В работе представлены результаты анализа эффективности узла газораспределения холодильной поршневой ступени с перфорированным всасывающим клапаном.
В настоящее время четко прослеживается тенденция к увеличению "быстроходности" поршневых компрессоров. Не исключение - область холодильной техники, где поршневые компрессоры буквально выживают в условиях жесткой конкуренции со стороны ротационных компрессоров. Сейчас частота вращения поршневых компрессоров выросла до значения в 3500 об/мин, что не могло не отразиться на системе газораспределения и надежности всей машины в целом. Наибольшие нагрузки, в данном случае, ложатся на самодействующие клапаны, ведь именно они во многом отвечают за эффективность работы компрессора и его ресурс. В отечественных компрессорах, которые комплектуются отечественными самодействующими клапанами кольцевого, ленточного либо комбинированного типа скорости вращения коленчатого вала остаются на уровне 1500 об/мин, что не оставляет им шанса на выживание. Малая частота вращения обусловлена конструкцией применяемых клапанов, а именно, большой высотой поднятия запорного органа, что с увеличением частоты вращения приводит к увеличению скорости соударения запорного органа с ограничителем подъема и, как следствие, резкому сокращению ресурса клапана и машины в целом.
В данной работе представлены результаты анализа эффективности узла газораспределения холодильной поршневой ступени с перфорированным всасывающим клапаном (высота поднятия запорного органа с учетом холодильной специфики составляет 0,8 мм). В качестве критерия эффективности рассматривалась величина потерь давления газового потока, при этом конструкция ступени и габаритные размеры гнезда, в котором размещается клапан (посадочный диаметр 32 мм), являются неизменными, а режимные параметры изменяются. Создание модели рассматриваемого объекта и его газодинамический расчёт проводились с использованием программного комплекса ANSYS CFX.
При построении модели поверхности патрубков, седла, запорного органа и ограничителя подъёма использованы как граничные поверхности потока газа, протекающего через объект. Соответствующая геометрическая модель границ потока газа была построена с использованием программы SolidWorks. Условно модель можно разделить на три основные составляющие: 1) течение во входном патрубке, 2) течение в проточной части клапана и 3) течение в выходном патрубке. Пример расчётной схемы и их твёрдотельной модели представлен на рис. 1.
Рис.1. Расчётная схема и 3D - модель перфорированного клапана
1 - седло, 2 - запорный орган, 3 - ограничитель подъема
Для построения расчетной сетки модели использовался программный комплекс ANSYS. Разбиение модели на конечные элементы проходило в два этапа. Первый этап заключался в нахождении допустимых размеров элементов поверхностной сетки, представляющих из себя треугольники, и непосредственном ее построении. Для формирования поверхностных элементов модель была условно разделена на несколько участков с индивидуальными параметрами сетки. На поверхностях, непосредственно соприкасающихся с запорным органом, длина стороны расчетного элемента лежала в пределах 0,2-0,5 мм. На поверхностях, соприкасающихся с седлом и ограничителем подъема, длина стороны расчетного элемента находилась в пределах 0,5-1 мм. На оставшихся поверхностях длина стороны расчетного элемента не превышала 2 мм. В итоге была получена поверхностная расчетная сетка, состоящая более чем из 150 тысяч элементов. После построения поверхностной расчетной сетки была сформирована объемная сетка. Элемент объемной сетки представляет собой тетраэдры. Общее количество элементов - приблизительно 1 млн.
Поскольку рассматривается стационарный поток газа через заданный объект, то условиями однозначности являются геометрические условия, рассмотренные выше, физические и граничные условия. Физические условия характеризуются свойствами рабочего газа (в качестве газа, продуваемого через перфорированный клапан, приняты хладагенты R22 и R134a). В соответствии с методологией программы ANSYS CFX применялось три типа граничных условий. Первый тип граничных условий задавался в сечении подачи газа во входной патрубок, в данном случае - граничное условие типа Inlet. На входе - давление газа равное, примерно, 6 бар. Второй тип граничных условий задавался в сечении выхода газа из отводящего патрубка, в данном случае - граничное условие типа Outlet. На выходе - скорость газа. Третий тип граничных условий задавался на всех оставшихся поверхностях, в данном случае - граничное условие типа Wall. При проведении расчётов изменялся только второй тип граничных условий (варьировалась скорость газа на выходе, величина которой соответствовала изменению массового расхода в диапазоне от 0,1 кг/с до 0,5 кг/с).
Результатами проведённых расчётов стали поля распределения давления и скорости газового потока в проточной части узла газораспределения, а также интегральные потери давления в каждом из рассматриваемых объектов. При анализе распределения давлений в проточной части клапана было выявлено, что основной перепад давления имеет место на запорном органе, однако в "свободном" потоке газа в проточной части клапана распределение давления носит равномерный характер.
Рис.1. Зависимость потери давления при различных массовых расходах
1 - R22, 2 - R134a
По результатам проведенных расчетов была определена зависимость величины относительных потерь давления во всасывающих клапанах от массового расхода хладагента (рис. 2).
На основании полученной зависимости можно сделать вывод о том, что применение самодействующих перфорированных клапанов в холодильных поршневых компрессорах возможно. В данном типоразмере клапан способен пропустить до 0,15 кг/с, при приемлемом падении давления на нем. В сравнении с кольцевыми и полосовыми клапанами, которые способны пропускать такой расход газа с высотой подъема большей в 2-3 раза, перфорированные клапаны, в условиях быстроходности, находятся в более выигрышном положении, как по характеристикам рабочего процесса, так и по показателям надежности за счет меньших динамических нагрузок.
Использованная литература:
1. Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет/ 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Колос, 2000. - 456 с.
2. Френкель М.И. Поршневые компрессоры. Теория, конструкции и основы проектирования. - М.: Машиностроение, 1969. - 744 с.
3. Юша В.Л. Системы охлаждения и газораспределения объёмных компрессоров. Новосибирск: Наука, 2006. - 236 с.
