Разработка методик расчёта насосов и компрессоров объёмного типа, обеспечивающих снижение их динамической нагруженности тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

На правах рукописи

БЕЛОВ Глеб Олегович

РАЗРАБОТКА МЕТОДИК РАСЧЁТА НАСОСОВ И КОМПРЕССОРОВ ОБЪЁМНОГО ТИПА, ОБЕСПЕЧИВАЮЩИХ СНИЖЕНИЕ ИХ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

5 ДПР Ш

Самара - 2012

005020232

Работа выполнена на кафедре автоматических систем энергетических установок федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет)» (СГАУ).

Научный руководитель:

доктор технических наук, доцент Крючков Александр Николаевич. Официальные оппоненты:

Аистов Игорь Петрович, доктор технических наук, профессор, профессор кафедры "Промышленная экология и безопасность" Федерального государственного бюджетного образовательного учреждение высшего профессионального образования «Омский государственный технический университет»;

Балякин Валерий Борисович, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой "Основы конструирования машин" федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва (национальный исследовательский университет)» (СГАУ).

Ведущая организация: ЗАО "НИИтурбокомпрессор" (г.Казань).

Защита состоится 27 апреля 2012г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д212.215.02 при федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва

национальный исследовательский университет)» (СГАУ) по адресу: 443086, Самара, Московское шоссе, 34.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке СГАУ. Автореферат разослан 22 марта 2012 г.

Учёный секретарь диссертационного совета Д212.215.02

д.т.н„ доцент ^ Д Головин А.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы.

Работа пневмо- и гидросистем зачастую сопровождается интенсивными гидродинамическими и виброакустическими процессами, проявляющимися в виде повышенных пульсаций рабочих сред, вибраций механических элементов и излучаемым шумом. Одним из основных источников колебаний и шума в данных системах являются насосные и компрессорные агрегаты. Наиболее остро проблема виброакустической нагруженности пневмо- гидросистем возникает при применении насосов и компрессоров объёмного типа, принцип работы которых предполагает порционность, неравномерность подачи рабочей среды. Это приводит к повышенному виброакустическому воздействию на персонал, снижается надёжность и ресурс агрегатов и арматуры, дестабилизируется работа устройств автоматики, повышается статическая погрешность систем, снижается их динамическое качество, ухудшаются условия контроля состояния гидро- и пневмосистем из-за затруднения измерения параметров рабочих процессов, интенсифицируются кавитационные процессы, приводящие к эрозионному разрушению насосов и агрегатов. Так, ресурс топливного насоса двигателей НК-25 и НК-32 вследствие повышенной нагруженности составляет всего 20-300 ч. при требуемых 800 ч. Стенд поверки расходомеров ООО «Метрология и автоматизация», содержащий две воздуходувки Рутса, излучает шум до 120 ДбА при требуемых 80 ДбА. На уфимском НПЗ «Новоойл» виброактивность винтовых компрессоров вызывает интенсивные колебания напорных трубопроводов и дестабилизацию работы систем измерения и контроля технологических процессов каталитического производства.

В связи с вышесказанным весьма актуальным представляется разработка методик расчёта пульсаций давления и расхода в насосах и компрессорах объёмного типа, обеспечивающих прогнозирование и разработку мероприятий по снижению их динамической нагруженности.

Цель исследования. Создание методик расчёта пульсаций давления и расхода в насосах и компрессорах объёмного типа с учётом их конструктивных особенностей и разработка на этой базе мероприятий, обеспечивающих снижение динамической нагруженности агрегатов.

Задачи исследования.

1. Разработка модели гидродинамических процессов в шестерённом насосе, учитывающей динамические процессы в запертом объёме, двухфазность и пульсации давления рабочей среды.

2. Разработка профиля разгрузочных канавок в торцевых подпятниках ше-стёренного насоса для снижения заброса давления рабочей среды в запертом объёме.

3. Экспериментальное определение эффективности конструктивных мероприятий по улучшению динамических характеристик шестерённого насоса.

4. Разработка математической модели и методики расчёта газодинамических процессов в винтовом компрессоре с целью формирования геометрии окна нагнетания устройства, обеспечивающего минимальные пульсации расхода рабочей среды.

5. Разработка математической модели и методики расчёта газодинамических процессов в воздуходувке Рутса и глушителя её выхлопа.

Объектом исследования являются динамические процессы во всасывающих и нагнетающих магистралях насосов и компрессоров объёмного типа.

Предметом исследования является управление пульсациями давления и расхода рабочей среды в насосах и компрессорах объёмного типа за счёт изменения конструктивных особенностей агрегатов с целью снижения их динамической нагруженности.

Методы исследований. Работа выполнена с использованием численных методов и экспериментальных исследований, результаты которых обрабатывались на многоканальной измерительной системе LMS Mobile. Расчёт динамических процессов в исследуемых агрегатах, а также эффективности мероприятий по улучшению виброакустических характеристик проводился с помощью численных моделей.

Научную новизну работы определяют разработанные автором математические модели гидро газовых процессов в насосах и компрессорах объёмного типа, позволяющие рассчитывать пульсации давления и расхода, а также методика проектирования профиля разгрузочных канавок в торцевых подпятниках шестерённого насоса.

