повышенной надежности и эффективности

1.4.1. Введение. Самодействующие клапаны поршневых компрессоров

Клапан - самостоятельная сборочная единица в составе ступени компрессора. Он служит для периодического подключения рабочей камеры к полостям всасывания и нагнетания.

Рис. 5.9. Принципиальная схема клапана.

1 – седло, 2 – ограничитель, 3 – пружина, 4 ­– запорный орган.

Несмотря на многообразие конструкций клапанов, их можно свести к единой принципиальной схеме, показанной на рис. 5.9. В общем случае клапан состоит из седла 1, ограничителя 2, запорного органа 4, и одной или нескольких пружин 3, а также содержит элементы крепления седла с ограничителем. В некоторых конструкциях в качестве запорного органа применяют упругий элемент, одновременно выполняющий и функции пружины. В собранном виде запорный орган клапана прижат к седлу иотделяет полости с различным давлением относительно другдруга.

В соответствии с рис. 5.9поток газа через клапан возможен лишь приперемещении запорного органа на величину 0 <h ≤ h_клв случае р ₁> р ₂. Условием начала перемещения запорного органа является превышение газовой силы , действующей на запорный орган, над упругой силой пружин .

Упругая сила пружин при определяется соотношением

Из данного выражения следует, что при известном числе пружин , действующих на пластину клапана, их жесткости и предварительном натяге в собранном клапане величина .

Сила определяется давлениями газа, действующими с обеих сторон на лобовую поверхность запорного органа , т.е.

,

где - коэффициент, учитывающий форму эпюры давлений на поверхностях запорного органа, определяемый, как правило, экспериментальным путем.Примем: – давление газа в цилиндре ступени компрессора переменное по углу поворота вала придавлении нагнетания . При выполнении условия клапаны компрессорных ступеней автоматически открываются. По этому признаку их и называют самодействующими, т.е. автоматически открывающимися при определенной разности давлений в полостях, разделенных клапаном. При снижении действующего перепада давлений клапан автоматически закрывается под действием пружин.

По конструктивному исполнению проточная часть клапана представляет собой совокупность одного или нескольких каналов близких по закономерности изменения сечений в направлении потока газа к соплово­му. При этом сечения каналов на входе (со стороны седла) и выходе (со стороны ограничителя) постоянны, в то время как сечение в щели клапана минимально, зависит от перемещения запорного органа и меняется в процессе работы в диапазоне , где – максимальная величина геометрического сечения щели для полностью открытого клапана. Объем газа, содержащийся в каналах клапанов, составляет основную долю мертвого объема ступени компрессора и с этой точки зрения подлежит минимизации.

По сути протекающих физических процессов клапан можно рассматривать как местное сопротивление с геометрическим сечением иэквивалентным сечением , где – коэффициент расхода газа через клапан, зависящий от формы каналов клапана.

Особенностью работы клапанов является возникновение ударных напряжений в элементах клапана при контакте запорного органа с седлом и ограничителем, величина которых зависит в первую очередь от высотыперемещения запорного органа и частоты вращения вала компрессора n.

На проталкивание газа через клапан требуется дополнительная затрата работы пропорциональная действующему перепаду давления

,

где –плотность газа на входе в каналы клапана;

m– массовый расход газа через клапан.

Из приведенного выражения следует, что для снижения величины эквивалентное сечение щели клапана должно выбираться максимальновозможным. Однако это приводит к увеличению мертвого пространства в каналах клапанов и, как правило, сопровождается увеличением высоты перемещения запорных органов, что ухудшает показатели эффективности и надежности работы ступени компрессора.

Учитывая сказанное, к конструкции клапанов предъявляется ряд требований. Выделим среди нихосновные:

1. Высокий уровень эффективности работы клапанов, обеспечиваемый за счет максимально возможного увеличения сечения щели при заданных поверхностях ступени компрессора, на которых размещаются клапаны.При этом обычно ограничивают дополнительные затраты энергии в клапанах величиной для стационарных компрессоров и 12÷15% для передвижных и специальных компрессоров высокого давления от индикаторной мощности.

