Істотна нерівномірність миттєвої потужності поршневого компресорного агрегату під час робочого циклу створює певні проблеми при підборі і експлуатації приводного двигуна. Для вирішення ці проблеми, як правило, використовують маховик. У одноступінчатих компресорних агрегатах з лінійним приводом на базі тихохідних довгоходові ступенів амплітудне зміна газової сили за час робочого циклу значно більше, ніж у інших аналогічних агрегатів. Це призводить до такого зростанню амплітудного зміни миттєвої потужності приводу, що застосування маховика стає недоцільним. Розглянуто можливість забезпечення необхідних динамічних і енергетичних характеристик одноступінчатих компресорних агрегатів з лінійним гідроприводом шляхом синтезування закону його руху, поршень якого жорстко пов'язаний з поршнем компресорної ступені. Наведено розрахункову методику і результати розрахунково-параметричного аналізу. Підтверджено актуальність визначення ефективних законів руху приводу стосовно компресорним агрегатам з лінійним приводом на базі тихохідних довгоходові ступенів.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Юша В.Л., Бусаров С.С., Недовенчаний А.В., Силков М.В.


An Analysis of the Influence of the Linear Hydraulic Drive Regulation Law on the Energy and Dynamic Characteristics of a Single-Stage Compressor Unit

The significant unevenness of the instantaneous power of a piston compressor unit during its operating cycle creates certain problems in the selection and operation of drive engines, which are usually solved by installing a flywheel. In single-stage compressor units with linear drive based on low-speed long-stroke stages, the amplitude change in the gas force during the operating cycle is significantly higher compared to similar compressor units. This leads to such an increase in the amplitude change of the instantaneous power of the drive, that the use of a flywheel becomes impractical. The article discusses the issues of ensuring the required dynamic and energy characteristics of single-stage compressor units with linear hydraulic drive by synthesizing the law of motion of the drive, the piston of which is rigidly connected to the piston of the compressor stage. Design methodology and the results of the computational parametric analysis are presented. The relevance of determining effective laws of motion of the drive as applied to compressor units with linear actuators based on low-speed long-stroke stages is confirmed.


Область наук:

  • Механіка і машинобудування

  • Рік видавництва: 2019


    Журнал: Известия вищих навчальних закладів. Машинобудування


    Наукова стаття на тему 'АНАЛІЗ ВПЛИВУ ЗАКОНУ РЕГУЛЮВАННЯ лінійного ГИДРОПРИВОДА НА ЕНЕРГЕТИЧНІ І ДИНАМІЧНІ ХАРАКТЕРИСТИКИ Одноступінчата компресорні агрегати'

    Текст наукової роботи на тему «АНАЛІЗ ВПЛИВУ ЗАКОНУ РЕГУЛЮВАННЯ лінійного ГИДРОПРИВОДА НА ЕНЕРГЕТИЧНІ І ДИНАМІЧНІ ХАРАКТЕРИСТИКИ Одноступінчата компресорні агрегати»

    ?УДК 62-566 doi: 10.18698 / 0536-1044-2019-11-26-35

    Аналіз впливу закону регулювання лінійного гідроприводу на енергетичні та динамічні характеристики одноступінчатого компресорного агрегату

    В.Л. Юша, С.С. Бусаров, А.В. Недовенчаний, М.В. Силков

    ФГБОУ ВО «Омський державний технічний університет»

    An Analysis of the Influence of the Linear Hydraulic Drive Regulation Law on the Energy and Dynamic Characteristics of a Single-Stage Compressor Unit

    V.L. Yusha, S.S. Busarov, A.V. Nedovenchanyi, M.V. Silkov

    Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education - Omsk State Technical University

    Істотна нерівномірність миттєвої потужності поршневого компресорного агрегату під час робочого циклу створює певні проблеми при підборі і експлуатації приводного двигуна. Для вирішення ці проблеми, як правило, використовують маховик. У одноступінчатих компресорних агрегатах з лінійним приводом на базі тихохідних довгоходові ступенів амплітудне зміна газової сили за час робочого циклу значно більше, ніж у інших аналогічних агрегатів. Це призводить до такого зростанню амплітудного зміни миттєвої потужності приводу, що застосування маховика стає недоцільним. Розглянуто можливість забезпечення необхідних динамічних і енергетичних характеристик одноступінчатих компресорних агрегатів з лінійним гідроприводом шляхом синтезування закону його руху, поршень якого жорстко пов'язаний з поршнем компресорної ступені. Наведено розрахункову методику і результати розрахунково-параметричного аналізу. Підтверджено актуальність визначення ефективних законів руху приводу стосовно компресорним агрегатам з лінійним приводом на базі тихохідних довгоходові ступенів.

