Обоснование конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов поршневых компрессор ов
На правах рукописи
Волегов
Сергей Александрович
обоснование конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов
поршневых компрессоров
Специальность 05.05.06 – «Горные машины»
Автореферат
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Екатеринбург – 2008
Работа выполнена в ГОУ ВПО «Уральский государственный
горный университет»
Научный руководитель –
доктор технических наук, доцент Хазин Марк Леонтьевич
Официальные оппоненты:
доктор технических наук, профессор Кабаков Анатолий Никитович;
кандидат физико-математических наук, доцент Тарасов Борис Николаевич
Ведущее предприятие – Институт горного дела УрО РАН (г. Екатеринбург)
Защита состоится 19 ноября 2008 г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 212.280.03 при ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет» по адресу:
620144: г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30,
зал заседаний Ученого совета.
C диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.
Автореферат разослан 17 октября 2008 г.
Ученый секретарь
диссертационного совета Хазин М.Л.
Общая характеристика работы
Актуальность темы. энергия сжатого воздуха применяется при бурении, погрузке и транспортировании полезного ископаемого, а также при проветривании выработок и т. п. Машины, работающие на этой энергии, надежны в работе, конструктивно просты, сравнительно недорогие и обеспечивают высокую безопасность труда. удельный вес их в энергопотреблении горных предприятий с подземным способом добычи полезного ископаемого доходит до 20 – 30 %. Потери производительности компрессора, обусловленные его конструктивными особенностями и износом, а также затраты на производство сжатого воздуха имеют тенденцию к увеличению, особенно характерную для последних десяти лет. Низкие технико-экономические показатели функционирования шахтных компрессоров позволяют сделать вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.
Следовательно, работы, направленные на решение научной проблемы энергосбережения при производстве и транспортировке сжатого воздуха в горнодобывающей промышленности, имеют важное хозяйственное значение.
Одним из основных узлов, связанным с существенным потреблением подводимой к коленчатому валу компрессора энергии, является клапан. Проблема совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров представляет собой важную научно-практическую задачу, актуальность которой не уменьшается, поскольку энергоэффективный путь хозяйствования в условиях рыночных отношений не имеет альтернативы
Существующие клапаны поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним горной промышленностью. Следовательно, разработка конструкций энергосберегающих клапанов, повышающих эффективность и надежность поршневых компрессоров (пк), является актуальной задачей.
Связь темы диссертации с государственными программами. работа выполнялась в соответствии программой федерального агентства по образованию при министерстве образования и науки России «Развитие теории мониторинга и эффективности сложных электромеханических систем горного производства» (№ гос. Рег. 0120023922).
Объект исследования. Поршневые компрессоры для горной и других отраслей промышленности.
Предмет исследования – запорные органы прямоточных клапанов поршневых компрессоров.
Целью работы является обоснование и расчет конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов для снижения энергопотребления поршневыми компрессорами.
Идея работы заключается в применении новой конструкции прямоточного клапана поршневого компрессора.
Методы исследований, включающие в себя обобщение и анализ литературных источников, теоретические и экспериментальные (промышленные и лабораторные) методы исследования, базирующиеся на классических законах математики и физики, а также физическое моделирование.
Научные положения, выносимые на защиту:
- взаимосвязь напряженно-деформированного состояния, возникающего в запорном органе при установке в клапан и работе компрессора, с конструктивно-технологическими параметрами клапана пк;
- обоснование граничных значений толщины запорного органа при заданных конструктивно-технологических параметрах клапана и материала для его изготовления;
- распределение натяга запорного органа по периметру паза седла клапана и его взаимосвязь с конструктивно-технологическими параметрами клапана;
- классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.
Научная новизна работы
- Получено аналитическое выражение, описывающее взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе при установке его в клапан и работе компрессора, материала запорного органа с его конструктивно-технологическими параметрами, на основании которого разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров.
- Обоснованы конструктивно-технологические параметры запорного органа клапана с концентрично расположенными пазами.