На защиту выносятся:

1. Математическая модель шестерённого насоса, позволяющая рассчитывать гидродинамические процессы в агрегате, учитывающая наряду с конструктивными и режимными параметрами машины динамические процессы в запертом объёме, отличающаяся от существующих моделей учётом двухфазности рабочей среды, пульсаций давления во всасывающей и нагнетающей магистралях и учётом двухступенчатого дросселирования потока при соединении запертого объёма с полостями нагнетания и всасывания.

2. Методика проектирования профиля разгрузочных канавок в торцевых подпятниках шестерённого насоса с целью обеспечения минимальных динамических нагрузок на узлы агрегата.

3. Математическая модель и методика расчёта винтового компрессора, учитывающая его конструктивные и режимные параметры, свойства рабочей среды и позволяющая выбирать геометрию нагнетательных окон компрессора, обеспечивающую его минимальную пульсационную производительность.

4. Математическая модель и методика расчёта воздуходувки Рутса, учитывающая её конструктивные и режимные параметры, а также свойства рабочего газа, позволяющая рассчитывать мгновенную производительность устройства.

Практическая ценность.

1. Разработанная численная модель шестеренного насоса позволяет на этапе проектирования определить амплитуду пульсаций давления и расхода на входе и выходе насоса, а также пульсации давления в запертом объёме, наличие кавитации с учётом профиля разгрузочных канавок. Модель шестёренного насоса позволила создать методику проектирования профиля разгрузочных канавок, снижающих динамическую нагруженность агрегата.

2. Разработаны общие принципы расчёта мгновенного расхода насоса и компрессора объёмного типа, позволяющие сформировать общий алгоритм расчета насоса и компрессора объёмного типа.

3. Разработана численная модель мгновенной подачи газомасляной смеси винтового компрессора, что позволяет на этапе проектных работ или расчётов прогнозировать амплитуду пульсаций расхода на выходе из компрессора, что используется при разработке профиля окна нагнетания, обеспечивающего снижение динамических нагрузок за счет уменьшения неравномерности подачи газа.

Практическая ценность работы подтверждена актами внедрения ЗАО "НИИтурбокомпрессор" (г.Казань), ОАО "Метрология и автоматизация" (Самара), Вроцлавского технического университета (г. Вроцлав, Польша), Института акустики машин (Самара).

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждены на 3 международных, 2 всероссийских конференциях и на 1 международном семинаре.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 14 работ: 6 статей в изданиях, рекомендованных ВАК, 8 тезисов докладов. Получен патент на полезную модель.

Структура диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, 5 глав, приложения, заключения, списка литературы из 101 наименования. Общий объём диссертации 120 страниц, 97 рисунков и 5 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы и выбранного направления исследований, дана краткая характеристика диссертационной работы, сформулированы основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе проведен анализ причин пульсаций рабочей среды и давления в пневмо- и гидромашинах объёмного типа. Колебания в таких агрегатах по природе происхождения можно разделить на две группы: аэродинамические и механические. Одними из наиболее распространенных устройств, работа которых сопровождается повышенным уровнем шума и вибрации являются ше-стерённые насосы, винтовые компрессора и воздуходувки Рутса. Показана доминирующая роль качающих узлов среди источников колебаний давления и расхода рабочей среды.

Известны работы D. Mikeska, F. Fumo, Takashi Itou, Tateyuki Shimamura, Wieslaw Fiebig, Casoli P., Vacca А., описывающие гидродинамику в шестерён-ном насосе, недостатками которых является не учёт нерастворённого газа, кавитации, пульсаций давления в присоединенных трубопроводах, а также некоторых поверхностей, лимитирующих перетечки из запертого объёма.

E.Mujic, A.Kovacevic, N.Stosic, Хисамеев И.Г. и Сакун И.А. предложили динамические модели винтового компрессора, учитывающие термодинамические процессы, режимы работы и конструктивные особенности агрегата, которые позволяют рассчитывать мгновенную подачу винтового компрессора и проанализировали ряд модификаций окон нагнетания. Недостатком этих работ является то, что в них нет решений по оптимизации геометрии окон нагнетания для снижения неравномерности подачи.

Динамических моделей воздуходувок Рутса, представленных в полном виде в открытой печати автором не обнаружено. Фралов Е.С., Автономова И.В. Хуснутдинов И.Х., Бурмистров A.B. в своих публикациях представляли некоторые элементы таких моделей по которым, к сожалению, нельзя судить об их совершенстве.

На основании проведенного анализа известных работ в диссертации сформулированы цель и задачи исследований.

Во второй главе сформулированы принципы расчёта мгновенной подачи компрессора и насоса объёмного типа. Любая машина такого типа осуществляет подачу рабочей среды в линию нагнетания за счёт её вытеснения из рабочих камер. Эти камеры работают автономно с временной синхронизацией процесса подачи, хотя между ним могут быть перетечки (рисунок 1). Рассмотрим работу

Рисунок 1 - Схема расчета мгновенной подачи насоса и компрессора объёмного типа V: - объём рабочей камеры; & - площади окон, через которые рабочая камера сообщается с линией нагнетания и всасывания; йт, йщ - массобмен рабочей камеры с полостями нагнетания и всасывания

одной рабочей камеры машины объёмного типа. Так как все процессы, протекающие в рабочей камере, носят периодический характер, достаточно знать, как функционирует рабочая камера в течение одного периода (обычно равному периоду вращения ведущего вала). Рабочий процесс в объёмных машинах построен таким образом, что рабочая камера, имея минимальный объём соединяется с линией всасывания и начинает расширяться, после того как объём камеры достигает предельных размеров, камера отсоединяется от линии всасывания для последующего переноса рабочей среды (который для компрессоров, как правило, сопровождается сжатием) в линию нагнетания для опорожнения. Если машина содержит несколько рабочих камер, то для определения их совместной производительности необходимо просуммировать расходы рабочей среды отдельных камер.