    Ключові слова: закон руху гідроприводу, тихохідний довгоходові компресорний агрегат, робочий процес, поршнева щабель

    The significant unevenness of the instantaneous power of a piston compressor unit during its operating cycle creates certain problems in the selection and operation of drive engines, which are usually solved by installing a flywheel. In single-stage compressor units with linear drive based on low-speed long-stroke stages, the amplitude change in the gas force during the operating cycle is significantly higher compared to similar compressor units. This leads to such an increase in the amplitude change of the instantaneous power of the drive, that the use of a flywheel becomes impractical. The article discusses the issues of ensuring the required dynamic and energy characteristics of single-stage compressor units with linear hydraulic drive by synthesizing the law of motion of the drive, the piston of which is rigidly connected to the piston of the compressor stage. Design methodology and the results of the computational parametric analysis are presented. The relevance of

    determining effective laws of motion of the drive as applied to compressor units with linear actuators based on low-speed long-stroke stages is confirmed.

    Keywords: law of motion of hydraulic drive, low-speed long-stroke compressor unit, working process, piston stage

    На відміну від сучасних багатоступеневих поршневих компресорних агрегатів (КА), в КА з лінійним приводом на базі тихохідних довгоходові ступенів середнє і високий тиск нагнітання може бути забезпечено при стисненні газу в одному щаблі [1-3].

    В даний час отримані результати лабораторно-експериментальних досліджень, які підтверджують можливість підвищення тиску газу в одній компресорної ступені в 30-100 разів без перевищення допустимих обмежень за значенням температури повітря, що нагнітається газу [4, 5]. При цьому зміна газової сили за робочий цикл в тихохідної дліннохо-довой ступені може в 10-30 разів і більше перевищувати цей параметр сучасних аналогів.

    Удосконалення динамічних характеристик такого агрегату за допомогою маховика, як це прийнято робити в існуючих КА [6-8], призведе до неприпустимого зростання маси і габаритних розмірів КА з лінійним приводом.

    Спираючись на результати дослідження енергозберігаючих законів руху мехатронних

    приводів технологічних машин, можна припустити, що для різних конструктивних і режимних параметрів компресорної ступені існують такі закони переміщення поршня, при яких будуть істотно знижені амплітудне зміна миттєвої потужності і середньоінтегральної потужність гідроприводу.

    Питання визначення енергозберігаючих законів руху для приводів технологічного обладнання розглянуті Л.С. Понрю-гіним, А.А. Фельдбаум, М.М. Красовським, А.Н. Волковим, О.Н. Мацко та іншими дослідниками [9].

    Попередні розрахунки показали, що закон переміщення поршня може істотно впливати і на ефективність робочого процесу поршневих тихохідних довгоходові ступенів [10, 11]. Однак в доступних джерелах інформації не розглядалися питання синтезу енергозберігаючих законів руху і зниження нерівномірності зміни миттєвої потужності стосовно КА з лінійним приводом.

    Мал. 1. Узагальнена розрахункова схема одноступінчатого КА з лінійним гідроприводом:

    1 - гидробак; 2 - напірний клапан; 3 - шестерінчастий насос; 4 - масляний фільтр; 5 - дросель; 6 - зворотний клапан; 7 - гідророзподільник; 8 - гідроциліндр; 9 - поршнева щабель; 10 - приводний електродвигун

    Неоднозначна функціональна взаємозв'язок між ефективністю робочого процесу компресорної ступені, інтегральними характеристиками і законом руху гідроприводу робить актуальним дослідження їх взаємозв'язку і можливості поліпшення енергетичних і динамічних характеристик одноступінчастого КА з лінійним гідроприводом.

    Мета роботи - зниження амплітуди коливання миттєвої потужності приводу шляхом забезпечення раціонального закону руху вихідної ланки.

    Об'єкт дослідження. Як об'єкт дослідження обрано тихохідний поршневий КА з гідроприводом [12]. Функціональним елементом такого агрегату є тихохідна довгоходові компресорна щабель без змащення робочої камери (РК) [13]. Для зниження температури стиснення газу організований інтенсивний тепловідвід за допомогою сорочки охолодження.