- Установлены граничные значения толщины запорного органа клапана и предложено условие выбора материала для его изготовления при заданных конструктивных параметрах новой конструкции клапана.
- Разработаны имитационные модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие адекватно описать весь период эксплуатации клапанов, включая периоды приработки и старения.
Практическая ценность работы
- Разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров, защищенные авторскими свидетельствами и являющиеся взаимозаменяемыми с существующими клапанами, что позволяет устанавливать их на серийно выпускаемые поршневые компрессоры.
- Предложена методика расчета конструктивно-технологических параметров клапана ПК.
- Разработаны рекомендации по технологии получения запорного органа клапана ПК с заданными параметрами.
Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования запорных органов клапанов поршневых компрессоров, хорошей сходимостью результатов теоретического анализа с экспериментальными данными и промышленными испытаниями, а также статистической обработкой результатов экспериментальных и теоретических исследований. Расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 12 % с доверительной вероятностью 0,95.
Реализация результатов работы. Основные научные положения работы внедрены в производство Уральским заводом новых технологий. Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1990 руб. на один клапан.
Апробация работы. Результаты работы докладывались на международной научно-технической конференции «Новые материалы и технологии в машиностроении» (г. Брянск, 2007 г.), Молодежной научно-практической конференции, проводимой в рамках Уральской горнопромышленной декады (г. Екатеринбург, 2007 г.), VI Международной научно-технической конференции «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2008 г.),
Личный вклад автора заключается в
- выведении уравнения, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан и работе компрессора, материал запорного органа и его конструктивно-технологические параметры;
- разработке методик исследования запорного органа клапана и расчета конструктивно-технологических параметров клапана и его запорного органа;
- предложенной классификации прямоточных клапанов, основанной на форме запорного органа – ленты;
- разработке новых конструкций газораспределительных органов поршневых компрессоров;
- установлении граничных значений величины толщины запорного органа клапана и условия выбора материала при заданных конструктивных параметрах клапана и параметрах его эксплуатации.
Публикации. По теме работы автором опубликовано восемь работ, в том числе две в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях.
Структура и объем. Работа состоит из введения, четырех глав, заключения и двух приложений. Содержание работы изложено на 108 страницах машинописного текста, включает 55 рисунков и 16 таблиц. библиографический список содержит 112 наименований.
Основное содержание работы
Во введении обоснована актуальность проблемы, сформулирована цель, научная новизна и практическая значимость полученных результатов.
В первой главе рассмотрено применение поршневых компрессоров (ПК) в горной и других отраслях промышленности, их доля в энергопотреблении предприятий. Вследствие широкого применения компрессорных машин они всегда находились в центре внимания как отечественных, так и зарубежных исследователей. В области создания и совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров – клапанов особое место занимают работы докторов технических наук: Френкеля М. И, Дмитревского В. А., Кондратьевой Т. Ф., Карпова Г. В., Пирумова И. Б., Фотина Б. С., Шелеста П. А., Бороховича А. И., Бабаяна С. А., Беркмана Б. А., Фролова П. П., Шапиро М. Б., Колбасова М. Г., Спектра Б. А., Дмитриева В. Т. и многих других.
Проведенный анализ функционирования компрессорных установок показывает их низкую экономическую эффективность. Например, к. п. д. компрессорного хозяйства шахты (компрессорные установки и шахтные пневматические сети) находится в пределах 8 10 %. Низкая технико-экономическая эффективность функционирования компрессорных хозяйств шахт объясняется, в частности, следствием плохого состояния воздухораспределительных органов – клапанов. Известно, что из-за поломок клапанов (главным образом их пластин) происходит большинство остановок компрессоров. Отказы клапанов в основном наступают в результате усталостного разрушения запорного органа вследствие накопления усталостной пластической деформации. Следовательно, клапаны компрессора можно рассматривать как наиболее слабое звено конструкции компрессора.
На основе проведенного анализа работы ПК выявлены значительные резервы повышения их технико-экономических показателей и сформулированы основные задачи диссертационной работы.
Во второй главе описано применяемое для исследований оборудование и методики, в том числе разработанные автором.