Для определения производительности рабочей камеры находится функция изменения её объёма. Затем определяется функция изменения площадей окон при их соединении с полостью нагнетания и всасывания. Далее определяется мгновенная подача с решением дифференциальных уравнений состояния рабочей среды и уравнений расхода.

В третьей главе представлена численная модель шестерённого насоса, основанная на принципах, приведённых во второй главе, с учётом влияния нерас-творенного газа и конструктивных особенностей шестерен и подпятников, позволяющая рассчитывать пульсации давления и расхода на входе и выходе из насоса, а также пульсации давления в запертом объёме и наличие кавитацион-ных течений. Структурная схема модели приведена ниже, на рисунке 2.

Рисунок 2 - Структурная схема математической модели шестеренного насоса Расчёт с заданным шагом по углу поворота ведущего вала запертого объёма шестерённого насоса проводился по схеме, приведённой на рисунке 3 по следующей формуле:

К = я(5,-5,2+53-54), где Я - ширина зубчатого венца; 5,, X, - площади межзубовых впадин, ограниченных линией зацепления; 5',, 5'., - площади зубьев, ограниченных линией зацепления.

Расчёт с заданным —■—; § шагом по углу поворо- ^—

та ведущего вала пло- шШшШШКШШШ^ щади контакта заперто- . /

го объёма с канавками

со стороны нагнетания I г I

всасывания 5'л{ср) про- •^ЩШШШШЯЯк^

изводился по схеме, 1 ■■ —'

изображенной на ри- —

сунке 4а. Рисунок 3 - Расчётная схема запертого объёма

Расчёт с заданным шагом по углу поворота ведущего вала площади контакта канавок со стороны нагнетания всасывания с соответствующими линиями (рисунок 46) производился по следующим формулам:

где Ин и кв - глубина разгрузочных канавок с стороны линии нагнетания и всасы- I \ \/

вания; /,, /2,/3, /4 - ча- 7 / /т-

сти профилей зубьев, \ \ оду / у/ I ограниченных грани- всасывание i

цами канавок и линией зацепления. а)

Рисунок 4 - Образование площадей контакта запертого объёма с разгрузочными канавками (а) и разгрузочных канавок с полостями нагнетания и всасывания (б) Расчёт кинематического расхода рабочей среды (рисунок 2) с заданным шагом по углу поворота в области всасывания и нагнетания производился по

N2 А

формуле Е.М.Юдина: £>=Я®

где г - радиус окружности вершин

зубьев; со - циклическая частота вращения ведущего вала; А - межцентровое расстояние; х - положение точки зацепления.

В результате были рассчитаны функции Он((р), Ов(<р). По этим функциям определялись мгновенные значения давления в полости нагнетания и всасывания:

Рщ =Ьв1-<2в)-=ж + Рю

где <2Щ - средний уровень расхода; :вх - входной импеданс насоса со стороны всасывания; рв - статическое давление на входе в насос.

Рн/^щ-ОщУгвых+Рн'

где д,0 - средний уровень расхода; :вш - входной импеданс насоса со стороны нагнетания; р„ - статическое давление на входе в насос.

Расчёт гидродинамики запертого объёма проводился решением системы уравнений, приведенной ниже. Входными зависимостями для расчёта гидродинамики запертого объёма являются функции 8'н(<р), 5н((г>), Рн(<Р), Ра(9>) (рисунок 5).

1-3 ,

_ = Е' = Ет*—- р =

' р ар ¿У у

3 р

Р

О в = Х'ёпр-З'в

- ид

V Р V р

где Е - модуль объёмной упругости; Е' - модуль объёмной упругости с учётом растворенного газа; 3 - объёмное содержание газов в жидкости; р - давление в запертом объёме; ркв - давление в канавке со стороны всасывания; рки - давление в канавке со стороны нагнетания; р - плотность жидкости; р - коэффициент гидравлических потерь; О,, • объёмный расход в линию нагнетания; 0,, - объёмный расход в линию всасывания; т - масса жидкости в запертом объёме; р - коэффициент гидравлических потерь; V - величина запертого объёма; Кя+Г - суммарный объём пара и газа.

Рисунок 5 - Схема расчёта гидродинамики запертого объёма

Система для расчёта гидродинамики запертого объёма решалась с помощью метода конечных разностей. На основе разработанной модели в объектно-

Рисунок 7 - Реализация профиля разгрузочных канавок в насосе НМШ-5-25-4

Угол поворота ведущей шестерни, град

Рисунок 8 - Теоретические зависимости давления в запертом объёме от угла поворота ведущего вала при частоте вращения ведущего вала 16,7Гц давлении нагнетания 1,2МПа

ориентированной среде программирования Delphi 2005 была разработана программа расчёта шестерённого насоса «Gears». На основе моделирования, проведенного при помощи программы «Gears», удалось создать методику проектирования профиля разгрузочных канавок, заключающуюся в следующем:

1. Строится профиль шестерен в момент, когда запертый объём минимален.