    Насосний гідропривід функціонує за найпростішою схемою [14]. Виконавчим елементом в ньому є гідроциліндр з ходом штока, рівним ходу поршня компресорної ступені. Створюване зусилля гідроциліндра і час робочого циклу визначаються відповідними характеристиками насоса і двигуна. Узагальнена розрахункова схема одноступінчатого КА з лінійним гідроприводом приведена на рис. 1.

    Розглянуті робочі параметри: діаметр циліндра компресорної ступені і гідроциліндра - 0,05 м; хід поршня - 0,8 м; діаметр штока 0,03 м; температура всмоктування - 290 К, тиск всмоктування - 0,1 МПа, тиск нагнітання - 5 і 10 МПа; температура охолоджуючої середовища - 290 К; час робочого циклу - 2 ... 4 с. Тип клапанів - тарільчасте, що охолоджує середовище - вода, фізичні умови - стискається газ (повітря).

    Методика розрахунку тихохідного длінноходо-вого агрегату з лінійним гідроприводом.

    При розробці методики розрахунку гідроприводу прийняті наступні допущення: хвильові процеси в трубопроводах нехтує малі; сили в'язкого і сухого тертя в гідроелементах постійні і малі; відсутня кавітація; рідина нестислива; перехідні процеси в шестеренні насоси в режимах регулювання не враховуються [14, 15].

    При розробці методики розрахунку поршневий ступені прийняті наступні допущення: газове середовище неперервна і гомогенна; моделюються процеси зворотні, рівнозначні і ква-зістатічни; параметри стану робочого газу змінюються одночасно по всьому об'єму РК; зміна потенційної і кінетичної енергії газу дуже малий; теплота тертя поршневих ущільнень не підводить до газу; параметри стану в порожнинах всмоктування і нагнітання постійні; Протягом робочого газу через газорозподільні органи і конструктивні зазори - адіабатне і квазістаціонарне; теплообмін між газом і стінками робочих порожнин - конвективний; коефіцієнт тепловіддачі в кожен момент часу однаковий на всіх внутрішніх поверхнях РК [5].

    До основних рівнянь, що описує роботу КА з гідроприводом відносяться:

    • рівняння руху

    Мх) = (рж) А ^ А -рж] В $ Б) - (- р'гБС) -Д-р]; (1)

    • рівняння миттєвої потужності

    м = М х е,,

    де М - маса поступально рухомих частин КА (поршнів гідроциліндра і поршневий ступені, штока), кг; х - координата переміщення поршня, м; ) - індекс розрахункового кроку; рж) А і ржв - тиску рідини в порожнинах гідроциліндра А і В, Па; ,,, - робочі площі поршнів в порожнинах гідроциліндра А, В, С, В, м2; р) - тиск стиснення газу в тихохідної ступені, Па; рг - тиск атмосферного повітря, Па; Дтр) - сила тертя, Н.

    Гідропривід має забезпечувати миттєву потужність

    М = Арн) Л)

    де Арну - перепад тиску в насосі, Па;

    ) - миттєва подача насоса, м3 / с; л) - коефіцієнт корисної дії (ККД) гідроприводу.

    У рівнянні (1) визначальним параметром є тиск стиснення газу р), яке обчислюється за уточненою математичної моделі робочого процесу ступені (версія з зосередженими параметрами [5]):

    Ир кВт ир кВт

    15? З1 2 15 -

    12 посилання - 1 3 12 -

    9 - 9 -

    6 - 6 -

    3 0,1 - / 3 0,1 -

    т, з

    Мал. 2. Вплив відносини часів тпр / Тобр на миттєву потужність ступені И) при тиску нагнітання рн = 10 МПа, під час поршня 5 = 0,8 м і часу циклу т = 2 (а) і 4 с (б):

    1 - Тпр / Тобр = 1: 1; 2 - Тпр / Тобр = 2: 1; 3 - Тпр / Тобр = 3: 1; 4 - Тпр / Тобр = 6: 1

    Р,

    V З |

    ет

    dQj yoш} 4

    14

    і,

    ет ет ет

    -Ь} - & |;

    т

    J

    = Т0 йш),

    де то - початкова маса газу в циліндрі, кг.

    Елементарні масові потоки через клапани і зазори розраховуються на підставі рівняння течії газу через щілини

    ет ,

    v2 р, ін, |

    (9)

    і, = в.о. + Х yoі ,;

    про

    Ь, = р) х.