В качестве запорного органа предложенного автором клапана применяли стальную холоднокатаную ленту с переменным радиусом кривизны, геометрические параметры которой находились в пределах от 0,1 до 0,6 мм по толщине и от 10 до 14 мм по ширине.
Известное приспособление для гибки ленты прямоточных клапанов типа СГИ (с прямым пазом) не позволяет получать ленту заданной кривизны из-за применяемой схемы гибки. В связи с этим появилась необходимость в создании соответствующей установки, которая была разработана и изготовлена автором.
Для исследования распределения натяга ленты по периметру паза седла использовали физическое моделирование работы рассматриваемого клапана. При этом рассматривали влияние внешней нагрузки (имитирующей давление газа) на геометрические характеристики ленты.
Для определения натяга, соответствующего «порогу» срабатывания клапана и его распределению по длине ленты, автором был разработан и изготовлен стенд. На предварительно изогнутую ленту передавалось усилие в пределах от 0 до 5 Н. момент отрыва ленты от седла клапана (датчика) при соответствующей нагрузке определяли по размыканию электрической цепи омметром. Результаты замеров принимались как средняя величина по 10 измерениям.
Для определения скорости перемещения запорного органа (ленты) в зависимости от геометрических параметров автором был разработан и собран специальный измерительный стенд, включающий в себя диэлектрическую плиту, на которой располагались лента и датчик её перемещения. среднюю скорость движения ленты определяли по известному перемещению за время, фиксируемое осциллографом. Замеры повторялись после каждого поворота ленты на 1/8
ее длины. В эксперименте использовали ленты с радиусом изгиба от 50 до75 мм
из стали 65Г.
В третьей главе приведены результаты исследований запорных органов клапанов ПК.
С целью повышения надежности и эффективности воздухораспределительных органов была разработана конструкция прямоточного клапана, в котором запорный орган – пластина расположен свободно (не закреплен жестко). Новая конструкция позволяет исключить усталостные разрушения от напряжений, возникающих в месте консольного закрепления упругого элемента запорного органа в конструкции ЛенНИИхиммаш (клапан ПИК).
Основными конструктивно-технологическими параметрами запорного органа клапана являются изгибающие напряжения, натяг и толщина запорного органа. При работе запорного органа (ленты) в нём возникают изгибающие напряжения (общ), состоящие из напряжений, образующихся в процессе установки (сборки) клапана (им) и при работе (ир) компрессора:
. (1)
| Рис. 1. Форма разрезного кольца перед установкой в клапан | Рис. 2. Расчетная схема запорного органа (кольца и ленты) |
Для определения напряжений, возникающих в процессе установки запорного органа в паз клапана, применили теорию расчета пружинных разрезных колец. Напряжения в разрезных кольцах (рис. 1, 2) при их рабочих перемещениях определяются по известному уравнению
, (2)
где []и – допускаемое напряжение, МПа; Е – модуль упругости материала; МПа; – угол расхождения концов пружинного кольца в свободном состоянии (перед установкой в клапан), рад; = D/d – коэффициент прочности, D – диаметр кольца, d – диаметр проволоки,
.
В нашем случае запорный орган представляет собой кольцо прямоугольного сечения шириной b и толщиной h. Следовательно, выражение для коэффициента прочности можно выразить как = D/h. в клапанах поршневых компрессоров общего назначения величина коэффициента прочности изменяется в пределах от 100 до 1100, следовательно, >> 1. Расчеты, проведенные по уравнению (2) для ленты, показали, что напряжения изгиба ленты в осевом направлении определяются в основном параметром, а влияние угла невелико. Поскольку синус малого угла численно равен величине самого угла, то формула (2) принимает вид
. (3)
| Рис. 3. Схема установки упругого элемента (ленты) в пружинном двигателе: dв – диаметр внутреннего витка двигателя; Dб – диаметр барабана двигателя | Рис. 4. Схема деформации разрезного кольца (ленты) в клапане: 1 – клапан закрыт; 2 – клапан открыт, dо – диаметр ограничителя клапана; D – диаметр седла клапана; – угол закрутки ленты |
Для определения напряжений (ир), возникающих в ленте во время работы клапана, рассмотрели ее, как элемент одновиткового пружинного двигателя (рис. 3). В этом случае напряжения можно определить по известной формуле:
и = Eh ( + 0,5)/(2l) < []и, (4)
где l – развернутая длина пружины; – угол закрутки ленты; 0,5 – угол предварительной закрутки.
