Разработка методик расчёта насосов и компрессоров объёмного типа, обеспечивающих снижение их динамической нагруженности

• Автор: Белов, Глеб Олегович
• Шифр специальности: 01.02.06
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2012
• Место защиты: Самара
• Количество страниц: 120 с. : ил.

СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1 Насосы и компрессоры как источники пульсаций рабочей среды и давления в
гидро и пневмосистемах
Выводы по главе
2 Методика определения мгновенной производительности гидро и пневмо машин 12 объемного типа
Выводы по главе 2
3 Численное моделирование шестеренного насоса
3.1 Элементы теории эвольвентного зацепления
3.2 Описание модели шестеренного насоса
3.2.1 Определение функции запертого объема
3.2.2 Определение функции каналов перетечек
3.2.3 Моделирование пульсаций подачи и давления шестеренного насоса
3.2.4 Расчет гидродинамики запертого объема
3.3 Экспериментальная апробация модели шестеренного насоса
Выводы по главе
4 Моделирование винтового компрессора
4.1 Описание модели винтового компрессора
4.2 Разработка модифицированных окон нагнетания винтового компрессора
Выводы по главе
5 Моделирование воздуходувки Рутса
5.1 Описание модели воздуходувки Рутса
5.1.1 Разбивка ротора воздуходувки Рутса
5.1.2 Расчет функции объема рабочей камеры
5.1.3 Расчет функции площади окна нагнетания
5.1.4 Расчет газовой динамики
5.2 Описание объекта исследования и его моделирование
5.3 Разработка камеры глушения
Выводы по главе
ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

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.
движения, как показано на рисунке 3.7, причем в расчете будут участвовать только те точки, которые расположены выше основной окружности:
/ 360°
а і і =

360°
а і з =

Граничными условиями для расчета будет служить граничный угол /?', однозначно определенный для всех г, из соотношений (3.26):
Р'і - -агссоэ
-ап.
Зададимся начальным положением зуба ведущей шестерни, как показано на рисунке 3.7, повернув его на -180°. Расчет производится для каждого і-го шага (смещение полости на А а - шаг по углу поворота шестерни, который соответствует Д/):
Я4у=|Х, где
'=1 г , ( , і , (3.28)
г , „і 1 а а -тахщ г,а ні при а п < Р г,
45 = [яг, -я-Аг) ]—
360 [0, ирм а /і > р і.
Таким образом, запертый объем определяется численно в любой )-ый
момент времени по 5'1,5'2,5'3,5'4 , полученных из (3.24-3.25), (3.27-3.28), по
следующей зависимости:
Г, = Я($,-52У+5ЗУ-$4Д (3-29)
где Я - высота зубчатого венда.
Стоит отметить, что запертый объем существует в строго определенный промежуток времени начало г0 и конец 1к которого можно определить из условий зацепления по следующим неравенствам:
/0 из а'із > Р' (условие начала образования запертого объема); (3.30)
ік из ап > /?, (условие конца существования запертого объема). (3-31)