2. Гарантируемый уровень надежности, показателем которого обычно является расчетная наработка клапана до первого отказа. В современных конструкциях поршневых компрессоров эта величина лежит в диапазоне от 2 до 10 тысяч часов, где верхний предел соответствует крупным стационарным компрессорам, а нижний - высокооборотным малорасходным компрессорам.

Указанные требования вступают в противоречие друг с другом. В частности, желание повысить эффективность обычно приводит к снижению надежности работы клапана. Поэтому при проектировании клапанов, как правило, идут по пути отыскания компромиссного решения.

Кроме указанных выше, к клапанам предъявляется ряд дополнительных требований, среди которых отметим следующие:

— динамическая герметичность, т.е. своевременность их за­крытия;

— статическая герметичность клапанов в закрытом состоянии;

— минимальное мертвое пространство в каналах клапанов;

— удобство монтажа, демонтажа и ремонтопригодность, особенно в случаях работы на загрязненных газах и при отсутствии смазки цилиндров;

— минимальные массогабаритные параметры, стоимостьи сроки поставки;

— гарантированное сервисное обслуживание фирмой-изготовителем.

Характеризуя конструкцию клапанов, обычно рассматривают 2 основных сечения каналов для прохода газа: сечение в седле и в щели полностью открытого клапана. В общем случаевеличина определяется уравнением

F_щ = П∙h_кл,

где П – уплотняемый периметр закрытого клапана;

– максимальная величина перемещения пластины клапана.

Величины П и для основных типовклапанов приведены в табл. 5.3.

Таблица 5.3

Параметры сечения щели самодействующих клапанов.

Тип клапана	Периметр П	hкл*
Прямоточные	2(L + B)∙Zяч	0.5∙hкл
Ленточные	2(l + b)∙Zпл	0.67∙hкл
Кольцевые	2π(dср.1 + dср.2 +…+dср.z)	hкл
Тарельчатые	πdc	hкл

Примечание: L(l), B(b) – размеры запорного органа;

– средний диаметр кольцевой пластины;

– диаметр отверстия на входе в клапан;

Z– число подвижных элементов клапана.

Основной задачей при предварительном обосновании конструкции клапана выбранного типа для рассматриваемой ступени компрессора является определение требуемого сечения щели зависящего от числа клапанов Z, активной площади поршня , его средней скоростис_п, температуры газа на входе в клапан Т, газовой постоянной R и показателя адиабаты k. Связь указанных параметров для полностью открытого клапана описывается критериальной зависимостью

,

где М – критерий скорости потока газа в клапане. Его величина для современных конструкций клапанов лежит в диапазоне ;

– коэффициент расхода клапана.

Величину для конкретного типа клапана обычно определяют экспериментальным путем, рассматривая ее зависящей от текущей высоты перемещения клапанных пластин. Для полностью открытых клапанов можно рекомендовать величины,приведенные в табл. 5.4.

Таблица 5.4

Коэффициент расхода основных конструкций клапанов

Тип клапана	Коэффициент
Прямоточные	0,70…0,85
Тарельчатые и грибковые (со сферической тарелкой)	0,60…0,75
Ленточные	0,55…0,60
Кольцевые	0,50…0,55

В справочной литературе клапан характеризуется эквивалентным сечением . Его величина согласно приведенной выше критериальнойзависимости будет равна

По найденной величине Ф подбирается стандартный клапан или разрабатывается новый со специфическими геометрическими параметрами.

Подобный метод подбора клапанов не гарантирует требуемого уровня показателей эффективности и надежности. Поэтому на заключительном этапе целесообразно выполнение расчетного анализа работы выбранных клапанов в составе реальной ступени компрессора. Для этого используют апробированные программы расчета,предусматривающие математическое моделированиекомплекса рабочих процессов и динамики движения запорных органов, которые позволяют на стадии проектирования обосновывать оптимальное сочетание геометрических параметров элементов клапанов применительно к компрессору с заданной геометрией ступеней, известными режимными параметрами и свойствами рабочего вещества.

Показателем надежностиразработанных клапанов, сформировавшимся в результате многолетнего опыта ряда поколений исследователей, изготовителей и потребителейкомпрессорной техники, является выполнение условия: расчетная (на стадии проектирования)или экспериментально определённаяскорость посадки пластин клапана на седлоW_с≤ 1.5 м/с.