2. Формируется перемычка (бридж) между канавкой, работающей на всасывание и нагнетание таким образом, чтобы её профиль повторял профиль запертого объёма. Таким образом, запертый объём оказывается отсечённым в этом положении от линий всасывания и нагнетания.

3. Профиль канавок на всасывание и нагнетание дорабатывается по окружности впадин зубьев.

Экспериментальная отработка математической модели проводилась на гидравлическом стенде в Институте акустики машин при СГАУ. Сравнение расчётных и экспериментальных пульсаций давления в полости нагнетания и всасывания для насоса НМШ-5-25-4, рабочей средой которого является масло "ТНК Гидравлик 32" приведены на рисунке 6.

. Время, с

а) О)

Рисунок 6 - Расчётные и экспериментальные пульсации давления в полости всасывания (а) и нагнетания (б) шестерённого насоса НМШ-5-25-4 при частоте вращения ведущего вала 16,7Гц и давлении нагнетания 1,2МПа Предложенная методика проектирования профиля разгрузочных канавок была реализована в насосе НМШ-5-25-4 (рисунок 7) и позволила снизить заброс давления в запертом объёме (рисунок 8), что привело к снижению пульсаций давления в области всасывания и вибраций в осевом направлении (рисунок

9).

Номер гармоники Номер гармоники

а) б)

Рисунок 9 - Спектр измеренной вибрации в осевом направлении (а) и спектр измеренных пульсаций давления в полости всасывания (б) при частоте вращения ведущего вала 16,7Гц и

давлении нагнетания 1,2МПа

В четвертой главе представлена численная модель винтового компрессора, учитывающая конструктивные и режимные параметры устройства, свойства рабочей среды и позволяющая выбирать геометрию окон нагнетания компрессора, обеспечивающую минимальную пульсационную производительность смеси масла и газа. Структурная схема модели представлена ниже, на рисунке 10.

Рабочая камера винтового компрессора имеет сложную объёмную форму. Для расчёта функции времени изменения её объёма винтовые ротора были представлены в виде конечного числа плоских роторов, сдвинутых друг относительно друга. Функция изменения объёма парной полости плоских роторов вычислялась и суммировалась по всем слоям. Аналогичным образом получена зависимость площади контакта парной полости с линией нагнетания от угла поворота ведущего винта.

Рисунок 10 - Структурная схема математической модели винтового компрессора

Расчёт рабочей камеры начинается с момента её открытия - соединения с полостью нагнетания. В этот момент известны значения температуры, давления плотности и массы газомасляной смеси в рабочей камере. Расход рабочей среды в этот и все последующие моменты времени может быть определен по следующей зависимости:

ди+1

р,

1 Г 1 м \

\2к пп (рЛк

Ьгг л)

1 У

Ри р,

.Ри

если\р,> рн\ — >(к р,

-V

к-1

РиРи

ес.т\рн > р, :

_ 2 У"1"" чщтт)

Р ч

Рн

ведомый ротор

где рн, рн, Тн - соответственно давление, плотность и температура в полости нагнетания; %КГ - критический перепад давления; к - показатель политропы процесса; К - постоянная газомасляной смеси; 8Н - площадь контакта парной полости с линией нагнетания (рисунок 11).

Для любого момента времени, кроме момента открытия рабочей камеры, масса, давление, плотность и температура газомасляной смеси в парной полости определялись по формулам:

Щ = т!-\ ' ; р, =

>Р, =

V.

Т, = Т,

Ек± , р.

где М - итерация по времени. ведущий ротор ..

Рисунок 11 - Соединение рабочей камеры винтового компрессора с линией нагнетания Далее подачи из отдельных рабочих камер суммируются, получая тем самым мгновенную подачу винтового компрессора, которая и определяет в первую очередь его динамическую нагруженность. Таким образом, основным критерием динамической нагруженности здесь является коэффициент неравномерности подачи, определяемый в виде:

<50 =

где Оср - массовая производительность компрессора.

в

•е-

С помощью предложенной модели был исследован винтовой маслозапол-ненный компрессор серии АВКХ. Установлено, что неравномерность его подачи составляет на расчётном режиме работы 3,5 (рисунок 12). Было предложено несколько модификаций окна нагнетания, позволяющих снижать неравномерность подачи, максимально удалось снизить коэффициент неравномерности подачи до 1,2 за счёт внедрения в конструкцию компрессора дополнительного нагнетательного ОКНа (рису- Недожатие рабочей среды в сдвоенной камере в момент её открытия. МО5 Па нок 11). Рисунок 12 - Зависимость коэффициента неравномерности подачи

от недожатия рабочий среды в сдвоенной камере в момент её открытия

Также предложена конструкция регулятора производительности винтового компрессора, позволяющая эффективно регулировать производительность в широком диапазоне, не ухудшая при этом его виброакустические характеристики (патент № 89638).

В пятой главе представлена численная модель воздуходувки Рутса, учитывающая конструктивные и режимные параметры устройства, свойства рабочей среды. Структурная схема модели аналогична структурной схеме модели винтового компрессора, представленной на рисунке 10.

Рабочая камера воздуходувки Рутса и площадь, через которую она опорожняется, показана на рисунке 13. Расчёт газодинамики был выполнен по тем же формулам, которые использовались при расчёте винтового компрессора. С помощью численной модели была получена мгновенна производительность двух воздуходувок Рутса (2АР53М2-МН50-10,68-3-1 1 и 2АР51М1-МН50-2,52-1,5-4), которые работают совместно на испытательной установке в ОАО «Метрология и автоматизация».

