу тихоходной длинноходовой поршневой ступени по сравнению с аналогичными быстроходными.

5. Теоретически установлено и подтверждено влияние особенностей конструкции самодействующих клапанов и цилиндропоршневых уплотнений, а также влияние радиальных деформаций цилиндра и эластомерных конструктивных элементов самодействующих клапанов и цилиндропоршневых уплотнений на основные показатели эффективности бессмазочных тихоходных длинноходовых поршневых ступеней.

6. Применительно к исследуемому объекту усовершенствована методика расчёта производительности поршневой ступени, базирующаяся на принципах схематизации, разделения и независимости факторов, определяющих потери производительности.

Значение результатов для практики.

1. Разработаны и апробированы методики экспериментального исследования упруго-деформируемого состояния цилиндра тихоходной длинноходовой ступени при её циклическом нагружении давлением рабочего газа, работы цилиндропоршневых уплотнений, работы клапана с эластомерным элементом и переменной величиной периметра герметизации в седле, работы ступени при повышенных температурах всасывания, пульсаций давления газа в коммуникация тихоходной длинноходовой ступени, рабочих процессов тихоходной длинноходовой ступени; изготовлены экспериментальные стенды для их реализации.

2. Разработана методика расчёта рабочих процессов и интегральных характеристик бессмазочной поршневой длинноходовой компрессорной ступени, в том числе с самодействующими клапанами, содержащими эластомерные

элементы, наборного цилиндропоршневого уплотнения; для расчёта рабочих процессов и интегральных характеристик многоступенчатых комбинированных компрессоров. Создано программное обеспечение для её реализации.

3. Разработаны рекомендации по конструированию тихоходной ступени, в том числе при функционировании в качестве дожимной в составе передвижных компрессорных станций, обеспечивающие высокий уровень его унификации (коэффициент применяемости не менее 0,98, коэффициент повторяемости более 15) и энергоэффективности (индикаторный КПД не менее 0,7 (0,95 при сравнении с одноступенчатыми быстроходными компрессорами), коэффициент подачи не менее 0,7), снижение металлоемкости (в 5.10 раз по сравнению с мембранными и на 10.15% по сравнению с многоступенчатыми поршневыми компрессорами), а также уменьшение веса и габаритных размеров передвижных компрессорных станций до 10%.

4. Разработаны схемные и конструктивные решения применительно к комбинированным многоступенчатым компрессорам и передвижным компрессорным станциям и установкам на их базе, в том числе при использовании в качестве компрессора низкого давления поршневого быстроходного, винтового или центробежного, а в качестве дожимного компрессора среднего и высокого давления - поршневого тихоходного длинноходового. Данные решения обеспечивают в том числе переход с четырёхосных автомобильных шасси на трёхосные, повышение угла съезда с 8 до 180, увеличение длительности автономной эксплуатации не менее чем в 2 раза.

5. Обоснована возможность и целесообразность совершенствования и промышленного освоения бессмазочных малорасходных ступеней среднего и высокого давления в целях обеспечения технологической безопасности и импортонезависимости РФ в рассматриваемой области техники.

6. Работа выполнена в рамках госбюджетной ПНИЭР «Создание перспективных одноступенчатых компрессорных агрегатов высокого и среднего давления с повышенным ресурсом работы для систем жизнеобеспечения автономных подводных объектов» (соглашение № 14.577.21.0203). Разработанная

методика расчёта внедрена в учебный процесс ФГАОУ ВО «Омский государственный технический университет», а разработанные рекомендации по проектированию и эксплуатации - в АО «Научно-технический комплекс «Криогенная техника» (г. Омск), АО "Компрессор" (г. Санкт - Петербург), АО «Газпромнефть - ОНПЗ», ООО «НМЗ-Компрессорное оборудование» (г. Невьянск), ООО «Уфимский компрессорный завод» и АО «Омский каучук» (г. Омск).

Методология и методы исследования

Для решения поставленных задач были использованы: математическое моделирование рабочих процессов основных функциональных элементов компрессорной ступени; сравнительная оценка достоверности расчётных методик с экспериментальными результатами; известные и многократно апробированные численные методы расчёта; экспериментальные методы исследования рабочих процессов поршневых компрессорных ступеней, основанные на измерении мгновенных параметров состояния рабочего тела и их интегральных характеристик; экспериментальные методы исследования деформаций, в том числе и для эластомерных элементов; параметрический анализ влияния конструктивных и режимных факторов на работу компрессорной ступени.

Личный вклад автора

Автором сформулирована научная проблема, цель и задачи диссертационного исследования, выполнен анализ полученных результатов и разработаны рекомендации по повышению характеристик малорасходных бессмазочных ступеней среднего и высокого давления, разработана инженерная методика расчёта производительности и динамики таких ступеней. Под руководством и с участием автора разработаны запатентованные конструкции компрессорной ступени с повышенным ресурсом и повышенным отношением давления нагнетания к давлению всасывания, а также конструкции функциональных элементов такой ступени; выполнены теоретические и экспериментальные исследования рабочих процессов бессмазочных тихоходных длинноходовых поршневых ступеней и их отдельных функциональных элементов, в том числе

при циклически деформируемом состоянии цилиндрической части рабочей камеры, эластомерных элементов клапанов и цилиндропоршневого уплотнения; разработаны схемные и конструктивные решения применительно к комбинированным многоступенчатым компрессорам и передвижным компрессорным станциям и установкам на их базе, в том числе при использовании в качестве дожимного компрессора среднего и высокого давления - поршневого тихоходного длинноходового; сформулированы задачи по совершенствованию и промышленному освоению бессмазочных малорасходных ступеней среднего и высокого давления на базе поршневых тихоходных длинноходовых ступеней.

Основные положения диссертации, выносимые на защиту

1. Возможность повышения давления рабочего газа в одной ступени при условии обеспечения допустимых температур нагнетания:

- от атмосферного давления на всасывании до 10,0.12,0 МПа на нагнетании;

- от давления 1,0.1,6 МПа и температурах до 400 К на всасывании до давления 25,0.35,0 МПа на нагнетании.

2. Перераспределение значимости влияния процессов теплообмена, обратного расширения, истечения газа через неплотности клапанов и уплотнений на интегральные характеристики поршневых бессмазочных тихоходных длинноходовых ступеней по сравнению с быстроходными.

3. Совокупность технических решений, позволяющих получать среднее и высокое давление при приемлемых значениях интегральных характеристик и температур нагнетания в малорасходных поршневых тихоходных длинноходовых ступенях сжатия, в том числе при работе в качестве дожимных, обеспечивать их конкурентные показатели технологичности (в том числе унификации) и энергоэффективности.

4. Обобщенная математическая модель расчёта рабочих процессов поршневой малорасходной длинноходовой ступени с использованием уточнённых эмпирических зависимостей для расчёта системы охлаждения ступени, самодействующих клапанов с эластомерными элементами, цилиндропоршневых

уплотнений с учётом деформированного состояния конструктивных элементов и свойств рабочего газа при величине отношения давления нагнетания к давлению всасывания до 120 в одной ступени, времени рабочего цикла 2...4 с, величине хода поршня 0,2.1,0 м.

5. Результаты экспериментального и теоретического исследования рабочих процессов и интегральных характеристик бессмазочной поршневой малорасходной длинноходовой ступени среднего и высокого давления, анализа их взаимосвязи с конструктивными и режимными параметрами, в том числе при использовании такой ступени в составе многоступенчатого компрессорного агрегата среднего и высокого давления.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка и совершенствование длинноходовых бессмазочных поршневых ступеней среднего и высокого давления»

Апробация работы

Основные положения и результаты работы обсуждались и докладывались: на VII Международной научно-технической конференции «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке» (г. Санкт-Петербург, 2015 г.); Международной научно-практической конференции «Фундаментальные научные исследования: теоретические и практические аспекты» (г. Кемерово, 2016 г.); Международных научно-технических конференциях «Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства («Oil and Gas Engineering»)» (г. Омск, 2012-2025 гг.); Международных научно-технических конференциях «Казахстан - холод» (г. Алматы, 2017, 2024, 2025 гг.); Международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» (г. Омск, 2016, 2024 г.); XVII, XVIII, XIX Международных научно-технических конференциях по компрессоростроению «Вакуумная, компрессорная техника и пневмоагрегаты» (г. Казань, 2017, 2019 гг, 2024.), III Международной научно-технической конференции «Проблемы машиноведения» (г. Омск, 2019 г.), VI Региональной научно-технической конференции «Учёные Омска - региону» (г. Омск, 2021 г.), Всероссийской научно-технической молодёжной конференции, посвящённой 100-летию кафедры холодильных и компрессорных машин МГТУ им. Н.Э. Баумана (2020 г.); 12th International Conference on Compressors and their Systems City, University of London, 2021.

Работа выполнена при поддержке гранта Российского научного фонда № 24 -29-00272 "Создание концептуальных основ и теории рабочих процессов тихоходных машин объёмного принципа действия с газораспределительной системой, содержащей упругие эластомерные элементы".

Публикации

По теме диссертации опубликовано 187 научных печатных работ, из них 39 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ; 9 в изданиях, индексируемых в Scopus и Web of Science; получены 11 патентов на полезную модель, 7 патентов на изобретение и 6 программ для ЭВМ.

Соответствие паспорту специальности

Тема работы полностью соответствует п. 1, 2, 3 и 4 паспорта специальности 2.5.10. Гидравлические машины, вакуумная, компрессорная техника, гидро- и пневмосистемы.

Структура и объём работы

Диссертация состоит из введения, 6 глав, заключения, списка использованных источников и приложений. Содержит 416 страницы текста, 246 рисунков, 33 таблицы. Список использованных источников содержит 299 наименований.

Автор выражает глубокую благодарность и признательность своему наставнику - профессору, д.т.н. В.Л. Юше за ценные советы и помощь при подготовке диссертационной работы, а также научной группе кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология» ОмГТУ (А.В. Недовенчаный, Р.Э. Кобыльский, И.С. Бусаров), выполнявших совместно с автором экспериментальные и теоретические исследования бессмазочных малорасходных компрессоров среднего и высокого давления на базе тихоходных длинноходовых ступеней.

1 Создание перспективных конструкций бессмазочных малорасходных компрессоров среднего и высокого давления

Создание бессмазочных тихоходных длинноходовых поршневых компрессорных ступеней среднего и высокого давления с интенсивным внешним охлаждением цилиндра, а также ПКУ и ПКС на их базе, стало возможным благодаря накопленному многолетнему отечественному и зарубежному опыту в области исследования и разработки бессмазочных малорасходных компрессоров среднего и высокого давления.