    Тут - коефіцієнт стисливості реального газу; і ,, yoі, і і0 - внутрішня енергія газу, її зміна і початкове значення відповідно, Дж; Я - газова постійна, Дж / К-кг; V} - обсяг газу, м3; С, - об'ємна теплоємність газу, Дж / м3; т - час робочого циклу, с; Ь, - робота, здійснена газом або над ним, Дж; Qj - тепловий потік, К; ет, - зміна маси газу в РК, кг; - питома ентальпія газу, що проходить через клапани і нещільності РК, Дж / кг.

    Закон збереження маси газу в РК поршневий ступені Ш), що враховує як елементарні масові потоки через відкриті клапани, так і через нещільності РК, описується рівнянням

    де а, - коефіцієнт витрати; г, - коефіцієнт розширення газу; /, - площа прохідного перетину клапана або щілини, м2; р, - щільність газу перед клапаном або щілиною, кг / м3; Дру - різниця тисків газу до і після клапана або щілини, Па.

    Сила тертя гідроприводу визначається сумою сил тертя, що виникають в циліндр-дропоршневих ущільненнях гідроциліндра, в поршневий ступені і сальнику штока [16].

    Процеси теплопередачі описуються законом Фур'є і рівнянням Ньютона - Ріхма-на з уточненими співвідношенням для визначення коефіцієнта тепловіддачі на внутрішній поверхні РК [17]:

    а

    = Я (р / ц) 0,27 Ш °, 27Б0к7в3,

    де X, р, ц і Ш - коефіцієнт теплопровідності, динамічна в'язкість, щільність і умовна швидкість газу відповідно; Бекв - еквівалентний діаметр циліндра в РК.

    Більш докладний опис методики розрахунку наведено в роботах [5, 10, 13].

    Результати дослідження. З представлених співвідношень видно, що при зростанні тиску робочого газу в циліндрі відповідне зниження швидкості руху поршня забезпечує зменшення амплітудного значення миттєвої потужності приводу. Найпростіший варіант, який можна реалізувати при використанні гідроприводу, - рух поршня в процесі стиснення і нагнітання з меншою

    0

    т, до

    Мал. 3. Залежність середньої температури повітря, що нагнітається газу Т від відносини часів Тпр / товра при тиску нагнітання рн = 10 МПа, під час поршня 5 = 0,8 м і часу робочого циклу т = 2 (1) і 4 с (2)

    постійною швидкістю (швидкістю прямого ходу Спр), ніж в процесі зворотного розширення і всмоктування (зі швидкістю зворотного ходу Собр).

    Приклади впливу відносини Собр / Спр, рівного відношенню часу прямого ходу до часу зворотного ходу Тпр / Тобр, на миттєву потужність тихохідної довгоходові компресорної ступені і середню температуру повітря, що нагнітається газу наведені на рис. 2 і 3. Очевидно, що зміна цього відносини позитивно впливає на роботу ступені: знижуються максимальне значення миттєвої потужності і середня температура повітря, що нагнітається газу.

    с, м / с2 а, м / с2

    Однак стосовно до агрегату в цілому необхідно враховувати характеристики гідроприводу. Так як ККД гідроприводу є функцією витрат і тиску [14, 18], це може істотно позначитися на зміні миттєвої потужності агрегату в цілому.

    На рис. 4, а і б показані деякі закони руху поршня, зокрема, один з варіантів передбачає забезпечення постійної приводної потужності (крива 3), що досягається за допомогою відомих алгоритмів [19, 20]. Зміна миттєвої потужності агрегату при цих законах наведено на рис. 4 в.

    Слід зазначити, що середня за час робочого циклу потужність залишається практично незмінною. Але ефективність функціонування компресорної ступені може істотно залежати від часу циклу [2, 4], тому доцільно розглянути вплив законів руху поршня на роботу даної компресорної ступені.

    На рис. 5 наведено залежності изотермического ККД ступені і температури повітря, що нагнітається газу від часу робочого циклу і закону руху поршня.