Окончательно оценка эффективности и надежности клапанов принимается на основании расширенных теплотехнических испытаний компрессоров, предусматривающих определение производительности, потребляемой мощности, температур нагнетания по ступеням и наработку до 1-го отказа.

В приведенных ниже материалах автор ставит и решает задачу разработки, исследования и создания самодействующих клапанов, эффективность и надежность которых обосновываются на стадии проектирования при использовании модернизированной программы КОМДЕТ-М.

1.4.2. Основы оптимизации клапанов поршневых компрессоров

Выбор характерных параметров клапанов по величине эквивалентного сечения в щели полностью открытых клапанов Ф_щне гарантирует оптимального сочетания конструктивных параметров клапанов (толщины δ_пл и массы m _пл подвижных клапанных пластин, их максимального перемещения h _кл, жесткости С _пр, числа Z _пр и предварительного натяга пружин h ₀, действующих на отдельные пластины клапана), а следовательно, не позволяет прогнозировать действительный уровень статической ν_пр и динамической ν_пер не герметичности клапанов с выбранными в ходе предварительного термодинамического расчета габаритными размерами или посадочными диаметрами d ₁. Следствием такого подхода является расхождение в той или иной степени между расчетной и фактической производительностью, мощностью на валу машины и показателями надежности и эффективности работы ступеней и агрегата в целом.

С учетом указанных факторов целесообразным является выполнение комплексного поверочного расчета в виде численного эксперимента, в ходе которого проводится сравнительный анализ вариантов ступени компрессора укомплектованного клапанами различного конструктивного исполнения. По результатам численного эксперимента рекомендуется«оптимальныйвариант» клапанов, при которых обеспечивается требуемая производительность ступени, современный уровень эффективности и надежности клапанов при работе на номинальномидругих режимах.

Подробно данный аспект работы представлен в разделе 7.

1.4.3. О целесообразности применения клапанов грибкового типа

в составе ступеней оппозитных компрессоров

Под «грибковыми» клапанами в литературе понимают индивидуальные клапаныс запорным органом в виде круглой пластины, поверхность которой со стороны седла выполнена по профилю, обеспечивающему минимальное газодинамическое сопротивление при течении газа по каналам клапана. Подвижный орган клапанов внешне напоминает грибок со «шляпкой» сферической формы, обращенной в сторону седла клапана. Конструктивно грибковые клапаны практически не отличаются от клапанов с пластинами сферической формы (см. рис. 5.10-А и5.10-Б). В силу ряда особенностей клапаны подобного типа находят применения, как правило, в малорасходных машинах объёмного действия и на ступенях высокого давления с малыми диаметрами цилиндров. Существующие методы расчета сферических клапанов вполне применимы и при анализе работы ступеней компрессоров укомплектованных грибковыми клапанами.

В настоящем разделе работы автор анализирует целесообразность применения грибковых клапанов в ступенях современных высокооборотных (n ≥ 750 об/мин) оппозитных компрессорах с поршнями двойного действия, что предопределяет боковое расположение индивидуальных клапанов с посадочным диаметром d₁на боковых стенках цилиндра.

Поскольку грибковые клапаны конструктивно идентичны сферическим, то их расчетный анализ может быть выполнен на основе прикладной программы КОМДЕТ-М. Программа хорошо зарекомендовала себя в практике расчетных и конструкторских подразделений ОАО «КОМПРЕССОР» г. С.Петербург на стадии разработки и обоснования оптимальных вариантов малорасходных компрессоров низкого, среднего и высокого давления на У-образных базах.

Рис. 5.10-А. Клапан сферический высокого давления 1 - седло, 2 - ограничитель, 3 - пластина, 4 - пружина

Рис. 5.10-Б. Грибковый клапан конструкции Сибкриотехника 1 - седло, 2 - ограничитель, 3 - пластина, 4 - пружина

Рис. 5.11. Наборный грибковый клапан

с неметаллическими запорными органами

с посадочным диаметром 125 мм(Z_кл=20)

Главным преимуществом клапановтарельчатого типа (грибковых и сферических) с неметаллическими запорными органами считается их повышенная герметичность в закрытом состоянии.