За рубежом созданием поршневых компрессоров с несмазываемой проточной частью активно начали заниматься с начала 30-х годов ХХ века [94, 96]. В СССР головным разработчиком компрессоров без смазки Постановлением Правительства от 14.05.1964 г. № 464 был определён ЛенНИИхиммаш, в котором была открыта специализированная лаборатория «Компрессоры без смазки». На данном предприятии разработаны многие применяемые в современных машинах антифрикционные материалы, позволяющие обеспечить ресурс в 4000.8000 часов [94]. Разработкой бессмазочных поршневых уплотнений, внедрением конструкций и методов их расчёта в различные годы занимались такие отечественные учёные, как А.В. Захаренко, И.И. Новиков, В.П. Захаренко, Ю.К. Машков, А.П. Болштянский [94, 96, 143, 160, 207, 209]; за рубежом -I.R. Ward, F.D. Walty, Gilbert Gene, Miao Na, Liu Yinshui и многие другие [137, 257, 270, 275, 276]. Также известны отечественные и зарубежные фирмы-производители бессмазочных поршневых уплотнений: ООО «Джон Крейн -Искра», Asseal, «ЭЛКОНТ», «ЭКОНОМОС», АО «НТК «Криогенная техника», ООО «Фирма «ЦИН», Parker, Merkel, Seal-Jet, Shamban, Kaydon, GGB, Kamatics, CPI и др.[10, 147, 148, 223, 225, 244, 261, 267, 269, 272, 273, 284 - 288].

Как и в любых типах поршневых компрессоров, в компрессорах без смазки работоспособность клапанов обеспечивает нормальное функционирование компрессора. Проведены колоссальные объёмы работ по модернизации клапанов в части улучшения их динамических характеристик такими исследователями, как

Н.А. Доллежаль, Т.Ф. Кондратьева, М.И. Френкель, С.Е. Захаренко, И.Б. Пирумов, И.К. Прилуцкий, Б.С. Фотин, А.И. Голубев, П.И. Пластинин, Б.С. Хрусталев, В.Л. Юша, Б.И. Игнатов, В.П. Исаков, Б.А. Спектор, З. Гюнтер, А. Лев, К. Миллуорд, J. Maelaren, N. Stosic, R. Dusil и др. [12, 15, 18, 25, 85, 161]. Наиболее известными разработчиками клапанов являются такие фирмы, как «ИЛКОМ», AGV Compressor Solution, KENTEK Finland, Hoerbiger и др. Уровень ресурса существующих клапанов достиг 25000 часов [12, 15, 18, 25].

Статистические данные показывают, что одной из основных причин выхода из строя компрессора является также поломка подшипников [84]. Ресурс современных подшипников достигает 60 000 часов и более [84].

По статистическим данным (ООО «Сумский машиностроительный завод»: поршневой компрессор 4М16-45/35-55, АО «Компрессор»: дизель-компрессор ДК10-2Р, Пензенский завод компрессорного машиностроения: поршневые компрессоры типа 5Г) наиболее часто проводился ремонт, очистка или замена клапанов (от 30 до 63% поломок от общего числа ремонтов), уплотнительных элементов цилиндропоршневой группы (от 15 до 23% поломок от общего числа ремонтов), подшипников механизма движения (от 15 до23% поломок от общего числа ремонтов).

В Таблице 1.1 представлены данные, отражающие состояние вопроса по ресурсу наиболее уязвимых функциональных узлов поршневых компрессоров.

Таблица 1.1 - Ресурс наиболее ответственных узлов поршневых компрессоров

Узлы Существующий уровень ресурса, ч

Цилиндропоршневые уплотнения (бессмазочные) 8 000 [94]

Клапаны 25 000 [18]

Подшипники 60 000 [84]

Повышение долговечности бессмазочных малорасходных поршневых компрессоров среднего и высокого давления, применяемых на П^ актуально и возможно за счёт совершенствования рабочего процесса, а также режимов работы и конструкций основных функциональных элементов бессмазочных поршневых компрессорных ступеней.

Повышение ресурса цилиндропоршневых уплотнений и клапанов до уровня ресурса подшипников в соответствии с Таблицей 1.1 позволило бы увеличить межремонтные сроки в 2.7 и более раз по сравнению с существующими.

В настоящее время широкую известность и распространение получили многоступенчатые поршневые компрессоры среднего и высокого давления таких фирм, как Челябинский компрессорный завод, Kрaснодaрский компрессорный завод, АО «Kомпрессорный завод БОРЕЦ»; зарубежных фирм ABAC Group, Remeza, Atlas Copco, Hitachi, HYUNDAI, «Дрессер-Рэнд». Гарантированный ресурс непрерывной работы компрессоров представленных фирм составляет 6000.12000 часов.

Разрабатываемая конструкция компрессора должна удовлетворять требованиям по уровню его энергоэффективности, который характеризуется величиной полного и индикаторного изотермического KПД и для современных компрессоров рассматриваемого типа составляет: индикаторный изотермический KПД - 0,7.0,8, полный изотермический KПД - до 0,75. Вопросам повышения энергоэффективности компрессорного оборудования уделялось пристальное внимание в исследованиях таких учёных, как М.И. Френкель, Б.С. Фотин, П.И. Пластинин, И.К Прилуцкий, Б.С. Хрусталев, F.D. Walty, W.G. Cochran, H. Vetter, S.D. Khamankar, F.J. MacLaren, M. Luszczycki, J. Hafner, B. Gaspersic.

Таким образом, несмотря на имеющийся научно-технологический задел в отечественном и зарубежном компрессоростроении, в настоящее время отсутствуют технологии, обеспечивающие создание бессмазочных малорасходных компрессоров среднего и высокого давления с высоким уровнем энергоэффективности и технологичности, повышенным отношением давлений в одной ступени. Это требует создания принципиально нового компрессорного

оборудования на основе комплексной взаимной адаптации современных достижений в области конструирования и расчёта поршневых компрессоров, технологии машиностроения и материаловедения, трибологии и теплотехники с учётом всё возрастающих требований к отечественному машиностроению.

1.1 Современные передвижные компрессорные станции и тенденции

их развития

Под передвижными компрессорными станциями в соответствие с ГОСТ 28567 понимаются не только передвижные, возимые или переносные станции с компрессорным оборудованием в качестве основного (например, станции на автомобильном шасси, на базе транспортируемых прицепных тележек, блочно-модульные станции), но и станции на передвижных объектах надводного, подводного и наземного базирования. К последним, можно отнести компрессорные холодильные установки, установки кондиционирования, компрессорные установки тормозных систем (например, на железнодорожном транспорте), систем запуска судовых дизельных агрегатов, систем обеспечения жизнедеятельности подводных и надводных объектов. Однако для таких объектов компрессорные станции являются вспомогательным оборудованием, их совершенствование не может кардинально повлиять на характеристики всего передвижного объекта.

Особое место занимают компрессорные установки, устанавливаемые на автомобильные шасси, где компрессоры являются основным оборудованием, полностью определяющим технический облик ПКС, поскольку именно к ним предъявляется основные технические требования.

Передвижные компрессорные станции могут характеризоваться рядом признаков. Родом сжимаемого газа - это воздушные, азотные и газовые. Функциональным назначением - разделяют станции общего назначения с давлением воздуха до 1,0 МПа (например станции для дорожно-строительных работ), воздушные и азотные станции среднего и высокого давления,

газонаполнительные и автогазонаполнительные станции, модульные компрессорные станции.

Современные передвижные компрессорные станции обеспечивают производительность от 5 м3/мин до 150 м3/мин и более с давлением до 40,0 МПа.

К ПКС по сравнению с наземными (стационарными) станциями предъявляется ряд особых требований [237]:

- высокая проходимость, пониженные массогабаритные параметры, быстрый переход от транспортного положения к рабочему, то есть мобильность;

- возможность работы в автономных условиях (высокая степень автономности);

- надёжность, длительное время работы без ремонта, при этом необходимо обеспечить небольшую номенклатуру запасных частей;

- транспортабельность, возможность выдерживать транспортные нагрузки, перепады температур, изменение положения в пространстве, работать в широком диапазоне температур окружающего воздуха;

- экономичность, низкая стоимость, простота эксплуатации и технологичность;

- безопасность, исключение возможности нанесения вреда здоровью, имуществу или окружающей среде.

Основными Российскими и зарубежными производителями ПКС являются Atlas Сорсо, Ariel Corporation, CompAirs, ОАО «Уральский компрессорный завод», ООО «НМЗ-Компрессорное оборудование», АО «Компрессор», ОАО «Челябинский компрессорный завод», «Краснодарский компрессорный завод» и др.

Примеры современных компрессорных станций и их характеристик представлены в Таблице 1.2.

Таблица 1.2 - Характеристики современных передвижных компрессорных станций

Завод-изготовитель Марки ровка ПАС Производит ельность, нм3/мин Рабочее давление, кгс/см2 Чистота азота, % Масса, кг Габариты , мм Тип шасси

1 2 3 4 5 6 7 8

Невьянский машиностроит ельный завод МАКС 10/25095 10 250 95 20000 9000х250 0х3900 КАМАЗ

МАКС 20/20095 20 200 95 18000 9200х250 0х2800 КАМАЗ

МАКС 15/25095 15-25 250-350 90-95 26500 10000х25 00х3900 КАМАЗ /1УЕСО

МАКС -25/2090 25 20 90 19000 9000х250 0х3900 ГУЕСО

МАКС -2,5/1399,5 2,5 13 99,5 5000 4000х250 0х3000 Прицеп

МАКС -20/2095 20 20 95 12000 6500х250 0х3000 Салазки

Уральский компрессорны й завод ПКСА- 9/200 9 200 90 20500 17500 10300х25 00/3200 10670х25 00х3030 УРАЛ КАМАЗ

ПКСА-5/101 5 101 90 14700 13500 8960х250 0х3130 8065х250 0х3000 УРАЛ КАМАЗ

Продолжение таблицы 1.2

1 2 3 4 5 6 7 8

ПКСА-10/250 10 250 95 17500 10670x25 00x3030 Сани

Краснодарски й компрессорны й завод ТГА-5/101 С 5 100 90-95 21000 9800x250 0x3800 КАМАЗ 43118

ТГА-5/220 С 5 220 90-95 21500 9800x250 0x3800 УРАЛ 4320

ТГА-10/101 С 10 100 90-95 26000 10000x25 00x3800 КАМАЗ 63501

ТГА-10/251 С 10 250 90-95 26500 10000x25 00x3800 УРАЛ 532362

ТГА-20/101 С 20 100 90-95 26500 13000x25 00x3800 МЗКТ 652712 Mercede s Benz 4141 VolvoF MX8x6

CompAirs MZD- 300/25 0 300 нм3/ч 255

MZD- 300/35 0 300 нм3/ч 356

MZD- 600/25 0 600 нм3/ч 255

Пензкомпресс ормаш CA-4.400-2A2.01 4 нм3/ч 400 3100 3300x2245 x2285

Продолжение таблицы 1.2

1 2 3 4 5 6 7 8

СА- 20 нм3/ч 220 14630 8630х5000

20.220- х3800

2А7.01

При создании ПКС возникают проблемы, не свойственные стационарным компрессорам:

- необходимость беспрепятственной доставки оборудования в труднодоступные места, то есть обеспечивать мобильность ПКС;

- создание условий для длительной работы без контакта с "внешним миром", имеется в виду возможность преодолевать большие расстояния за счёт запаса хода, длительное время между ремонтами;

- работа в любых погодных условиях, характерных для данной климатической зоны - температурные перепады, влажность и осадки;

- простота обслуживания и ремонта, позволяющая проводить операции не квалифицированным персоналом.