В нашем случае угол предварительной закрутки отсутствует. для рассматриваемых клапанов угол закрутки, возникающий при его работе:
. (5)
где dо – диаметр ограничителя клапана, мм; d – ширина паза клапана, мм;
d = D – dо (по данным практики, приняли величину постоянной (рис. 4)).
Следовательно, рабочее напряжение изгиба
. (6)
подставив полученные выражения (4), (5) и (6) в уравнение (1), окончательно получили
(7)
полученная формула связывает конструктивно-технологические параметры, материал и напряжения, возникающие в запорном органе (ленте) при его установке в клапан и работе компрессора.
Следующим важным параметром запорного органа является натяг. От натяга пружин, обеспечивающего своевременность открытия и закрытия пластин воздухораспределительных органов, зависят аэродинамические сопротивления в клапане. отклонение величины натяга пружин от оптимальной в ту или другую стороны в значительной степени ухудшает как термодинамические, так и технико-экономические показатели компрессорной машины в целом. Поэтому, независимо от конструкции воздухораспределительных органов, при их изготовлении необходимо строго выдерживать оптимальный натяг пружин.
Для изучения натяга запорного органа применили физическое моделирование работы рассматриваемого клапана. распределение натяга запорного органа (ленты) по периметру паза клапана исследовали для различных материалов: стали, бронзы БрКМц3-1 и сплава Д16АТ.
отрезки ленты (см. рис. 1) одинаковой длины изгибали на разработанной автором экспериментальной установке, обеспечивающей получение различных радиусов кривизны (для каждого паза седла). изогнутые отрезки ленты последовательно помещали в модель седла клапана с различными диаметрами, соответствующими размерам реальных пазов седла клапана, – 97, 127, 187, 202 и 250 мм. Полученные экспериментальные данные (рис. 5) позволили установить распределение удельного натяга ленты по периметру паза седла клапана с учетом радиуса кривизны ленты и диаметра паза, которое можно описать синусоидальной зависимостью:
(8)
где А – амплитуда синусоиды; Рmax, Рmin, Рср – минимальное, максимальное и среднее усилия по длине ленты, Н.
| Рис. 5. распределение удельного натяга запорного органа (ленты) по периметру паза седла клапана диаметром 97 мм. Радиус кривизны ленты: мм: 1 – 95; 2 – 101; 3 – 126; 4 – 151 материал – сталь 65Г, толщина 0,3 мм |  |
Полученная зависимость максимального натяга (при различных диаметрах пазов седла) от геометрического параметра ленты (рис. 6) может быть
описана уравнением Pmax = e a + b, которое в полулогарифмических координатах приняло вид семейства прямых (см. рис. 6)
lnPmax = a + b. (9)
| Рис. 6. Зависимость максимального удельного натяга ленты от параметра ленты.Диаметр паза составляет, мм: 1 – 87; 2 – 127; 3 – 168; 4 – 200; 5 – 250 | Рис. 7. Зависимость максимального удельного натяга от параметра ленты для исследованных материалов: 1 – 65Г; 2 – У8А; 3 – БрКМц3-1; 4 – Д16Ат |
Коэффициент a характеризует свойства материала (модуль упругости), так как для всех зависимостей, полученных на одном материале, он имеет почти постоянную величину. Зависимости коэффициента a (уравнение (9)) для различных материалов качественно аналогичны, но количественно изменяются для каждого материала (рис. 7).