Главный недостаток – низкий коэффициент использования лобовой поверхности клапанной плиты с посадочным диаметром d₁, в пределах которой устанавливается n-е количество сферических или грибковых клапанов (см. рис. 5.11).

В качестве объекта исследования выбранаI ступень газового компрессора 4ГМ2.5-6.67/4-50С с поршнями двойного действия. Рабочие полости ступени (А и Б) могут быть укомплектованы разнотипными индивидуальными клапанами с посадочным диаметром ø125 мм с размещением их на боковой поверхности цилиндра. В ходе численного эксперимента оценивалась эффективность работы ступени при комплектации её прямоточными (ПИК), ленточными (ЛУ), полосовыми (ПК) и грибковыми клапанами при сохранении режимных параметров.

На предварительном этапе исследования определялась оптимальная величина подъёма запорного органа грибкового клапана. Результаты исследования приведены в табл. 5.6. Их анализ позволил обосновать оптимальный вариант клапана ГрК125-20 -14 - 2.0 с диаметром отверстия в седле d_с= 14 мм и высотой подъёма запорного органа h_кл.опт= 2 мм.

Результаты 2-го этапа исследования,приведенные втабл. 5.7и на рис. 5.12 в виде текущих и интегральных параметров ступени компрессора укомплектованной клапанами различного типа, позволяют сделать следующие выводы:

1. Наборные грибковые клапаны, смонтированные в плите с посадочным диаметром ø125, при расположении на боковой поверхности цилиндра проигрывают клапанам других типов по основным показателям, включая:

- снижение производительности - на 4.3 %;

- увеличение суммарных относительных потерь в клапанах χ_вс+нгв 2 раза;

- снижение изотермного индикаторного КПД η_из.инд - на 8.0 %;

- повышение температуры нагнетаемого газа - на 14 К.

Таблица 5.6

Интегральные параметры I ступени компрессора 4ГМ2.5-6.67/4-50С при комплектации клапанами грибкового типа с переменнойвысотой подъёма h_кл

Параметры	Размер-ность	Число и тип установленных клапанов:
Zкл = 1вс + 1нг, тип – Грибковые
Обозначение клапана I ст.	-	ГрК125- 20-14-1.5	ГрК125- 20-14-1.8	ГрК125- 20-14-2.0	ГрК125- 20-14-2.2	ГрК125- 20-14-2.5
hкл	мм	1.5	1.8	2.0	2.2	2.5
р нг / р вс	МПа	1.2 / 0.4
П = р нг/ р вс	-	3.0
а	0.34
Т вс	К
T ст	345.2	334.9	343.1	342.9	342.7
T нг.ц	433.5	430.3	428.3	427.8	427.4
m1.А	кг/ч	513.44	517.26	519.94	518.58	523.88
Vн.у.1А	нм3/мин	7.1011	7.154	7.1911	7.1723	7.2455
Nинд.1А	кВт	20.470	20.150	19.961	19.826	19.974
Nном.1А	16.736	16.781	16.841	16.796	16.938
∆N∑	3.634	3.369	3.120	3.030	3.036
χвс	-	0.118	0.108	0.103	0.103	0.100
χнг	0.105	0.093	0.082	0.077	0.079
Lуд	кДж/кг	143.5	140.2	138.2	137.6	137.3
hвс	528.87
hнг.S	637.43
hнг	670.56	667.33	665.24	664.66	664.33
ηиз.инд	-	0.643	0.658	0.667	0.670	0.672
λ	0.5304	0.5344	0.5372	0.5358	0.5412
λд	0.9521	0.9632	0.9664	0.9609	0.9709
λт	0.9619	0.9631	0.9642	0.9658	0.9639
λо	0.5669	0.5733	0.5746	0.5719	0.5769
∆λвс	- 0.0225	- 0.0123	- 0.0104	- 0.0139	- 0.0131
∆λнг	0.0026	0.0021	0.0007	0.0005	0.0041
ρ3	кг/м3	9.919	9.962	9.988	9.984	10.005
ρ1	4.362	4.418	4.437	4.419	4.458
ρ3 /ρ1	-	2.274	2.255	2.251	2.259	2.244
Wс.вс	м/с	1.14	0.91	0.96	1.21	2.26
Wс.нг	1.94	1.93	1.39	1.42	2.42

Шифр варианта - ГМ25-6.7-4-12-Г. Рабочая полость –А.