Первые ПКС среднего и высокого давления базировались исключительно на многоступенчатых поршневых компрессорах. С развитием новых типов компрессоров нашли широкое распространение комбинированные установки с винтовыми ступенями низкого давления и дожимными поршневыми ступенями среднего и высокого. Те и другие установки составляют практически 100 % парка ПКС среднего и высокого давления. Варианты применения в качестве ступеней сжатия низкого давления других типов роторных и центробежных компрессоров пока не нашли широкого практического распространения. Несмотря на постоянное совершенствование компрессорного оборудования среднего и высокого давления, основные проблемы, связанные с необходимостью обеспечения мобильности, автономности и безопасности применяемых ПКС, во многом остаются нерешёнными.

Тенденции по совершенствованию компрессорного оборудования ПКС, которые отмечают многие авторы - увеличение скорости движения поршня. Это

позволяет снизить массогабаритные показатели станций. Однако это ведёт к снижению энергоэффективности применяемых поршневых компрессоров [162].

Одной из проблем ПКС является необходимость обеспечения регламентированного температурного режима компрессорного оборудования. Применительно к ПКС на базе быстроходных поршневых компрессоров в ряде случаев возможно повышение температуры нагнетания до недопустимого уровня, обусловленное, в том числе недоохлаждением газа в межступенчатых газоохладителях. Последнее может быть обусловлено как недостаточной площадью теплообменной поверхности (вследствие габаритных ограничений), так и нерасчётными (повышенными) атмосферными температурами и/или загрязнением проточной части теплообменного оборудования. Это актуализирует проблему, связанную с необходимостью повышения эффективности системы охлаждения непосредственно ступени компрессора.

Анализ основных тенденций развития компрессорной техники показывает, что наиболее предпочтительным направлением повышения технического уровня компрессоров является замена поршневых компрессоров на центробежные и винтовые. Однако в области малорасходных компрессоров среднего и высокого давления поршневые компрессоры на сегодняшний день незаменимы [162].

Одним из возможных направлений совершенствования малорасходных поршневых компрессоров является повышение эффективности охлаждения ступени за счёт применения тихоходной длинноходовой ступени с линейным приводом. Полученные на сегодняшний день результаты экспериментальных и теоретических исследований показывают, что по совокупности ряда параметров (энергоэффективность, технологичность, вес, габаритные размеры и др.) данные компрессоры могут обеспечить показатели автономности и мобильности превышающие существующие. Существуют и альтернативные направления. Например, в работе1 представлены результаты по применению внутреннего оребрения для камеры нагнетания в сочетании со схемой компрессорной ступени,

1 И.К. Прилуцкий и др. Передвижные компрессорные станции. Перспективы развития // Компрессорная техника и пневматика. №1. 2019. С. 24 - 30.

имеющей линейный привод. В связи с этим необходимо отметить, что в более ранних исследованиях [30, 34] показано, что такая технология не позволяет сколько-нибудь эффективно повлиять на количество и энергоэффективность поршневых ступеней, в том числе с линейным приводом при диаметрах цилиндра выше 0,1 м; соответственно, не может оказать заметного влияния на характеристики ПКС.

Тихоходные машины среднего и высокого давления могут иметь неоспоримые преимущества по сравнению с серийно выпускаемыми быстроходными поршневыми компрессорами. Важно отметить, что применительно к ПКС по ряду приведённых выше причин в процессе эксплуатации возможны режимы, при которых на всасывание дожимного поршневого компрессора будет поступать рабочий газ с повышенной температурой. Применительно к существующим быстроходным поршневым компрессорам это с большой вероятностью приведёт к недопустимому повышению температуры нагнетания.

Таким образом, решение проблемы мобильности возможно за счёт сокращения количества ступеней сжатия, сокращения межступенчатых коммуникаций и исключение теплообменного оборудования; при этом требование безопасности должно быть обеспечено эффективным охлаждением отдельной ступени; достижение высокой степени автономности возможно за счёт уменьшения количества ответственных узлов и повышения их ресурса, сокращения типоразмеров ступеней сжатия, увеличения количества возимого топлива; энергоэффективность (экономичность) обеспечивается за счёт достижения высоких значений индикаторного КПД и коэффициента подачи. Представленные направления решения проблем, связанных со спецификой эксплуатации ПКС позволяют сформировать требования к перспективному компрессорному оборудованию ПКС.

1.2 Современная техника и технология для сжатия газов до среднего и высокого давления

Одним из перспективных направлений в компрессоростроении является использование поршневых самосмазывающихся уплотнений [191], обеспечивающих обязательные требования по технике безопасности и чистоте газа в ряде отраслей промышленности [80]. Возникает потребность в создании малорасходных компрессорных агрегатов высокого давления (то есть давления нагнетания более 10,0 МПа) [24, 124, 131, 167, 235] на базе бессмазочных компрессорных ступеней, например для целей «водородной энергетики» и автономных условий эксплуатации для ПКС с высокими показателями эффективности и долговечности.

Современные конструкции компрессоров позволяют получать в одноступенчатых машинах сжатый газ с давлением 2,0...3,0МПа [4, 83, 221], а в некоторых перспективных конструкциях - до 10,0МПа при существенном снижении эффективности рабочего процесса [140, 199]. Проблема получения более высоких давлений сжатого газа в одноступенчатых машинах связана с двумя основными причинами - это повышение температуры газа при сжатии и снижение производительности. При использовании одноступенчатых машин существуют и другие проблемы: повышенные затраты работы на сжатие газа, увеличение поршневых усилий, снижение КПД, рост массогабаритных параметров агрегатов и др.

Таким образом, обеспечение интенсивного теплоотвода от сжимаемого газа, минимизация мёртвого объёма и решение вопроса герметичности рабочей камеры предположительно могут позволить получить среднее и высокое давление газа в одноступенчатых машинах.

Рассмотрим более подробно основные проблемы, ограничивающие возможность достижения высоких давлений в одной компрессорной ступени сжатия (причины их возникновения и методы борьбы с ними).

Повышение температуры газа

Как известно, процесс сжатия газа сопровождается ростом температуры. Если рассматривать сжатие газа как адиабатный процесс, что верно для большинства быстроходных компрессоров [123, 160, 207, 209, 228-231], то получение, например, давления нагнетаемого воздуха 10,0 МПа (при сжатии от атмосферного давления) приведёт к повышению температуры с 293 К до недопустимо высокой температуры порядка 1000К. Существующие материалы в принципе работоспособны при таких температурах, если говорить о металлах и их сплавах. Однако конструктивные особенности компрессоров и применение систем смазки накладывают определённые ограничения: по температуре вспышки масла, если речь идёт о смазываемых компрессорных ступенях, и по температуре "размягчения" для конструкционных материалов, если речь идёт о композитных конструкционных материалах. Если рассматривать воздушные компрессоры общего назначения, то по известным данным температура в них ограничена значением 454К по условиям смазки, что позволяет получить отношение давлений в одной ступени не более 5 [162]. В реальной же ситуации для многих производств, особенно это касается нефтехимической отрасли, требования ещё жестче [76]. В бессмазочных поршневых компрессорных ступенях температурный предел работоспособности композитных материалов на основе фторопласта - 4 не превышает 523 К, что позволяет получить отношение давлений в одной ступени не более 10 без учёта других факторов [94]. Таким образом, для решения проблемы роста температуры необходимо обеспечить эффективное охлаждение компримируемого газа. В компрессоростроении широкое распространение получили следующие способы охлаждения сжимаемого газа: внутреннее, внешнее, комбинированное и предварительное [19, 61, 67, 73, 99, 100, 233, 235].

Проведя анализ первой проблемы, становится понятно, что можно пойти по пути повышения времени цикла, обеспечивая необходимый теплоотвод от сжимаемого газа за счёт длительного процесса теплообмена [31, 254].

Обобщённые данные по температурным ограничениям в компрессорах со смазываемой рабочей камерой и без смазки проточной части представлены в Таблице 1.3.

Таблица 1.3 - Данные о температурных ограничениях в компрессорах

Параметр Компрессоры

Смазываемые [162] Без смазки [94] Мембранные [4, 222] Поршневые при п = 1,08 [32]

Т, К 454 533 430 430

8 5 10 50 100

Проведя расчёт температуры при политропном процессе сжатия с 0,1 МПа до давления 10,0 МПа при температуре всасывания 293К, можно оценить требуемый показатель политропы для осуществления сжатия воздуха в одной ступени, принимая ограничение по температуре, равное 430К. Таким образом, для получения высокого давления с обеспечением допустимой температуры необходимо создать поршневую ступень с обеспечением политропы сжатия не более 1,08.

Наличие мертвого объёма

Помимо роста температуры есть ещё один значимый фактор, не позволяющий получать высокие давления газа - это уменьшение производительности из-за наличия мёртвого объёма. Известно, что при некотором значении отношения давлений возникнет режим с коэффициентом подачи, равным нулю. Теоретически при 10%-ном мёртвом объёме физический предел значения отношения давлений в ступени не может превысить 20 [162, 207].