Коэффициент b соответствует натягу ленты, диаметр которой совпадает с диаметром паза (т. е. = 0) и изменяется в зависимости от радиуса кривизны ленты и её материала. Полученные результаты (см. рис. 5) позволили определить также зависимость максимального натяга ленты на седло клапана от радиуса кривизны ленты и диаметра паза клапана (рис. 8). Максимальный натяг Pmax возрастает с уменьшением радиуса кривизны ленты и может быть описан уравнением
Pmax = kDл + c, (10)
где k характеризует механические свойства ленты – жесткость.
| Рис. 8. зависимости максимальных удельных натягов (Рmax) ленты (при различных диаметрах пазов седла) от диаметра изгиба ленты Dл перед установкой в паз. Диаметры пазов, мм: 1 – 97; 2 – 127; 3 – 168; 4 – 200; 5 – 250 |
Для компрессоров общего и специального назначения запорные органы клапанов должны иметь характеристики, которые обеспечивали бы их высокую работоспособность и оптимальные технико-экономические параметры работы. К таким параметрам следует отнести толщину пластины (пружины) запорного органа клапана компрессора, ее натяг и материал, из которого она изготовлена.
Известно, что толщина пластины клапана зависит от давления нагнетания газа и влияет на коэффициент подачи компрессора.
Общее напряжение в ленте, возникающее при сборке и работе клапана (в открытом состоянии), достаточно мало, поэтому есть необходимость определить напряжения, возникающие в клапане, в закрытом состоянии и параметры запорного органа (толщина ленты).
В клапанах возможны два варианта схемы размещения упругого элемента на каналах для прохода газа: как балка, лежащая на двух шарнирных опорах, и как пластина, перекрывающая круглое отверстие.
По известным формулам определили величины напряжения изгиба при заданной толщине ленты для варианта «балка на опорах»:
(11)
Отсюда минимальная толщина ленты
. (12)
Для варианта «пластина – отверстие»
[в], (13)
а минимальная толщина ленты
, (14)
где P = pк – pн – перепад давлений, МПа; a – ширина уплотняющей кромки, мм; b – ширина канала для прохода газа, мм; h – толщина ленты, мм; r – радиус отверстия, мм; max – максимальное напряжение изгиба, МПа; [в] – допускаемое напряжение изгиба, МПа; – коэффициент Пуассона.
Решая уравнение (7) относительно параметра h, получили условие, определяющее величину максимальной толщины ленты (hmax) запорного органа (см. рис. 1):
(15)
Таким образом, уравнения (12), (14) и (15) позволили определить граничные условия выбора толщины запорного органа клапана поршневого компрессора:
hmin < h < hmax. (16)
При работе клапана запорный орган совершает в пазу движения, не имеющие места в других конструкциях. в данной работе была предпринята попытка оценить величину скорости его перемещения. Из полученных данных (рис. 9) следует, что скорость движения точек ленты мало зависит от кривизны и жесткости ленты. В связи с этим представляет интерес возможность сравнить скорости движения запорных органов в известных клапанах со скоростями в клапане СГИк. полученные значения средней скорости коррелируют со средними величинами скоростей запорных органов известных клапанов на фазе закрытия – 1,4 м/с.
| Рис. 9. Распределение радиальной скорости точек ленты по периметру паза седла клапана при радиусе изгиба ленты, мм: 1 – 50; 2 – 62,5; 3 – 75. Диаметр паза 90 мм |
В четвертой главе приведены методики расчета параметров клапана, его запорного органа (ленты) и рассмотрены вопросы повышения эффективности работы ПК, приведена классификация прямоточных клапанов, разработанных в УГГУ, основанная на форме запорного органа – ленты.
Многолетняя практика конструирования и эксплуатации воздухораспределительных органов поршневых компрессоров показала, что большое значение имеют геометрические параметры седла клапана, которые в значительной степени определяют величину вредного пространства, аэродинамические потери и работоспособность его в целом.
Применяемые в промышленности воздухораспределительные органы поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним (минимальные сопротивления – потери энергии в клапанах, высокая герметичность клапана, высокая долговечность клапана и хорошая ремонтопригодность клапана), которые обусловлены, главным образом, их конструкцией. Указанные недостатки вызывают стремление к разработке новых, более совершенных конструкций.