Рисунок 13 - Расчётная схема воздуходувки Рутса

рабочая камера

Полученные зависимости мгновенного расхода были проанализированы с помощью быстрого преобразования Фурье, таким образом, были выявлены основные гармоники колебаний воздуха в выхлопе установки — 100 и 200Гц. По этим данным для установки, содержащей воздуходувки Рутса было спроектировано устройство глушения по принципу камерного глушителя.

ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ

В диссертационной работе решена важная научно-практическая задача по созданию методик расчёта пульсаций давления и расхода в насосах и компрессорах объёмного типа с учётом их конструктивных особенностей и разработаны мероприятия, обеспечивающие снижение динамических нагрузок на элементы качающего узла и присоединенные трубопроводы.

1. Разработана численная модель шестеренного насоса, учитывающая влияние нерастворенного газа и конструктивных особенностей шестерен и подпятников, позволяющая рассчитывать пульсации давления и расхода на входе и выходе из насоса, а также пульсации давления в запертом объёме и наличие ка-витационных явлений. На её основе создана методика проектирования профиля разгрузочных канавок, снижающих динамическую нагруженность агрегата.

2. Проведены экспериментальные исследования предложенного профиля разгрузочных канавок на стендовом оборудовании на кафедре автоматических систем энергетических установок СГАУ, показавшие эффективное снижение пульсаций давления на входе в насос, а также вибраций корпуса насоса в направлении оси ведущего вала.

3. Разработана математическая модель и методика расчёта винтового компрессора, учитывающая его конструктивные и режимные параметры, свойства рабочей среды и позволяющая выбирать геометрию окон нагнетания компрессора для обеспечения его минимальной пульсационной производительности, отличающаяся от существующих моделей тем, что сложная трехмерная геометрия винтовой поверхности роторов заменяется совокупностью прямозубых участков, что приводит к снижает затраты на расчётные и проектные работы.

4. Показаны способы профилирования окна нагнетания винтового компрессора для снижения неравномерности потока в его выхлопе, позволяющие уменьшать коэффициент неравномерности с 3,5 до и 1,2 и 1,5 соответственно, за счёт дозарядки парной полости.

5. Разработана математическая модель и методика расчёта воздуходувки Рутса, учитывающая её конструктивные и режимные параметры, а также свойства рабочего газа, позволяющие рассчитывать мгновенную производительность устройства.

6. Разработана камера глушения выхлопа установки, содержащая 2 воздуходувки Рутса: 2АР53М2-МН50-10,68-3-11 и 2АР51М1-МН50-2,52-1,5-4 .

Результаты работы внедрены: на ЗАО "НИИтурбокомпрессор" (г.Казань), ОАО "Метрология и автоматизация" (Самара), во Вроцлавском техническом университете (г.Вроцлав, Польша) и Институте акустики машин (Самара).

Основные публикации по теме диссертации:

в изданиях, рекомендованных ВАК:

1. Белов Г.О., Крючков А. Н., Родионов Л. В. Снижение пульсаций подачи шестеренного насоса на основе математической модели гидродинамики запертого объёма // Судостроение 2*2011 (795) март-апрель - Санкт-Петербург, 2011.

2. Белов Г.О., Крючков А.Н., Родионов Л.В., Шахматов Е.В. Экспериментальное исследование влияния параметров разгрузочных канавок на пульсационное состояние шестеренного насоса // Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 12, №4 - Самара, 2010.

3. Белов Г.О., Крючков А.Н., Родионов Л.В., Шахматов Е.В. Математическая модель динамики работы запертого объёма шестерённого насоса с учетом движения подпятника // Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 12, №4 - Самара, 2010.

4. Белов Г.О., Родионов Л.В., Будько М.В., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Разработка математической модели гидродинамики «запертого» объёма в шестеренном насосе // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета, №3(19) - Самара, 2009.

5. Родионов Л.В., Белов Г.О., Будько М.В., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Экспериментальное подтверждение адекватности разработанной математической модели мгновенной подачи жидкости шестеренным насосом // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета, №3(19) - Самара, 2009.

6. Белов Г.О., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Моделирование пульсаций подачи винтового компрессора. Известия Самарского научного центра Российской академии наук. Том 11, Номер 3 - Самара, 2009.

в других изданиях

7. Белов Г.О., Крючков А.Н., Миронова Т.Б. Исследование влияния разгрузочных канавок на виброактивность шестерённого насоса // Сборник трудов 15 международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» -Москва, 2011.

8. Белов Г.О., Крючков А.Н. Исследование динамики шестерённого насоса НШ-32К // Королёвские чтения. Медунар. науч. конф.,-Самара, 2011.

9. Белов Г.О., Родионов Л.В., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Разработка экспериментальной установки для исследования динамических процессов в шестеренных насосных агрегатах // Материалы докладов Международной научно технической конференции: «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» - Самара, 2009.

10. Белов Г.О., Родионов Л.В., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Разработка уточненной методики расчёта кавитационного запаса шестеренного насоса // Материалы докладов Международной научно технической конференции: «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» - Самара, 2009.

11. Белов Г.О., Родионов Л.В., Крючков А.Н., Шахматов Е.В. Разработка мероприятий по снижению виброакустических нагрузок в гидромеханических системах с шестеренным насосом // Материалы докладов Международной научно технической конференции: «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» - Самара, 2009.