Задача минимизации мёртвого объёма в существующих конструкциях поршневых компрессорных ступеней не решена полностью, и в практике проектирования мёртвый объём составляет, как правило, не менее 1,5% [214]. В мембранных компрессорах из-за отсутствия линейного и кольцевого мёртвых объёмов составляет 1% и менее.

Очевидно, что при сохранении неизменной величины описанного объёма для уменьшения доли мёртвого объёма необходимо уменьшать диаметр цилиндра и увеличивать его длину, то есть ход поршня. Это позволит уменьшить величину относительного мёртвого объёма.

Рассмотрим влияние характеристик газов на производительность при различных значениях мёртвого объёма (Рисунки 1.1-1.6) (1 - ам = 0,2;2 - ам = 0,1;3 - ам = 0,05;4 - ам = 0,015).

Рисунок 1.1 - Взаимосвязь объёмного коэффициента ^0 при повышении давления

(рабочее тело - воздух)

Рисунок 1.2 - Взаимосвязь объёмного коэффициента Х0 при повышении давления

(рабочее тело - водород)

Рисунок 1.3 - Взаимосвязь объёмного коэффициента Х0 при повышении давления

(рабочее тело - СО2)

Рисунок 1.4 - Взаимосвязь объёмного коэффициента Х0 при повышении давления

(рабочее тело - гелий)

Рисунок 1.5 - Взаимосвязь объёмного коэффициента Х0 при повышении давления

(рабочее тело - аммиак)

Рисунок 1.6 - Взаимосвязь объёмного коэффициента Хо при повышении давления

(рабочее тело - пропан)

Обобщим данные по влиянию мёртвого объёма на величину относительного повышения давления в виде Таблицы 1.4.

Для получения приемлемых значений коэффициента подачи (более 0,7 [162]), как показывают расчёты, при отношении давлений более 100 необходимо обеспечить относительный мёртвый объём не более 0,9%.

Таблица 1.4 - Примеры взаимосвязи величины объёмного коэффициента с величиной относительного повышения давления для некоторых газов

Газ Показатель Предельное значение Предельное значение Максимальное

адиабаты 8 8 значение ам при

при (ам=0,2) при (ам=0,015) обеспечении

обеспечении обеспечении Х=0,7 и 80=100

Хо=0,7 Х0=0,7

Гелий 1,66 6 160 0,02

Водород 1,41 4 75 0,011

Воздух 1,4 3 70 0,011

Двуокись 1,28 3 68 0,01

углерода

Аммиак 1,31 2 52 0,009

Список литературы диссертационного исследования доктор наук Бусаров Сергей Сергеевич, 2026 год

Источник

-1 КАН2

Кур А

СН1- 200ти

СН2- 500ти

М 500тг

М Рог:0.00иг

СН1- 200ти

СН2- 2.000

М 500тг

М Рог 10.00 иг

КУРСОР Режим Ручной

Рисунок 5.45 - Вид индикаторной диаграммы на осциллографе Рн = 12 МПа, т = 2 с

(диоксид углерода)

Обработанные экспериментальные данные с определением коэффициента дросселирования представлены в Таблице 5.1.

Таблица 5.1 - Данные по дроссельным потерям во всасывающих клапанах тихоходных ступеней сжатия

№ экс. Рн, МПа Время цикла, с ^др

1 5 3 0,99

2 10 3 0,985

3 10 2 0,982

4 3 3 0,995

5 7 2 0,987

6 12 3 0,984

7 12 2 0,981

Получаемые при этом значения коэффициента дросселирования близки к 0,98 с погрешностью 10 % для всех газов. Коэффициент подогрева Подогрев всасываемого газа от горячих деталей рабочей камеры приводит к его расширению и уменьшению новой порции газа, поступающего в цилиндр. Экспериментально определена температура всасываемого газа.

Коэффициент же подогрева определяется как отношение температуры газа без подогрева к температуре с учётом подогрева.

Твс

Твс п

(5.6)

Учитывая экспериментальные данные (Рисунки 5.46.5.51), получаем соотношения, близкие к значению 0,93 для воздуха и 0,88 для СО2.

¿и=1,80и

СигВ = 840ти МИЯЗ= 2.64У

КУРСОР

РУЧНОЙ

Источник

СН1- 200ти СНЗ- 1.00и

М 500тг

М Рог 10.00 иг

Рисунок 5.46 - Вид диаграммы мгновенной температуры (1), совмещённой с индикаторной диаграммой (2) на осциллографе при давлении нагнетаний 5 МПа, время цикла 3 с (воздух)

^у ч___ У

В<10Нг

Кур В

О

СН1- 2.00и

М 500тг

М Рог:-40.00тг

¿0=4.560 СигВ = 360тО 1НИЯа= 4.920

КУРСОР Режим Ручной Тип

Источник КАШ

СН1- 1.000

М 500тг

М Рог 1-40.00тг

Рисунок 5.48 - Вид диаграммы мгновенной температуры на осциллографе при давлении нагнетаний 12 МПа, время цикла 3 с (диоксид углерода)

¿0=4.330 1ЯП:)= 0.000 Сигй = 4,330

> КУРСОР Режим < Ручной Тип

Источник -1 КАШ

о

СН1- 1.000

М 5001115

М Рог:-40.00тг

Рисунок 5.49 - Вид диаграммы мгновенной температуры на осциллографе при давлении нагнетаний 10 МПа, время цикла 2 с (диоксид углерода)

¿0=1.380 СигВ = 600тО ШЯЙ= 1.960

КУРСОР

I С^ИКЛ

* Ручной Тип

Источник

е < 10Нг

СН1- 1.000 СН2— 1.000 М 500тг М Рог;0.00иг

Рисунок 5.50 - Вид диаграммы мгновенной температуры (1), совмещённой с индикаторной

Рисунок 5.51 - График изменения температуры в рабочей камере за время цикла: 1 - при Рн = 10 МПа; 2 - при Рн = 6 МПа (воздух)

В Таблице 5.2 представлены обработанные экспериментальные данные с определением коэффициента подогрева.

Таблица 5.2 - Данные по коэффициенту подогрева

№ экс. Рн, МПа Время цикла, с Хг

1 5 3 0,92

2 3 3 0,96

3 12 3 0,88

4 10 2 0,9

5 2 4 0,98

6 10 3 0,9

7 6 3 0,91

Учитывая экспериментальные данные (Рисунки 5.46.5.51), получаем формулу для определения коэффициента подогрева:

Лг=1-0,001(Бц-1), (5.7)

где 8ц - степень повышения давления в цилиндре. Погрешность формулы не превышает 8 %.

Коэффициент влажности

Коэффициент влажности будет определяться по стандартной методике и приниматься равным 0,99: ЛВЛ = 0,99.

Подставим значения всех коэффициентов в формулу для расчёта коэффициента подачи

Коэффициент плотности

Коэффициент плотности экспериментально получить невозможно без учёта влияния других факторов.

Рассмотрим два подхода, позволяющих получить значения коэффициента плотности.

Первый подход заключается в определении коэффициента плотности по экспериментально полученному значению общего коэффициента подачи и четырём его составляющим:

Л

¿ = ¿0 Лдр •ЛТ •ЛВЛ •ЛПЛ т-е- ЛПЛ ~2 ~2 (58)

Л0 ' Лдр ' Л ' ЛВЛ

Второй подход заключается в использовании модернизированной методики расчёта.

Воспользуемся и тем и другим методом и сравним полученные результаты:

Учитывая экспериментальные данные по коэффициенту подачи и значения его составляющих (объёмного коэффициента, коэффициента дросселирования, коэффициента подогрева и коэффициента влажности), заполним Таблицы 5.3, 5.4.

Таблица 5.3 - Составляющие коэффициента подачи (Оц = 0,05 м; £ = 0,5 м; т = 3 с)

С оставляю щие коэффициента подачи 8 = 5 8 = 100

Хс 0,996 0,92

Хдр 0,99 0,985

Хр 0,985 0,9

Хвл 0,99 0,99

Х 0,95 0,15

Хпл = Х/(Хс Хдр Хт Хвл) 0,98 0,19

Таблица 5.4 - Составляющие коэффициента подачи (Оц = 0,05 м; £ = 0,5 м; т = 2 с)

Составляющие коэффициента подачи 8 = 5 8 = 100

Х> 0,99 0,97

Хдр 0,99 0,98

Хт 0,99 0,97

Хвл 0,99 0,99

Х 0,96 0,21

Хпл = Х/(Х0 Хдр Хт Хвл) 0,99 0,23

Учитывая данные, полученные экспериментальным путём (Таблицы 5.5, 5.6), и теоретические данные, полученные с помощью модернизированной методики расчёта при исключении утечек через неплотности рабочей камеры, определяем зависимость для расчёта коэффициента плотности (формула (5.8)).

Таблица 5.5 - Составляющие коэффициента подачи (Оц = 0,05 м; £ = 0,5 м; т = 2 с)

Составляющие коэффициента подачи 8 = 5 8 = 10 8 = 20 8 = 50 8 = 100

Х = Х0 Хдр Хт Хвл 0,98 0,968 0,94 0,87 0,75

Х 0,96 0,9 0,83 0,58 0,14

Хпл = Х/ Х 0,98 0,92 0,84 0,6 0,187

Таблица 5.6 - Составляющие коэффициента подачи (Бц = 0,05 м; Б = 0,5 м; т = 3 с)

Составляющие коэффициента подачи 8 = 5 8 = 10 8 = 20 8 = 50 8 = 100

Х = Х0 Хдр Хт Хвл 0,97 0,94 0,9 0,8 0,74

Х 0,95 0,88 0,8 0,5 0,14

Хпл = Х/ Х 0,98 0,93 0,88 0,62 0,18

Коэффициент плотности удобно представить в виде уравнения:

= х '£ц,

где х - эмпирический коэффициент, полученный для рассматриваемых режимов и конструктивных диапазонов ступеней;

- 0,008 - для воздуха;

- 0,01 - для гелия;

- 0,002 - для диоксида углерода;

- 0,003 - для метана. Тогда выражение для коэффициента плотности для воздуха будет иметь вид:

Хпл =1-0,008 • £ц, (5.10)

Погрешность расчёта коэффиицента плотности по формуле (5.10) не превышает 12 %.