Разнообразие конструкций компрессоров, а также условий их эксплуатации привело к созданию множества прямоточных клапанов, отличающихся конструктивным исполнением, в которых запорный орган – пластина – расположен свободно (не закреплен жестко), материалами, используемыми для их изготовления и т. п., что привело к необходимости представить их классификацию.
Объем седла любого клапана конструктивно включает в себя вредное пространство, уменьшающее эффективность работы компрессора, являющееся
функцией двух параметров: проходного сечения клапана и высоты клапана.
Расчет седла предложенного клапана СГИк (дискового) (рис. 10) сводится к определению количества пазов и живого сечения. Автором разработана методика определения числа пазов для ленты и каналов для прохода газа при заданном (конструктивно) посадочном диаметре и перепаде давления в клапане.
| Рис. 10. Геометрия седла клапан СГИк |  |
Также предложена методика определения конструктивных параметров ленты предлагаемого клапана: толщина (h), диаметр (D) перед установкой в клапан, ширина ленты (Hл) и материал (Е).
Для определения толщины (h) ленты предлагается применить условие
, (17)
где hmax определяется по уравнению (15), hmin – из уравнений (12) или (14), в зависимости от конструкции клапана. Полученное значение толщины ленты округляется до ближайшего стандартного значения, по соответствующему ГОСТу.
Для определения диаметра ленты (Dл) перед установкой в клапан предложена номограмма, связывающая натяг с диаметрами паза (Dп) и ленты (Dл) (рис. 11).
| Рис. 11. Номограмма для определения диаметра ленты в зависимости от натяга и диаметра паза клапана (материал – сталь) |  |
Для выбора материала ленты, который можно использовать, при заданных конструктивных параметрах клапана приняли условие
(18)
где -1 – предел выносливости; в – временное сопротивление; n = 0,6 – коэффициент запаса.
По значениям в и -1 материала и данным табл. 1, рассчитанным по уравнению (7), определяем область конструктивных параметров, где рационально использовать выбранный материал. в табл. 1 ломаная линия разделяет значения общих напряжений изгиба (общ), возникающих в ленте, на области, где рационально и не рационально использовать выбранный материал запорного органа при заданных конструктивных параметрах клапана.
Ниже и правее линии общих напряжений изгиба долговечность работы ленты определяется значением предела выносливости материала (–1), который может быть использован для производства запорного органа клапана. выше и левее линий располагается область нерационального использования выбранного материала ленты для данных конструктивно-технологических параметров клапана. В этой области долговечность работы ленты уменьшается и может быть оценена числом циклов до разрушения по критерию Мэнсона – Коффина.
Например, в табл.1 сплошная линия относится к стали 30хгса, а штриховая – 65г.
Таблица 1
общее напряжение изгиба (общ) при работе клапана от коэффициента
прочности () и диаметра ограничителя (DО) для стальных лент (Е = 210 Гпа)
| Dо, мм | |||||||
| 60 | 80 | 100 | 150 | 200 | 300 | 400 | |
| 50 | 778 | 569 | 448 | 292 | 217 | 143 | 107 |
| 75 | 544 | 294 | 308 | 199 | 147 | 96 | 72 |
| 100 | 428 | 306 | 238 | 152 | 112 | 73 | 54 |
| 150 | 311 | 219 | 168 | 106 | 77 | 50 | 37 |
| 200 | 253 | 175 | 133 | 82 | 60 | 38 | 28 |
| 250 | 218 | 149 | 112 | 68 | 49 | 31 | 23 |
| 300 | 194 | 131 | 98 | 59 | 42 | 26 | 19 |
Объединение методик расчета параметров седла и запорного органа позволило разработать общий алгоритм расчета клапана (рис. 12).
Предлагаемый клапан СГИк обладает коэффициентом использования проходного сечения 0,14 – 0,16, что в полтора раза выше, чем у кольцевых клапанов. Высокий коэффициент живого сечения новых клапанов позволяет значительно сократить количество одновременно работающих воздухораспределительных органов на компрессоре, а следовательно, увеличить площадь рубашки охлаждения цилиндра машины, что достигается установкой в освободившиеся клапаны гнезда пустотелых заглушек, через которые пропускается охлаждающая вода. количество отводимого тепла увеличивается пропорционально поверхности охлаждения, что уменьшает работу сжатия и увеличивает коэффициент подачи компрессора.