12. Белов Г.О., Крючков А.Н., Родионов Л.В., Шахматов Е.В. Система регулирования производительности винтового компрессора // Материалы докладов Международной научно технической конференции: «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» Самара, 2009.

13. Белов Г.О. Улучшение виброакустических характеристик винтовых компрессоров // Сборник материалов докладов конкурса программы У.М.Н.И.К. Самара, 2009.

14. Белов Г.О., Ермилов М.А., Баляба М.В. Снижение пульсаций потока за винтовым компрессором на разных режимах работы // Сборник трудов «X королёвские чтения» Самара, 2009.

15. Белов Г.О., Шахматов Е.В., Крючков А.Н. Винтовой компрессор // Патент на полезную модель № 89638 ,2009.

Подписано в печать 19.03.2012 Формат 60x84 1/16 Бумага офсетная. Усл. Печ. л. 1,0 Тираж 100 экз. Отпечатано в типографии издательства СГАУ 443086. Самара. Московское шоссе, 34

61 12-5/2308

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королева

(национальный исследовательский университет)»

На правах рукописи

РАЗРАБОТКА МЕТОДИК РАСЧЁТА НАСОСОВ И КОМПРЕССОРОВ ОБЪЁМНОГО ТИПА, ОБЕСПЕЧИВАЮЩИХ СНИЖЕНИЕ ИХ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ-д.т.н., доцент

КРЮЧКОВ А.Н.

Самара - 2012

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ 3

1 Насосы и компрессоры как источники пульсаций рабочей среды и давления в 8 гидро и пневмосистемах

Выводы по главе 1 11

2 Методика определения мгновенной производительности гидро и пневмо машин 12 объемного типа

Выводы по главе 2 , 18

3 Численное моделирование шестеренного насоса 19

3.1 Элементы теории эвольвентного зацепления 19

3.2 Описание модели шестеренного насоса 30

3.2.1 Определение функции запертого объема 30

3.2.2 Определение функции каналов перетечек 36

3.2.3 Моделирование пульсаций подачи и давления шестеренного насоса 42

3.2.4 Расчет гидродинамики запертого объема 43

3.3 Экспериментальная апробация модели шестеренного насоса 47 Выводы по главе 3 62

4 Моделирование винтового компрессора 63

4.1 Описание модели винтового компрессора 63

4.2 Разработка модифицированных окон нагнетания винтового компрессора 79 Выводы по главе 4 93

5 Моделирование воздуходувки Рутса 94

5.1 Описание модели воздуходувки Рутса 94

5.1.1 Разбивка ротора воздуходувки Рутса 94

5.1.2 Расчет функции объема рабочей камеры 95

5.1.3 Расчет функции площади окна нагнетания 96

5.1.4 Расчет газовой динамики 96

5.2 Описание объекта исследования и его моделирование 99

5.3 Разработка камеры глушения ■ 101 Выводы по главе 5 107

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ 108

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 111

ВВЕДЕНИЕ

Несмотря на то что объектом исследования предстает достаточно большой ряд агрегатов, различных по устройству и назначению, всех их объединяет одни принципы работы, нашедшие отражение в определениях, приведенных в соответствующих ГОСТах. Объемн ый насос - насос, в котором жидкая среда перемещается путем периодического изменения объема занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся со входом и выходом насоса. (ГОСТ 17398-72). Компрессор объемного действия - компрессор, в котором рабочий процесс осуществляется в результате циклического изменения объемов рабочих камер. (ГОСТ 28567-90). Одинаковая реализация рабочего процесса в компрессорах и насосах объемного типа позволила сформулировать в настоящей работе общие принципы расчета мгновенной подачи насоса и компрессора объемного типа. Стоит отметить, что именно неравномерность мгновенной подачи чаще всего определяет динамическую нагруженность качающих агрегатов, а зачастую и всей системы в целом ввиду того что неравномерность имеет прямую связь с вибрацией и внешним шумом. Именно по этой причине большинство отечественных и зарубежных исследователей качающих узлов стремились как можно больше сгладить неравномерность мгновенного расхода. Все эти исследования были направлены на конкретный агрегат, в котором предлагались типовые решения. Хотя более верным подходом здесь выглядит рассмотрение общностей функционирования этих агрегатов и конструктивных мероприятий, реализованных в разных узлах и направленных на улучшение динамических характеристик агрегатов, для их общего анализа, на основе которого уже нужно переходить непосредственно к исследуемому агрегату. Например, так в работе была показана эффективность "усиков предраскрытия", характерных для плунжерных насосов и реализованных в конструкции винтового компрессора. Такой общий подход позволяет наиболее полно использовать результаты предыдущих исследователей. Ещё стоит отметить, что во многих, даже, наиболее известных работах рабочая среда описана с большими упрощениями и допущениями, что отрицательным образом сказывается на точности вычислений.

Такое снижение точности обусловлено отсутствием учета фазовых переходов и упрощенном представлении газо-жидкостной смеси при расчете рабочих процессов, протекающих в насосах и компрессорах объемного типа.

В связи с этим диссертация посвящена снижению виброакустических нагрузок в насосах и компрессорах объемного типа за счет разработки методик расчета пульсаций давления и расхода с учетом конструктивных особенностей агрегата и на их основе конструктивных мероприятий.