ВОЗДУХ,D_ц.I = 200 мм, S_п = 110 мм, L_ш = 220 мм, n = 980 об/мин,с_п = 3.593 м/с

Таблица 5.7

Параметры I ступени дожимающего компрессора 4ГМ2.5-6.67/4-50С

при комплектации клапанами различного типа

Z_кл= 1 + 1, δ_усл.кл= 1 мкм, ρ_{вс.реальная}= 4.7635 кг/м³

Параметры	Размер-ность	Вариант исполнения I ступени
А	Б	В	Г
Тип клапанов	-	ПИК125- 1.0БМ-1.5	ЛУ125-9- 96-8-0.6-1.8	ПК125-9- 96-8-0.6-1.8	ГрК125- 20-14-2
Т нг	К	412.9	414.6	413.7	428.3 + 14 К
m1.А	кг/ч	532.3	545.4	542.2	519.9
Vн.у.1А	нм3/мин	7.362	7.544	7.499	7.191- 4.3%
Vвс.1А	м3/мин	1.862	1.908	1.897	1.819
Nинд.1А	кВт	18.221	18.809	18.568	19.961
∑∆Nкл	1.036	1.502	1.392	2.957↑ в 2 раза
χвс	-	0.034	0.048	0.044	0.103
χнг	0.026	0.039	0.037	0.082
ηиз.инд	0.749	0.743	0.748	0.667-8%

Рис. 5.12. Текущие параметры I ступени компрессора

4ГМ2.5-6.67/4-50Спри n = 980 об/мин

------ГрК125-20-12-2 ------ ПК125-9-96-8-0.6-1.8

2. Высокая частота и амплитуда колебаний клапанных пружин в периоды всасывания и нагнетания (см. рис. 5.12) способствуют преждевременному выходу их из строя.

Обобщая полученные данные, следует указать, что применение набора грибковых клапанов в клапанной плите круглой формы в составе ступеней крупных оппозитных компрессоров с поршнями двойного действия при высоких частотах вращения вала не целесообразно. Исключение могут составлять отдельные случаи применения грибковых клапанов при комплектации ступеней низкооборотных компрессоров, сжимающих «тяжёлые»-«легкие» газы (например, ВОЗДУХ - Водород и Водород-содержащие смеси) в период пуско-наладочных испытаний.

Список литературы

1. Прилуцкий И. К., Прилуцкий А.И. Расчет и проектирование

поршневых компрессоров и детандеров на нормализованных базах:

Учебное пособие для студентов вузов. – СПбГАХПТ, 1995. – 194 с.

2. Поршневые компрессоры: Учебное пособие для студентов вузов.

Б.С. Фотин, И.Б. Пирумов, И.К. Прилуцкий, П.И. Пластинин.

– Л.: Машиностроение, 1987. - 372 с.

3. Френкель М. И. Поршневые компрессоры.

– Л.: Машиностроение, 1969. - 744 с.

– М.: Машиностроение, 1979. - 616 с.

4. Каталог электродвигателей. Филиал ООО «Элком».– Москва, Россия

Ворошилов - Рыжков:

1. Дожимающие компрессоры без охлаждения цилиндров -

тепловая задача (эксперимент и Колеснев) +

оребрение крышек (эксперимент с участием представителя ККЗ и Галяева??)

2. Унификация клапанов Iи II ступеней компрессора 4ГМ2.5-6.67/11-64

3. Рациональные технические решения Маша, Демпфирование, Унификация – Z_кл 3:1 (ПАИ)

4. Прямоугольные клапаны транспортных компрессоров - альтернатива индивидуальным клапанам круглой формыфорсированных по средней скорости поршня и частоте вращения вала(УКЗ-Демаков и ККЗ)

5. Разработка форсированной по средней скорости базы 4У4 ………….

6. Достигнутый технический уровень компрессоров.

Перспективы его дальнейшего повышения

7. Комплексный расчетно-теоретический анализ (2ВМ2.5-14/9) ………..