В реальных условиях эксплуатации ПК отказы клапанов возникают в результате действия нескольких причин, вызывающих внезапные и постепенные отказы. Основной причиной отказа запорного органа клапана является усталостное разрушение под действием периодической нагрузки. Эти нагрузки представляют собой достаточно жесткое условие работы механических деталей, разрушение которых может наступить при нагрузках, значительно меньших, чем величина предела прочности материала (эффект Баушингера).
нет
да
Рис. 12. Общий алгоритм расчета конструктивных параметров клапана
Известно, что из-за поломок клапанов (главным образом их пластин) происходит от 70 до 90 % остановок компрессоров. Следовательно, клапаны компрессора можно рассматривать как наиболее слабое звено конструкции. Усталостное разрушение хорошо описывается распределением Вейбулла, которое является универсальным и позволяет описать весь жизненный цикл оборудования. на достаточно большом промежутке времени модель надежности не может быть составлена на основе только одного распределения. В таком случае она составляется на основе комбинации моделей. Следовательно, в нашем случае представляет интерес рассмотреть композицию двух распределений Вейбулла.
Для построения модели надежности воспользовались методом статистического моделирования с алгоритмическим генерированием на ЭВМ псевдослучайных чисел.
Полученная модель описывает нормальный период эксплуатации клапанов, включая период приработки и перехода в предельное состояние. Поскольку период приработки практически отсутствует, интенсивность отказов клапанов уменьшается, затем остается почти постоянной величиной в течение всего периода эксплуатации. В области больших значений t она возрастает, что свидетельствует о появлении процесса старения, накоплении усталостных повреждений и как следствие возникновении постепенных отказов.
Согласно известным данным, наработка на отказ клапана ПИК составляет около 1000 часов.
Проведенные промышленные испытания разработанной автором конструкции клапана показали, что наработка на отказ составляет не менее 5000 часов. Значения показателей надежности клапанов ПКУ, изготовленных по различным технологиям, для значения времени t = 720 часов приведены в табл. 2.
Таблица 2
Показатели надежности клапанов, изготовленных
по различным вариантам
| Показатель | Ед. измерения | Клапан Пик | Клапан сгик |
| P(720) | - | 0,62 | 0,93 |
| F(720) | - | 0,38 | 0,07 |
| f(720) | 10-4ч-1 | 5,25 | 1,12 |
| (720) | 10-4ч-1 | 8,72 | 1,21 |
| To | ч | 1102 | 5045 |
| Kг | - | 0,864 | 0,987 |
| Kог | - | 0,536 | 0,918 |
| Kп | - | 0,236 | 0,013 |
прямоточные клапан СГИк предназначены для поршневых компрессоров (ПК) со скоростью вращения коленчатого вала до 1500 об/мин. Они повышают производительность компрессоров на 8 – 10 %, снижают удельный расход потребляемой энергии на 7 – 9 %, наработка на отказ в среднем повышается в 2 – 3 раза. клапаны сгик удовлетворяют в основном таким требованиям, как простота конструкции изготовления, высокая ремонтопригодность, возможность использования качественных сталей для изготовления запорных органов клапанов. они обладают малым вредным пространством и по своим габаритным размерам полностью соответствуют применяемым в настоящее время клапанам, что обеспечивает возможность их установки вместо выпускаемых серийно.
Заключение
В работе на базе выполненных автором теоретических и экспериментальных исследований решена задача обоснования выбора конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов, снижающих потребление электроэнергии ПК. выполненные исследования позволили сформулировать следующие основные результаты работы.
- Выведено уравнение, связывающее напряжения изгиба, возникающие в запорном органе (ленте) при сборке и работе клапана, с геометрическими параметрами ленты, конструктивно-технологическими параметрами клапана и материалом ленты.