Основные научные положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель шестеренного насоса, позволяющая рассчитывать гидродинамические процессы в агрегате, учитывающая наряду с конструктивными и режимными параметрами машины динамические процессы в запертом объёме, отличающаяся от существующих моделей учётом двухфазности рабочей среды, пульсаций давления во всасывающей и нагнетающей магистралях и учётом двухступенчатого дросселирования потока при соединении запертого объёма с полостями нагнетания и всасывания.

2. Методика проектирования профиля разгрузочных канавок в торцевых подпятниках шестерённого насоса с целью обеспечения минимальных динамических нагрузок на узлы агрегата.

3. Математическая модель и методика расчёта винтового компрессора, учитывающая его конструктивные и режимные параметры, свойства рабочей среды и позволяющая выбирать геометрию нагнетательных окон компрессора, обеспечивающую его минимальную пульсационную производительность.

4. Математическая модель и методика расчёта воздуходувки Рутса, учитывающая её конструктивные и режимные параметры, а также свойства рабочего газа, позволяющая рассчитывать мгновенную производительность устройства.

Диссертационная работа выполнена на кафедре «Автоматические системы энергетических установок» Самарского государственного аэрокосмического университета в соответствии с планами госбюджетных и хоздоговорных научно-исследовательских работ.

Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, библиографии и одного приложения.

В первой главе проведен анализ причин пульсаций рабочей среды и давления в пневмо- и гидромашинах объемного типа. Колебания в таких агрегатах по природе происхождения можно разделить на две группы: аэродинамические и механические. Среди устройств, работа которых приводит к значительному повышению уровня шума и вибрации можно выделить шестеренные насосы, винтовые компрессора и воздуходувки Рутса. Показана доминирующая роль качающих узлов среди источников колебаний. Проведен анализ существующих математических моделей динамических процессов в исследуемых агрегатах, источников шума и способов его снижения.

На основании проведенного анализа известных работ в диссертации сформулированы цель и задачи исследований.

Во второй главе сформулированы принципы расчета мгновенной подачи компрессора и насоса объемного типа. Любая машина такого типа осуществляет подачу рабочей среды в линию нагнетания за счет ее вытеснения из рабочих камер. Эти камеры работают независимо друг от друга, хотя между ним могут быть перетечки. Так как все процессы, протекающие в рабочей камере носят периодический характер, достаточно знать как функционирует рабочая камера в течении одного периода (обычно равному периоду вращения ведущего вала). Рабочий процесс в объемных машинах построен таким образом, что рабочая камера, имея минимальный объем соединяется с линией всасывания и начинает расширяться, после того как камера перестаёт расширяться она отсоединяется от линии всасывания для последующего переноса (который для компрессоров, как правило, сопровождается сжатием) в линию нагнетания для опорожнения. Если машина содержит несколько рабочих камер, то для определения их совместной производительности необходимо сложить их расходы.

В третьей главе разработана численная модель шестеренного насоса, основанная на принципах, приведенных во второй главе, с учетом влияния нерастворенного газа и конструктивных особенностей шестерен и подпятников,

позволяющая рассчитывать пульсации давления и расхода на входе и выходе из насоса, а также пульсации давления в запертом объеме и наличие кавитационных течений. Модель является квазистационарной, одномерной. Уравнения, используемые в модели описывают* динамику смеси жидкости и газа при содержании нерастворенного газа не более 10% по объему. Нерастворенный газ считается равномерно распределенным по всему объему жидкости. Модель не может рассчитывать гидродинамику неньютоновских жидкостей. Модель не учитывает изменение температуры рабочей среды. В отличие от существующих моделей в настоящей модели учитывается двухступенчатое дросселирование (связанное со сложностью каналов, связывающих запертый объем с линиями нагнетания и всасывания через разгрузочные канавки) каналов при соединении запертого объема с полостями нагнетания и всасывания, а также пульсации в данных полостях и двухфазность рабочей среды.

В четвертой главе представлена численная модель винтового компрессора, учитывающая конструктивные и режимные параметры, свойства рабочей среды и позволяющая выбирать геометрию окон нагнетания компрессора, обеспечивающую его минимальную пульсационную производительность смеси масла и газа. Модель является квазистационарной, одномерной. Уравнения, используемые в модели описывают динамику смеси жидкости и газа как псевдогаза при содержании жидкости не более 10% по объему. Жидкость считается равномерно распределенной по всему объему, отсутствуют фазовые переходы. В настоящей модели сложная трехмерная геометрия винтовой поверхности роторов заменяется совокупностью прямозубых участков. Это приводит к снижению затрачиваемых вычислительных ресурсов и затрат машинного времени. Также в этой главе показаны способы снижения коэффициента неравномерности (основного критерия динамической нагруженности агрегата) за счет профилирования окна нагнетания.

В пятой главе представлена численная модель воздуходувки Рутса, учитывающая конструктивные и режимные параметры устройства, свойства рабочей среды. Модель является квазистационарной, одномерной. Уравнения,

используемые в модели описывают' динамику газа. В модели принято, что рабочие камеры работают независимо друг от друга, т.к. расход сжатия в воздуходувках Рутса отсутствует (они работают на очень малых избыточных давлениях, во много раз меньше атмосферы).

С помощью приведенной модели, была промоделирована работа двух воздуходувок Рутса, которые работают совместно на испытательной установки в ОАО «Метрология и автоматизация».