А

1000.80-О.бО-0.400.20-

\

1.00 0.80 О.бО

ОАО _

0.2030 60 90 120 е б

Рисунок 5.52 - Зависимость коэффициента подачи от отношения давлений в ступени: а - для

воздуха, б - для диоксида углерода

30 60 90

а

Ранее проведённые исследования на основе определения величин условных зазоров в закрытых клапанах и цилиндропоршневом уплотнении показали, что доля утечек через клапаны составляет 0,6.0,8 от общего значения утечек, то есть имеет основное влияние.

Представленные результаты (Рисунок 5.52) показывают кардинальное различие влияния отдельных факторов на потери производительности традиционных быстроходных ступеней поршневых компрессоров и рассматриваемых тихоходных быстроходных. Как известно, в быстроходных поршневых компрессорных ступенях при их удовлетворительном техническом состоянии определяющим фактором является мёртвый объём, влияние которого на потери производительности отражает объёмный коэффициент. В рассматриваемых же тихоходных ступенях данный фактор минимизирован за счёт увеличения отношения величины хода поршня к его диаметру; при этом наиболее значимым фактором становится коэффициент плотности, определяемый интенсивностью массообмена через зазоры в закрытых клапанах и в цилиндропоршневом уплотнении.

Анализ и обработка результатов проведённых ранее экспериментальных исследований позволили разработать методику расчёта действительной производительности тихоходных длинноходовых воздушных компрессорных ступеней сжатия, основанную на принципах схематизации рабочих процессов и разделения потерь. Показано, что в отличие от быстроходных поршневых компрессоров, для рассматриваемого объекта наиболее значимым фактором, определяющим потери производительности, является коэффициент плотности, отражающий рост влияния массообмена через зазоры в рабочей камере при увеличении времени рабочего цикла ступени.

Полученную методику для рассматриваемых газов можно представить в виде Таблицы 5.7.

Таблица 5.7 - Данные для расчёта производительности малорасходных тихоходных ступеней

Газ Пс Пр ат т ^0 ^др ^вл 1-х ■zц,

Воздух п и = 1.08...1.15 сВ прВ = 1.04...1,09 1.05 х = 0,008

Гелий псНе = 1.06...1.12 п рне = 1.02...1,08 т 1.05 х = = 0,01

сз 0,98 0,99

Диоксид псСО 2 = 1.08...1.2 прСО2 = 1-.03...1,12 сз р Ъ=1-ат(( -ТГ У^-1)' \ =1-0,001(£ц -1), х = 0,002

углерода сз сз 1.1 Рес

Метан псСН 4 = 1.04...1.17 прсн 4 = 1.02...1,15 сз 1.06 х = 0,003

Со временем планируется расширить перечень исследуемых газов. Поэтому в настоящее время для расчёта ступени при сжатии газа, не вошедшего в исследуемый перечень, можно осуществлять "прикидочный" расчёт, взяв за основу наиболее похожий по свойствам газ.

5.2 Методика расчёта суммарной поршневой силы для тихоходных агрегатов

с гидравлическим приводом

Существующие методики расчёта компрессорных агрегатов, используемые для быстроходных схем, рассчитаны на применение в качестве приводов асинхронных или синхронных электродвигателей. Достаточная на сегодняшний день проработка конструкций тихоходных поршневых ступеней привела к тому, что для проектирования новых машин необходимо создание методики расчёта, отражающей особенности функционирования приводов.

Рассмотрим пример с использованием существующей методики расчёта [208] для оппозитной базы М160.

Суммарная сила Рнаправленная вдоль оси цилиндра, определяется по формуле:

Р* = РТ, + ^ + + 4 (5.11)

где РГ» - газовая сила, действующая на поршень со стороны крышки, кН;

РГ" - газовая сила, действующая на поршень со стороны механизма движения, кН.

Сила инерции I*, рассчитывается по формуле

I, = т/ю2(со$,а + Асо$,2а) (5.12)

Силу трения Ртр в рядах полагают постоянной по модулю и меняющую знак в мёртвых точках. Для её расчета воспользуемся формулой

06• N ■ (1 -л ) Ртр = ' ■ ( Лмех) (5.13)

2■£ ■п■л

п /мех

где ^ - индикаторная мощность, кВт;

Пмех - механический КПД.

Газовые силы РГ» и РГ" определяем из уравнения политропного процесса [83].

Полученная диаграмма имеет привычный вид (Рисунок 5.53) [162].

Р,кН 440

400 360 320 280 240 200 160 120 80 40 О

-40 -80 -120 -160 -200 -240 -280 -320 -360 -400 -440

Р'г (сторона Вала/ \

\ \

\

\

Р7 Г

п

4 'г 7/7 к

/ 3 0 6 0 9 12 V 1Ь V 16 Ю- 10- -21 ю- 70 [з1 10- -3.1 ю- -36

2-

/ р ггА :тс 7/7/7/ У/7/ <рь шк ч)

/ л

/ \

/ \

а, град

Рисунок 5.53 - Диаграмма суммарной поршневой силы для базы М160

Схема ступени с приводом представлена на Рисунке 5.54. Особенность графического построения сил для компрессора с линейным приводом представлена на Рисунке 5.55.

Рисунок 5.54 - Схема ступени с линейным гидравлическим приводом

В данной схеме реализована жёсткая связь штока поршневой ступени со штоком гидравлического цилиндра. Поэтому для данной системы уравнение суммарной поршневой силы будет иметь следующий вид [41]:

Р = Р + Р + Р + Р + ] + ] + р

1 ТРст ^ 1 ТРпр ^ РГ ^ 1 ^ Sсm ^ ] Sпр ^ р ТРшт

(5.14)

где Р-трст - сила трения в поршневой ступени, Н; Ртрпр - сила трения в приводном гидроцилиндре, Н; РТРшг - сила трения штока о направляющую, Н; Т^т - сила инерции поступательно движущихся масс ступени, Н; Ьщ - сила инерции поступательно движущихся масс приводного гидроцилиндра, Н; РГ - газовая сила, Н;

Р - сила, действующая со стороны штока в поршневой ступени, Н (фактически сила атмосферного давления).

А

Рисунок 5.55 - Вид А

Разработанная методика позволяет определить суммарную поршневую силу при использовании гидравлического привода. Уравнения для определения суммарной поршневой силы при использовании других типов приводов будут похожи на полученное уравнение и поэтому в данной работе не рассматриваются. Данной тематике посвящена работа А. В. Недовенчаного, включающая в себя описание исследования динамики при различных типах приводов, а также исследований энергоэффективных законов движения при использовании того или иного привода.

Разработанная инженерная методика позволит с учётом выявленных особенностей осуществлять проектирование геометрии рабочей камеры и выполнять динамический расчёт при использовании гидравлического привода.

6 Мобильные компрессорные станции с комбинированными схемами сжатия на базе дожимных тихоходных ступеней

Современная промышленность активно использует возможности сжатого газа, в том числе и для удалённых районов, где нашли широкое распространение мобильные компрессорные станции [170]. В мобильных компрессорных установках получают давления газа от низкого до высокого. При этом применяются все основные типы компрессоров: поршневые, винтовые и центробежные.

Основные критерии совершенства мобильных установок: надёжность, мобильность, малые массо-габаритны параметры [237]. К тому же в полевых условиях остро стоит вопрос обеспечения требуемого температурного режима, поскольку теплообменное оборудование часто недоразмерено для обеспечения основных показателей установки и при эксплуатации нередко подвержено воздействию повышенных температур атмосферного воздуха и воздействию загрязнений, дополнительно снижающих эффективность теплообменников.

Анализ развития компрессорной техники показывает, что наиболее предпочтительным направлением повышения технического уровня компрессоров является замена поршневых компрессоров на центробежные и винтовые, которые к настоящему времени доминируют на рынке компрессорного оборудования. Однако в области малорасходных компрессоров среднего и высокого давления альтернативных вариантов для замены поршневых компрессоров на сегодняшний день не существует.

Одно из альтернативных направлений совершенствования малорасходных поршневых компрессоров среднего и высокого давления может рассматриваться создание малорасходных поршневых компрессоров на базе тихоходной длинноходовой ступени с линейным приводом.

Уместно подчеркнуть, что применительно к МКС по ряду приведённых выше причин в процессе эксплуатации возможны режимы, при которых на всасывание дожимного поршневого компрессора будет поступать рабочий газ с повышенной

температурой. Применительно к существующим быстроходным поршневым компрессорам это с большой вероятностью приведёт к недопустимому повышению температуры нагнетания.

В то же время предварительный теоретический анализ показал, что применение тихоходных компрессоров в составе комбинированной многоступенчатой установки среднего или высокого давления в качестве дожимной ступени даже при повышенных температурах в их стандартной точке всасывания представляет потенциальный интерес и в принципе могло бы не только обеспечить безопасные температурные режимы, но и упростить технологическую схему многоступенчатой компрессорной установки, снизить её габаритные размеры и вес.

6.1 Анализ рабочих процессов тихоходных компрессоров с повышенной

температурой всасываемого газа

При расчёте действительного процесса сжатия рассматриваемой ступени тихоходного компрессора получены результаты, наглядно показывающие, что при снижении диаметра цилиндра и при повышении температуры в начале процесса сжатия возможна реализация процесса сжатия, сопровождающаяся снижением температуры рабочего газа. Например, при температуре рабочего газа в начале процесса сжатия, равной 500К, при диаметре цилиндра 0,005 м и времени рабочего цикла 3 с его температура в процессе сжатия может снизиться примерно до 450К (Рисунок 6.1) [32].

Рисунок 6.1 - Зависимость температуры в конце процесса сжатия (Т2) от температуры в начале процесса сжатия (Т1) при различных диаметрах цилиндра (1 - 0,1 м, 2 - 0,05 м, 3 - 0,01 м, 4 -0,005 м) и времени процесса сжатия (1...5 - 2 с; 1'...5' - 3с)

Рассмотрим некоторый условный показатель политропы схематизированного процесса сжатия, отражающий соотношение температур рабочего газа в начале и в конце и учитывающий основные физические процессы в рабочей камере реальной ступени.

Для этого воспользуемся известным термодинамическим соотношением для идеального процесса сжатия: Рн/Рвс = (Тн/Твс)и/(и-1), логарифмируя которое легко получить выражение для определения величины некоторого условного показателя политропы процесса сжатия по известным параметрам состояния газа в начале и в конце процесса сжатия:

п=А/(А-1), (6.1)

где А=/£(Рн/Рвс)/18(7н/Гвс).