- Обоснованы значения величин граничных значений толщины запорного органа клапана и предложены условия по выбору его рабочей толщины и материала. Разработана методика расчета основных конструктивно-технологических параметров запорного органа клапана.
- исследовано распределение натяга по периметру паза седла клапана, с учетом радиуса кривизны ленты и диаметра паза для различных материалов и конструктивных параметров.
- Предложена классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа – ленты.
- использование конструкций разработанных клапанов позволяет повысить эффективность и надежность работы поршневых компрессоров за счет уменьшения частоты и интенсивности отказов. Наработка на отказ разработанного клапана в 2 – 3 раза больше, чем у известных используемых.
- Разработаны математические модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие описать весь жизненный цикл работы клапанов.
- Разработаны конструкции клапанов пк со свободно плавающей лентой запорного органа (защищенные авторскими свидетельствами).
- результаты работы использованы при изготовлении, ремонте и модернизации поршневых компрессоров с получением экономического эффекта до 1990 руб. на один клапан СГИк-220 только за счет экономии потребляемой электроэнергии. Возможно применение клапанов СГИк в качестве взаимозаменяемых – всасывающих или нагнетательных (0,3 – 15 МПа) на промышленных компрессорах российского и зарубежного производства.
Основное содержание диссертации опубликовано
в следующих работах
- Статьи, опубликованные в ведущем рецензируемом
научном журнале, определенном Высшей аттестационной
комиссией
- Волегов С. А. Обоснование конструктивных параметров самопружинящих клапанов / С. А. Волегов, М. Л. Хазин // Изв. вузов. Горный журнал. – 2008. – №2. – с. 89 – 91.
- Волегов С. А. Определение параметров запорного органа прямоточного клапана поршневого компрессора / Изв. вузов. Горный журнал. – 2008. – №3. – с. 91 – 94.
2. Работы, опубликованные в других изданиях
- Новая технология изготовления клапана поршневого компрессора / С. А. Волегов, В. И. Вотчал, М. Л. Хазин // Новые материалы и технологии в машиностроении: Сб. научн. трудов по итогам международной научно-технической конференции. Вып.7. – Брянск: БГТИА, 2007. – с. 6 – 8.
- Волегов С. А. Определение предельной толщины запорного органа клапана поршневого компрессора / С. А. Волегов, М. Л. Хазин // Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности: Сб. докладов VI Международной научно-технической конференции. Чтения памяти В.Р. Кубачека. Екатеринбург: УГГУ, 2008. – С. 45 – 47.
- А. с. № 1229423 СССР, МКИ3 F 04 В 39/10, F 16 К 15/14. Прямоточный клапан / В. Т., Дмитриев, А. П. Фролов, С. А. Волегов, Д. Г. Закиров (СССР). – № 3812391/25-06; Заявлено 10.11.1984; Опубл. 07.05.1987, Бюл. № 17.
- А. с. № 1420292 СССР, МКИ3 6 F 16K 15/14, F 04 B 53/10. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов (СССР). – № 4191095 Заявлено 02.09. 1987. Опубл. 30.08. 1988, Бюл. № 32.
- А. с. № 1435880 СССР, МКИ3 F 16 К15/14,F 04 В 49/08. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, А. П. Фролов, С. А. Волегов (СССР). – № 4165491/25-06; Заявлено 23.12.1986; Опубл. 07.11.1988, Бюл. № 41.
- А. с. № 1525314 СССР, МКИ3 F 04 В 39/10, F 16 К 15/14 Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов, И. П. Шкарупило СССР). – № 4387113/25-29; Заявлено 02.03.1988; Опубл. 30.11.1989, Бюл. № 44.
Подписано в печать 14.10.2008 г. Печать на ризографе.
Бумага писчая. Формат 60 84 1/16. Гарнитура Times New Roman.
Печ. л. 1,0. Тираж 100. Заказ
Издательство УГГУ
620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30
Уральский государственный горный университет
Отпечатано с оригинал-макета
в лаборатории множительной техники
издательства уггу