Полученные зависимости мгновенного расхода были проанализированы с помощью быстрого преобразования Фурье, таким образом, были выявлены основные гармоники колебаний воздуха в выхлопе установки - 100 и 200Гц. По этим данным для установки, содержащей воздуходувки Рутса было спроектировано устройство глушения по принципу камерного глушителя.

В заключении даны основные выводы по работе и указаны области применения полученных результатов.

1 Насосы и компрессоры как источники пульсаций рабочей среды и давления в гидро и пневмосистемах

В настоящей главе проведен анализ причин пульсаций рабочей среды и давления в шестеренном насосе, винтовом компрессоре и воздуходувке Рутса.

Очень часто шестеренный насос является основным источником виброакустических колебаний в гидросистемах. Описание шестеренного агрегата как источника пульсаций представлено в работе [86], в которой авторы проанализировали большое количество разных моделей шестеренного насоса и предложили свою одномерную модель, которая наиболее полно, по их мнению, описывает динамику шестеренного насоса, кроме того, также в этой работе представлена экспериментальная отработка модели. В результате им удалось получить функцию давления в межзубовом пространстве в зависимости от угла поворота ведущей шестерни. Сравнение расчетных и экспериментальных данных производилось по размахам пульсаций, а также по эффективности работы агрегата, причем им удалось добиться хорошей сходимости. К плюсам данной работы можно отнести достаточно хорошее физическое представление утечек, основным же минусом является слишком упрощенное представление динамики запертого объема шестеренного насоса, в котором могут иметь место кавитационные процессы, приводящие к прожигам в торцевых опорах шестерен.

В статьях [94, 97, 100] также показаны оригинальные модели шестеренного насоса, основанные на известных уравнениях состояния рабочей жидкости и уравнениях расхода, также в этих работах представлено соотношение расчетных и полученных опытным путем пульсаций давления. Давление в рабочей полости определялось с помощью датчика пульсаций давления, внедренного в вал одной из шестерен. Основной недостаток здесь, как и в предыдущих работах - это неучёт газовой фазы и, как следствие, погрешность в вычислениях давления на некоторых режимах, так как газовая фаза резко снижает объемный модуль упругости.

Еще одна работа [101] методически полностью повторяющая предыдущую группу авторов, однако их экспериментальные данные резко разняться [97, 100],

теоретическая же часть работы имеет те же недостатки, что и предыдущих авторов. Все эти работы являются продолжением [98-99], отличающиеся от оригинала незначительно.

Из наиболее интересных работ можно выделить [86]. Автор получил много аналитических зависимостей для разных типов шестеренных наосов, однако недостаточная их обоснованность позволили сомневаться ряду исследователей, в том числе [61, 65], однако в работе [96] было получено подтверждение "основной формуле" Юдина, которая особенно часто подвергалась критике.

Еще одна интересная численная модель представлена в [90], выполненная 1та{£те.ЬаЬ. В этой работе, по сравнению с предыдущей, авторы показывают наличие кавитации, однако какими уравнениями они её определяют, в работе не показано. Еще одним большим минусом данной работы является отсутствие сравнения с экспериментальными данными.

В работе [59] представлена математическая модель шестеренного насоса, однако здесь нет учета кавитационных процессов и некоторых других эффектов, которые оказывают влияние на гидродинамику шестеренного насоса.

Интересна своим подходом работа [2]. В ней автор строит модель шестеренного насоса как механического узла, причем в этой модели удалось связать погрешности изготовления и сборки деталей с вибрацией агрегата и выработать на этом основании диагностический признак качества изготовления и сборки. Большим минусом данной работы является неучет гидродинамических нагрузок, действующих на агрегат.

Очень большей виброакустической активностью обладает винтовой компрессор. В этом направлении интерес вызывают труды [66, 74]. В этих работах представлены схожие динамические модели винтового компрессора, позволяющие рассчитывать его пульсации расхода на входе и выходе из агрегата. Однако результаты расчета этих работ не показаны в полной мере. Зато в этих работах показаны многочисленные экспериментальные исследования, а также приведены подходы дальнейшему исследованию данных агрегатов.

Аналогичная численная модель представлена в работе [91], причём её результаты хорошо согласуются с полученными в этой же работе экспериментальными данными, зато здесь представлены конструктивные мероприятия, направленные на снижение динамической нагруженности.

Еще один, рассматриваемый в настоящей работе агрегат, вносящий в систему значительные виброакустические нагрузки - это воздуходувка Рутса. В работах [56, 76-78, 82] показаны элементы математический модели воздуходувки, разработанной авторами. К сожалению, в открытой печати в полном виде их исследования не получили освещения, поэтому определить их плюсы и минусы не представляется возможным.

В работах [73] и [48] даны общие подходы к расчету и проектирования воздуходувок Рутса, однако расчет его динамических характеристик здесь не представлен. Работа [26] также дает возможность оценить только энергетические характеристики агрегата, тогда как его динамические характеристики остаются за рамками в работы.

Выводы по главе 1

Анализ существующих работ позволяет говорить о недостаточной теоретической проработке данного вопроса и сформировать следующую цель исследования: снижение виброакустических нагрузок в насосах и компрессорах объемного типа за счет разработки методик расчета пульсаций давления и расхода с учетом конструктивных особенностей агрегата и на их основе конструктивных мероприятий.

При этом основные задачи сформулированы следующем обра