Отметим, что авторы в данном случае не претендуют на попытку разработать новую инженерную методику расчёта поршневого компрессора, аналогичную

известным ранее, а условный показатель политропы сжатия, учитывающий основные факторы, сопровождающие действительный процесс сжатия, рассматривают лишь как наглядный инструмент, позволяющий расширить наши представления об особенностях рабочих процессов с интенсивным внешним охлаждением. Пример изменения величины условного показателя политропы действительного процесса сжатия в рабочей камере тихоходного компрессора, полученный по результатам обработки проведённых расчётов (Рисунок 6.1), представлен на Рисунок 6.2.

095Л ____

300 400 500 ПК

Рисунок 6.2 - Зависимость условного показателя политропы процесса сжатия (п) от температуры в начале процесса сжатия (Г1) при различных диаметрах цилиндра (1 - 0,1 м, 2 -0,05 м, 3 - 0,01 м, 4 - 0,005 м) и времени процесса сжатия (1.5 - 2 с; 1'.. .5' - 3с)

В диапазоне температур начала процесса сжатия от 300К до 500К применительно к рассмотренным условиям однозначности, условный показатель политропы процесса сжатия изменяется в широком диапазоне (от п-1,18 до п-0,97). Видно, что при малых диаметрах и высоких температурах в начале действительного процесса сжатия может быть реализован субизотермический процесс сжатия при п<1.

Очевидно, что при этом с практической точки зрения интерес представляет не отдельно взятый процесс сжатия, а полный рабочий цикл поршневой компрессорной ступени, включающий в себя, в том числе процессы всасывания сжатия, нагнетания и обратного расширения. Примеры индикаторных и температурных диаграмм таких рабочих циклов представлены на Рисунках 6.3,

6.4.

Рисунок 6.3 - Индикаторные диаграммы ступени ДЛТПК: 1 - Твс=300К (50 мм); 2 - Твс=400К (50 мм); 3 - Твс=500К (50 мм); 4 - Твс=300К (5 мм); 5 - Твс=400К (5 мм); 6 - Твс=500К (5 мм).

Рисунок 6.4 - Температурные диаграммы при диаметре цилиндра 50 мм (а) и 5 мм (б): 1

Твс=300К, 2 - Твс=400К, Твс=500К

Как видно из представленных результатов, индикаторные диаграммы в целом соответствуют общепринятым представлениям о рабочих процессах поршневой компрессорной ступени и известным результатам исследований тихоходных машин: при уменьшении диаметра цилиндра и увеличении времени рабочего цикла, то есть при увеличении интенсивности отвода тепла от сжимаемого газа, кривая процесса сжатия становится более пологой (то есть показатель политропы процесса сжатия уменьшается) (Рисунок 6.3).

При этом характер изменения температуры рабочего газа в полости цилиндра при повышенной температуре газа в стандартной точке существенно отличается от режимов, при которых температура всасывания близка к температуре охлаждающей среды. Особенностью таких рабочих процессов является интенсивное охлаждение газа в процессе всасывания, вследствие чего процесс сжатия начинается при существенно более низких температурах, чем температура в начале процесса всасывания (Рисунок 6.4). При этом величина температуры в начале и в конце каждого из процессов, составляющих рабочий цикл ступени, зависят от диаметра цилиндра, времени цикла и температуры газа в стандартной точке всасывания (при рассматриваемых условиях однозначности) (на Рисунке 6.5 Т - температура в конце процесса всасывания, Т2 - температура в конце процесса сжатия, Т3 - температура в конце процесса нагнетания).

1

320

330

300

310

а)

Рисунок 6.5 - Влияние температуры в СТВ ступени на температуру в конце процесса всасывания Т1 (начале процесса сжатия) (а), на температуру в конце процесса сжатия Т2 (б) и на температуру в конце процесса нагнетания Т3 (в): 1 - 100 мм, 2 - 50 мм, 3 - 10 мм, 4 - 5 мм) при

времени цикла 2с

Соответственно, и средняя температура нагнетания в значительной степени зависит от этих же факторов (Рисунок 6.6). Принципиально важно, что при некотором сочетании конструктивных размеров ступени и её режимных

параметров средняя температура нагнетания становится ниже, чем температура газа в стандартной точке всасывания. Например, при диаметре цилиндра 0,005 м, времени рабочего цикла 3 с и температуре газа в стандартной точке всасывания 500К средняя температура нагнетания равна примерно 450К, а при диаметре цилиндра 0,025 м, времени рабочего цикла 2 с и температуре газа в стандартной точке всасывания 400К средняя температура нагнетания равна примерно 390К

Рисунок 6.6 - Влияние температуры в СТВ ступени, диаметра цилиндра и времени цикла на величину средней температуры нагнетания: время цикла 2 с (кривые 1.. .5) и 3 с (кривые 1'...5'); диаметр цилиндра 0,1 м (кривые 1 и 1'), 0,05 м (кривые 2 и 2'), 0,025 м (кривые 3 и 3'),

0,01 м (кривые 4 и 4'), 0,005 м (кривые 5 и 5')

Такой результат достигается за счёт интенсивного охлаждения газа в процессе всасывания и последующей реализации квазиизотермического процесса сжатия.

На Рисунках 6.7, 6.8 представлены результаты, отражающие влияние конструктивных и режимных особенностей ступени на её коэффициент подачи и индикаторный КПД при повышенных температурах в стандартной точке всасывания.

X, Хт I 16 -и -1.2 -10 0,8

0.6 _,_,_^

300 400 500 Тств.К

Рисунок 6.7 - Коэффициент подачи (1 - диаметр цилиндра 0,01 м, время рабочего цикла 2 с; 2 - диаметр цилиндра 0,01 м, время рабочего цикла 4 с; 3 - диаметр цилиндра 0,1 м, время рабочего цикла 2 с; 4 - диаметр цилиндра 0,1 м, время рабочего цикла 4 с;) и коэффициент подогрева (5 - диаметр цилиндра 0,01 м, время рабочего цикла 4 с; 6 - диаметр цилиндра 0,1 м, время рабочего цикла 4 с; 7 - диаметр цилиндра 0,01 м, время рабочего цикла 2 с; 8 - диаметр цилиндра 0,1 м, время рабочего цикла 2 с;) ступени в зависимости от температуры в СТВ

Результаты, представленные на Рисунке 6.7, на первый взгляд могут показаться парадоксальными, так как величина коэффициента подачи в ряде случаев превышает 1,0. Однако, в соответствии с известной методикой расчёта этого коэффициента и в соответствии с результатами, представленными выше, коэффициент подогрева в ряде случаев может быть существенно выше 1,0 (на Рисунке 6.7 этому соответствует значительная часть полученных результатов -кривые 5.8). Соответственно, и коэффициент подачи в целом применительно к

рассматриваемому случаю может оказаться выше 1,0 (на Рисунке 6.7 -

температурные кривые 1, 3, 4 при температуре в СТВ, превышающей приблизительно 450К).

Рисунок 6.8 - Индикаторный КПД ступени в зависимости от температуры в СТВ: 1 -диаметр цилиндра 0,01 м, время рабочего цикла 2 с; 2 - диаметр цилиндра 0,01 м, время рабочего цикла 4 с; 3 - диаметр цилиндра 0,1 м, время рабочего цикла 2 с; 4 - диаметр цилиндра

0,1 м, время рабочего цикла 4 с

При оценке влияния температуры всасывания на энергетическую эффективность рабочего процесса рассматриваемой ступени было выявлено незначительное (для большинства случаев - в пределах 4%...6%) снижение её индикаторного КПД при значительном (на 150К...200К) повышении температуры в СТВ (Рисунок 6.8). Последнее в целом соответствует известным представлениям о влиянии температуры всасывания на рабочий процесс ступени поршневого компрессора.

Однако, возвращаясь к анализу результатов, представленных на Рисунке 6.7, нельзя не отметить следующее. С одной стороны очевидно, что при повышенных температурах в СТВ ступени при её интенсивным внешнем охлаждением имеет место высокая эффективность рабочих процессов, позволяющая при эксплуатации обеспечивать не только безопасные температурные режимы, но и совмещать в функции компрессорной ступени и охлаждающего устройства. С

другой стороны, налицо неоднозначность известных методик расчёта коэффициента подачи индикаторного КПД, а также определения этих терминов.

Действительно, в [162], например, указывается (стр. 43): «Уменьшение производительности действительного компрессора по сравнению с производительностью идеального компрессора принято называть коэффициентом подачи». То есть «классическое» определение и смысловое наполнение коэффициента подачи, как характеризующее «потери производительности», может не во всех случаях соответствовать реальным обстоятельствам. Как, например, в рассматриваемом в данной статье случае.

По-видимому, в более обобщённом толковании эти термины следует понимать, как характеризующие «изменение» действительной производительности по сравнению с их идеальной величиной, а не «потери». Насколько целесообразно такое уточнение, в рамках данной статьи ответить затруднительно. Во всяком случае этот вопрос требует, по мнению авторов, дополнительного рассмотрения и обсуждения профильным профессиональным сообществом.

Таким образом, особенности конструкции тихоходного компрессора и его режимные параметры позволяют в некоторых экстремальных условиях, при которых имеет место повышенная температура газа в стандартной точке всасывания, обеспечивать величину средней температуры нагнетания, соответствующую требованиям безопасности [76].

Установлена взаимосвязь повышения температуры в стандартной точке всасывания тихоходной ступени с изменением параметров состояния в рабочей полости цилиндра и с её интегральными характеристиками. По результатам проведённого расчётно-теоретического анализа выявлено, что в рассматриваемых компрессорных ступенях может иметь место интенсивное охлаждение всасываемого газа в рабочей камере, а средняя температура нагнетания данной ступени может быть ниже температуры в её стандартной точке всасывания. Это обеспечивается рациональным сочетанием основных размеров и режимных параметров (в рассмотренных примерах - диаметра цилиндра и времени рабочего

цикла). При этом, применительно к условиям всасывания в данную ступень, возможно существенное увеличение коэффициента подогрева (в отдельных случаях превышающего единицу) и, соответственно, повышение коэффициента подачи. Последнее предполагает необходимость проведения экспериментальных исследований тихоходной ступени на указанных режимах, и также дополнительного анализа общепринятых понятий и определений. Представленные результаты предполагают возможность эффективного применения рассматриваемой компрессорной ступени в качестве дожимной даже при эксплуатации при повышенных температурах рабочего газа в стандартной точке всасывания, поскольку ступень тихоходного компрессора может выполнять дополнительную функцию - охлаждение всасываемого газа, которую в случае применения быстроходных ступеней выполняет соответствующее теплообменное оборудование.

6.2 Прогнозный анализ температурных и энергетических характеристик технологических водородных компрессоров среднего давления на базе поршневых длинноходовых ступеней

Поршневые компрессоры среднего давления (1,5 МПа < Рн < 10,0 МПа) являются важнейшими компонентами различных технологических систем, а применительно к особо опасным промышленным объектам представляют из себя существенные факторы воздействия на окружающую среду и человека, а также возможного экономического ущерба. Очевидно, что применительно к водородным компрессорам последнее приобретает особую значимость. Однако технический уровень существующих технологических поршневых компрессоров далеко не всегда обеспечивает эти требования, в том числе касающиеся регламента по обеспечению их температурного режима. Применительно к поршневым компрессорам недопустимый уровень температуры нагнетания напрямую связан с износом или разрушением клапанов и уплотнений, отклонением от расчётных режимов системы охлаждения отдельных узлов и пр.

Наиболее ответственные элементы существующих поршневых компрессоров функционируют при повышенном механическом, температурном и химическом воздействии, что предполагает возможность нештатных ситуаций с катастрофическими последствиями. В связи с этим наработка на отказ и межремонтные сроки для большинства технологических поршневых компрессоров составляют не более 8000 часов, а на практике - существенно меньше (в отдельных случаях - 500.800 часов). Количество узлов и деталей широкой номенклатуры и типоразмеров в поршневом компрессоре может превышать 500 единиц даже без учёта систем диагностики, регулирования, смазки, охлаждения, что неизбежно ведёт к снижению надёжности рассматриваемого технического объекта.

В связи с этим становится актуальным вариант замены быстроходных поршневых ступеней на тихоходные длинноходовые с линейным приводом (ДТЛПК), результаты экспериментальных и теоретических исследований которых доказывают, что по совокупности ряда показателей они могут иметь неоспоримые преимущества по сравнению с серийно выпускаемыми поршневыми компрессорами. Исходя из этого представляется целесообразным проведение прогнозного анализа характеристик технологических водородных компрессоров среднего давления на базе ДЛТПК и оценки возможности их рассмотрения в качестве альтернативы серийно выпускаемым малорасходным поршневым компрессорам среднего давления.

На Рисунках 6.9.6.11 представлены результаты анализа влияния давлений всасывания и нагнетания ступени ДЛТПК на её температуру нагнетания, индикаторный КПД и коэффициент подачи [50].

Рисунок 6.9 - Влияние давлений нагнетания и всасывания на температуру нагнетания ступени при различных диаметрах её цилиндра: 7.9 - диаметр цилиндра 0,1 м; 4.6 - диаметр цилиндра 0,05 м; 1.3 - диаметр цилиндра 0,01 м; пунктирная линия - предельно допускаемая температура нагнетания; 1, 4, 7 - давление всасывания 0,1 МПа; 2, 5, 8 - давление всасывания

0,5 МПа; 3, 6, 9 - давление всасывания 2,0 МПа

Рисунок 6.10 - Влияние давлений нагнетания и всасывания на индикаторный КПД ступени при различных диаметрах её цилиндра: 7.9 - диаметр цилиндра 0,1 м; 4.6 - диаметр цилиндра 0,05 м; 1.3 - диаметр цилиндра 0,01 м; пунктирная линия - предельно допускаемая температура нагнетания; 1, 4, 7 - давление всасывания 0,1 МПа; 2, 5, 8 - давление всасывания

0,5 МПа; 3, 6, 9 - давление всасывания 2,0 МПа

Рисунок 6.11 - Влияние давлений нагнетания и всасывания на коэффициент подачи ступени при различных диаметрах её цилиндра: 7.9 - диаметр цилиндра 0,1 м; 4.6 - диаметр цилиндра 0,05 м; 1.3 - диаметр цилиндра 0,01 м; пунктирная линия - предельно допускаемая температура нагнетания; 1, 4, 7 - давление всасывания 0,1 МПа; 2, 5, 8 - давление всасывания

0,5 МПа; 3, 6, 9 - давление всасывания 2,0 МПа

Очевидно, что, например, даже при давлении всасывания 0,1 МПа и давлении нагнетания 5,0 МПа при сжатии в одной ступени с интенсивным внешнем охлаждением безопасный уровень температуры нагнетания обеспечивается в широком диапазоне диаметров цилиндра (на Рисунке 6.9 показан пунктирной линией). При этом обеспечивается достаточно высокая энергоэффективность рабочего процесса (Рисунок 6.10) и коэффициент подачи рассматриваемой ступени (Рисунок 6.11).

При более жёстких режимах работы, например, при давлении всасывания 0,1 МПа и давлении нагнетания 7,5 МПа, безопасный уровень температуры нагнетания может быть обеспечен в ограниченном диапазоне малых диаметров цилиндра (менее 0,05 м).

При этом, как показано на Рисунке 6.12, изменение температуры в стандартной точке всасывания рассматриваемой ступени при её фиксированных

конструктивных размерах существенно влияет как на её температурный режим, так и на её производительность и энергетическую эффективность.

Рисунок 6.12 - Влияние температуры всасывания на интегральные характеристики ступени при диаметре цилиндра 0,05 м и соотношениях давлений нагнетания и всасывания 7,5 МПа - 0,1 МПа (а) и 5,0 МПа - 1,0 МПа (б): 1 - температура нагнетания; 2 - относительное изменение индикаторной мощности; 3 - относительное изменение массовой

производительности (подачи)

Представленные прогнозные результаты оценки применимости тихоходных интенсивно охлаждаемых ступеней поршневых компрессоров показали их высокую эффективность в части обеспечения безопасных температурных режимов в широком диапазоне рабочих давлений всасывания и нагнетания. Следует отметить выявленные уникальные особенности рабочих процессов водородной ступени, связанных с возможностью охлаждения рабочего газа в полости цилиндра в процессе всасывания. В известной степени выявленная специфика работы тихоходной ступени с учётом реальных условий эксплуатации позволяет рассматривать её как один из возможных факторов регулирования производительность компрессорной ступени. С учётом существующих проблем по обеспечению требуемого температурного режима применительно к быстроходным поршневым компрессорам разработка и внедрение перспективных компрессорных технологий представляются особенно актуальными.

6.3 Экспериментальное исследование особенностей рабочих процессов тихоходных интенсивно охлаждаемых длинноходовых поршневых

компрессорных ступеней

Выявленные уникальные особенности рабочих процессов поршневых тихоходных длинноходовых компрессоров позволили предположить, что при температуре в стандартной точке всасывания, превышающей температуру окружающей среды, при всасывании возможно снижение температуры газа в полости цилиндра.

Представленная идея расширила возможные сферы применения тихоходных компрессоров и создала новое направление исследования с последующей возможной реализацией в мобильных транспортных системах.

На Рисунках 6.13, 6.14 представлена схема и фотография экспериментальной установки для исследования рабочих процессов тихоходного компрессора с повышенной температурой в стандартной точке всасывания.

Основные элементы стенда: гидравлический привод, в составе которого насосный агрегат, бак хранения масла, фильтр, дроссель, гидрораспределитель и приводной гидроцилиндр. Гидрораспределитель обеспечивает попеременную подачу жидкости в полости гидроцилиндра. Приводной гидроцилиндр обеспечивает поступательное движение поршня испытуемого компрессора за счёт жёсткой связи. Дроссель позволяет за счёт объема подаваемой жидкости регулировать скорость движения штока гидроцилиндра, обеспечивая требуемое время цикла компрессора. Все элементы расположены на сварной раме.

Особенностью работы данного стенда является наличие ёмкости 10 на всасывании, где воздух перед поступлением в компрессор подогревается промышленным феном 9. В тихоходном компрессоре шток 2 с поршнем 1 движутся поступательно, при этом уплотнение между поршнем и цилиндром обеспечивает пакет манжет 3. Параметры газа в рабочей камере фиксируются датчиком температуры 4 и датчиком давления 5, данные поступают через систему сбора данных (усилитель сигнала 6 на осциллограф 7). Для определения расхода применяется расходомер 8 [26].

Рисунок 6.13 - Общий вид стенда испытаний с повышенной температурой на всасывании

а

8

Рисунок 6.14 - Схема стенда испытаний с повышенной температурой на всасывании

Результаты эксперимента представлены на Рисунках 6.15, 6.16.

На представленных диаграммах линия 1 показывает изменение давления в рабочей камере, линия 2 показывает изменение температуры газа в камере сжатия. В процессе проведения эксперимента на всасывании газ подавался с повышенной температурой относительно температуры окружающего воздуха. Было зафиксировано снижение температуры газа в процессе всасывания (выделенная область на Рисунке 6.15 и линия снижения температуры на Рисунке 6.16).

Рисунок 6.15 - Данные рабочего процесса

АКИП

¿и=303ти СигВ = 1.07и

¡щпз= 2в4шд

СН4— 200ти

М 500тг

М Рог:460.0из

Рисунок 6.1 6 - Данные рабочего процесса

Т. К Р, МПа I

5.0 -

410

353 0.1 -

О 250 500 5. мм

Рисунок 6.17 - Совмещённые свернутые температурная

и индикаторная диаграммы: 1 - диаграмма давления; 2 - температурная диаграмма

При работе с повышенными температурами в стандартной точке всасывания процесс всасывания проходит с охлаждением газа, а не с подогревом. Фактически, при рассматриваемых режимах процесс всасывания заменяет теплообменник, который в классических схемах устанавливается перед входом в дожимную ступень компрессора. Более наглядно совмещённые свернутые диаграммы температуры и давления в рабочей камере изображены на Рисунке 6.17.

Видно, что при протекании процесса всасывания происходит снижение температуры рабочего тела в камере сжатия. При температуре +80 °С в

стандартной точке всасывания температура в начале процесса сжатия может достигать +65 °С. Таким образом, в процессе всасывания газ охлаждается не менее чем на 10.15 °С.

Полученный результат говорит о возможности работы тихоходного компрессора, как при повышенных температурах окружающей среды, так и подачи газа в компрессор с недоохлаждением. Такая ситуация возможна при работе теплообменного оборудования на нерасчётных режимах, связанных с загрязнением поверхности теплообмена или другими факторами. Часто такие варианты работы возможны на мобильных станциях, работающих в полевых условиях.

6.4 Разработка и реализация рекомендаций по компоновке технологического оборудования передвижных компрессорных станций с учётом требований обеспечения расширения диапазона условий эффективной и безопасной эксплуатации

На основании проведённых исследований возможности удовлетворения современным требованиям, предъявляемым к МКС были систематизированы основные технические требования, обеспечивающих повышение эффективности и безопасности передвижных компрессорных станций среднего и высокого давления применительно к мобильным условиям эксплуатации, на различных уровнях иерархической структуры их конструкции (Таблица 6.1).

Таблица 6.1 - Структура технических требований к передвижным компрессорным станциям среднего и высокого давления применительно к мобильным условиям эксплуатации, на

различных уровнях иерархической структуры

Объектный уровень Требования

ПКС среднего и высокого давления Высокая мобильность и автономность применительно к полевым условиям эксплуатации, возможность эксплуатации при повышенных атмосферных температурах

ПКУ Низкие металлоёмкость и габариты (снижение межступенчатых коммуникаций, вспомогательного и теплообменного оборудования), высокий ресурс и продолжительный межремонтный период

Поршневые компрессорные ступени среднего и высокого давления Допустимые температуры нагнетания при повышенных отношениях давлений в одной ступени, низкая удельная мощность, высокие ресурс, надёжность и ремонтопригодность, возможность снижения температуры в рабочей камере ступени при всасывании газа с повышенной температурой в СТВ

Функциональные элементы ступени Высокая надёжность и повышенный ресурс, обеспечение высокой герметичности ступени, технологичность

В качестве объектов исследования рассмотрены азотные станции ООО «НМЗ-Компрессорное оборудование» (г. Невьянск):

- МАКС-20/251-95: в качестве компрессора низкого давления используется винтовой маслозаполненный компрессор с давлением на всасывании 0,1МПа и давлением нагнетания 1,6 МПа, производительность 20 нм /мин; в качестве дожимного компрессора применён четырёхступенчатый поршневой оппозитный компрессор с конечным давлением 25МПа.

- МАКС-10/250-95: в компрессорной установке применён шестиступенчатый поршневой оппозитный компрессор с конечным давлением 25МПа, производительность 10 нм /мин. В данной схеме две первые ступени низкого давления сжимают воздух от 0,1 до 1,6МПа, после мембранного блока азот дожимается в четырёх ступенях с давления 1,6МПа до 25 МПа.

На Рисунках 6.18, 6.19 представлена компоновка исходных станций.

Рисунок 6.18 - Вид существующей станции (МАКС-20/251-95)

ТЕХТШСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Полная масса абтомодоля. кг .................................................35200

Распределение полной пассы

на передний мост, кг ....................................................НЮ

на тележку, кг ........................................................26000

Масса снаряженного айтомобиля. кг ........................................1200СГ1

Грузоподъемность, кг ..............................................................21200

Рисунок 6.19 - Вид существующей станции (МАКС-10/250-95)

Идея модернизации заключается в замене на станции МАКС-20/251-95 дожимного оппозитного четырёхступенчатого компрессора одной или двумя

тихоходными ступенями; на станции МАКС-10/2501-95 замена четырёх последних ступеней быстроходного компрессора одной или двумя тихоходными ступенями.

Расчёт винтового компрессора для определения входных параметров в дожимной тихоходный компрессор проводился в соответствие с методикой [210]. Физические условия: рабочее тело - воздух, охлаждающая жидкость - масло. Геометрические: диаметр ведущего ротора - 0,2 м, относительная длина роторов -0,9. Граничные: давление в камере всасывания - 0,1 МПа, температура в камере всасывания - 283...313К, давление в камере нагнетания - 1,6 МПа, температура масла - 363К, время рабочего цикла - 0,03 с.

Расчёт поршневых быстроходных компрессоров осуществлялся в соответствие с методикой [162].

На Рисунке 6.20 представлены примеры температурных диаграмм в ступенях тихоходного компрессора.

Рисунок 6.20 - Температурные диаграммы воздушной тихоходной ступени при давлении всасывания 1,6 МПа, давлении нагнетания 25 МПа с температурой всасывания 390 К: а) сжатие в одной ступени; б) сжатие в двух ступенях, 1 - первая ступень, 2 - вторая

ступень

Представленные на Рисунке 6.20 графики изменения температуры газа в рабочей камере дожимной тихоходной компрессорной ступени при температуре в

стандартной точке всасывания выше температуры окружающей среды имеют отличительную особенно - снижение температуры газа в процессе всасывания. При длительном времени цикла и интенсивном охлаждении в тихоходном компрессоре, в том числе и при продолжительном всасывании (1.2 с) теплообмен с окружающей средой приводит к снижению температуры всасываемого газа на 20 ... 70 К [43].

Представленные на Рисунке 6.21 зависимости служат для определения условий, при которых необходим переход на двухступенчатое сжатие в тихоходном дожимном компрессоре. Максимальная температура не должна превышать 450 К.

Рисунок 6.21 - Изменение температуры нагнетания в зависимости от температуры всасывания: 1 - при давлении всасывания 1,6 МПа и давлении нагнетания 8,0 МПа; 2 - при давлении всасывания 8,0 МПа и давлении нагнетания 12,0 МПа; 3 - при давлении всасывания

12,0 МПа и давлении нагнетания 25,0 МПа

На Рисунке 6.22 представлены зависимости температуры нагнетаемого газа после тихоходного компрессора от температуры окружающей среды.

Рисунок 6.22 - Зависимости температуры нагнетания тихоходного дожимного компрессора от температуры окружающей среды при давлении всасывания 1,6 МПа, давлении

нагнетания 25 МПа: 1 - для винтового компрессора в качестве низкого давления 2 - для поршневого быстроходного компрессора в качестве низкого давления

Представленные графики на Рисунке 6.22 показывают некоторую предпочтительность для работы в качестве компрессора низкого давления -винтового маслозаполненного компрессора, поскольку после него температура газа, поступающего в дожимной тихоходный компрессор ниже.

На Рисунке 6.23 представлена компоновка модернизированной станции МАКС-20/251-95.

Принципиальным отличием альтернативных схем ПКС является возможное отсутствие межступенчатых и концевых теплообменников у дожимного тихоходного компрессора, а в случае воздушной ПКС - и охладителя воздуха

низкого давления (это позволит расширить диапазон температур окружающего воздуха до +60 0С), так как при этом не требуется обеспечение регламентного температурного режима блока газоразделения (в связи с его отсутствием). В случае жидкостного охлаждения цилиндров ступеней дожимного тихоходного компрессора необходим дополнительный теплообменник.

Сопоставление характеристик станции МАКС-20/251-95 до и после модернизации представлено в Таблице 6.2.

Тихоходный компрессор

Рисунок 6.23 - Вид модернизированной станции МАКС-20/251-95

Таблица 6.2 - Сопоставление характеристик модернизированной станции МАКС-20/251-95

Существующая компоновка Новая компоновка

Угол съезда - 8 0 Угол съезда - 8 0

Масса- Снижение на 3 т

Габариты - Уменьшение длины до 3 м

Длительность автономной работы Не изменяется

При замене четырёхступенчатого двухрядного компрессора на дожимной тихоходный остаётся общий жидкостной теплообменник и исключаются

теплообменники после третьей, четвертой ступеней. Может быть уменьшена длина автомобиля до 3 м, снижена масса на 3 т, что позволит перейти с четырёхосной базы на трёх осную (повысить проходимость).

На Рисунках 6.24,6.25 представлена компоновка модернизированной станции МАКС-10/250-95.

Сопоставление характеристик станции МАКС-10/250-95до и после модернизации представлено в Таблице 6.3.

Рисунок 6.24 - Вид модернизированной станции МАКС-10/250-95 (А)

Таблица 6.3 - Сопоставление характеристик модернизированной станции МАКС-20/251-95

Существующая компоновка Компоновка А Компоновка Б

Угол съезда - 8 0 Угол съезда - 18 0 Угол съезда - 8 0

Масса- Снижение на 1,8 т Не изменяется

Габариты - Уменьшение длины на 1,4 м Не изменяется

Длительность автономной работы Не изменяется Может быть увеличена не менее чем в 2 раза

Газорозделительный блок

Теплообмешик масла ОЖ ПВС

Т/О

Тихоходши компрессор

Рисунок 6.25 - Вид модернизированной станции МАКС-10/250-95 (Б)

При замене шестиступенчатого четырёхрядного компрессора на двухступенчатый двухрядный и дожимной тихоходный остаётся общий жидкостной теплообменник и исключаются теплообменники после второй, третьей, четвертой, пятой и шестой ступеней. Может быть уменьшена длина автомобиля на 1,4 м, снижена масса на 1,8 т, что позволит увеличить угол съезда и повысить проходимость (Вариант А). Либо увеличить объём возимого топлива не менее чем в два раза, что пропорционально увеличит время автономной работы станции (Вариант Б).

В работе рассмотрены возможные варианты модернизации передвижных компрессорных станций на примере станций, производимых на ООО «НМЗ-Компрессорное оборудование» (г. Невьянск), для решения основных проблем передвижных компрессорных станций [44].

При проведении исследований были использованы существующие методики расчёта винтовых маслозаполненных и поршневых компрессоров, а также комбинированная модель расчёта рабочих процессов тихоходных ступеней сжатия.

Разработаны схемные и конструктивные решения применительно к комбинированным компрессорным агрегатам и передвижным компрессорным станциям и установкам на их базе, в том числе при использовании в качестве компрессора низкого давления поршневого быстроходного, винтового или центробежного, а в качестве дожимного компрессора среднего и высокого давления - поршневого тихоходного длинноходового. При этом возможен переход с четырёхосных автомобильных шасси на трёхосные, повышение угла съезда с 8 до 180, увеличение длительности автономной эксплуатации не менее чем в 2 раза.

Повышение надёжности и безопасности ПКУ обеспечивается за счёт замены двух-четырёх дожимных быстроходных ступеней сжатия одной-двумя тихоходными без промежуточных теплообменных аппаратов с допускаемой величиной температуры всасывания 400 К и давлением на входе 1,0...1,6 МПа при давлении на выходе 20,0. 35,0 МПа.

Вероятность безотказной работы системы, состоящей из п последовательно соединенных элементов, в соответствии с теоремой умножения независимых событий равна [151]:

п

Р(1) = Р1 • Р2...Рп = П Р (6.2)