    Як видно з рис. 5, закон руху поршня може істотно впливати як на температуру повітря, що нагнітається газу, так і на економічність робочого процесу. Це пояснюється зміною інтенсивності процесів - теплообміну від газу до поверхонь РК і течії газу через

    кВт

    Мал. 4. Зміна швидкості руху з (а) за час робочого цикл

    1 - рух з постійною за модулем з]

    3 - лінійно]

    17

    14

    11

    Л 1 А / Ч / Ч Г 1 - 1 V / V X1 2 3 / /

    // / V А /

    м 0

    0,4

    0,8 м

    миттєвої потужності агрегату И ^ (в) ДОРОЗІ поршня:

    з постійною потужністю агрегату; закон

    х, з

    Мал. 5. Залежності изотермического ККД ступені г | з (а) і температури повітря, що нагнітається газу (б) від часу робочого циклу т і закону руху поршня:

    1 - рух з постійною за модулем швидкістю; 2 - закон руху з постійною потужністю агрегату; 3 - лінійний закон; 4 - синусоїдальний закон

    МагрКГ

    220 -

    9 ри, МПа

    Мал. 6. Залежність маси тихохідного довгоходові КА з гідроприводом Магр від тиску нагнітання рн без регулювання приводу (1) і з регулюванням, що забезпечує йому постійну потужність (2)

    нещільності РК (зазори в ущільненні цилінд-дропоршневой групи і в закритих клапанах).

    Аналіз отриманих результатів (див. Рис. 2 і 4, в) показав, що забезпечення необхідного зміни продуктивності насоса протягом робочого циклу уможливлює мінімізацію амплітуди миттєвої потужності приводу агрегату (теоретично амплітуда може бути дорівнює нулю).

    При цьому встановлену потужність приводного двигуна можна істотно знизити. Так, для режимів без додаткового регулювання швидкості руху поршня (поршень

    в процесі всього робочого циклу переміщається з приблизно постійною швидкістю), встановлена ​​потужність приводного електродвигуна при тиску нагнітання рн = 10 МПа складає 17 кВт, а при рн = 5 МПа - 9 кВт.

    При режимі переміщення поршня, що забезпечує йому і в процесі стиснення, і в процесі всмоктування постійні, але в кілька разів розрізняються за абсолютним значенням швидкості руху [10], для відносини часів Тпр / Тобр = 2: 1 і тиску нагнітання рн = 10 МПа встановлена потужність приводного електродвигуна становить близько 13 кВт, а для рн = = 5 МПа - 9 кВт.

    При реалізації закону руху поршня, що забезпечує постійну потужність гідроприводу, встановлена ​​потужність приводного електродвигуна становить близько 7,5 кВт для рн = 10 МПа і 5,5 кВт для рн = 5 МПа.

    На рис. 6 наведено приклад розрахункових залежностей маси агрегату від тиску нагнітання для двох режимів: без регулювання і з регулюванням приводу, що забезпечує йому постійну потужність. В даному випадку маса тихохідного довгоходові КА змінюється внаслідок зміни маси приводного двигуна.

    Аналіз наведених результатів свідчить про позитивний вплив регулювання продуктивності гідроприводу, що дозволяє істотно зменшити мас-согабарітние параметри тихохідного довго-ходового КА і його собівартість.

    висновки

    1. Проведені розрахунково-теоретичні дослідження дозволяють зробити висновок, що при значному впливі законів руху поршнів компресорної ступені і гідроциліндра на ефективність роботи кожного з них існують такі алгоритми зміни спільних кінематичних параметрів рухомий поршневий групи, при яких забезпечується істотне зменшення амплітуди миттєвої потужності гідроприводу всього агрегату. При цьому ефективність робочого процесу компресорної ступені також можна підвищити. Для розглянутого прикладу зниження температури повітря, що нагнітається газу склало не менше 25 К, підвищення продуктивності та ізотермічного ККД - близько 10 і 8% відповідно.

    2. Розроблена методика розрахунку енергетичних і динамічних характеристик одноступінчастого КА з лінійним гідроприводом, що враховує функціональну взаємозв'язок між ефективністю робочого процесу компресорної ступені, інтегральними характеристиками і законом руху гідроприводу, дозволяє синтезувати закони руху таких агрегатів при різних конструктивних і режимних параметрах ступені і приводу. З'являється можливість вирішення спільної задачі по визначенню необхідного алгоритму пе-

    література

    переміщених поршня і основних розмірів компресорної ступені для різних режимних параметрів. На розглянутому прикладі показано, що встановлена ​​потужність приводного електродвигуна може бути знижена в 1,5-2 рази, а маса агрегату - до 30%.

    3. Результати дослідження підтверджують актуальність проблеми визначення ефективних законів руху приводу стосовно КА з лінійним приводом на базі тихохідних довгоходові ступенів і розробки технічних рішень для їх реалізації.

    [1] Бусаров С.С., Юша В.Л. Перспективи створення маловитратних компресорних агрегатів-

    тов середнього і високого тиску на базі уніфікованих тихохідних довгоходові ступенів. Науково-технічні відомості СПбПУ. Природничі та інженерні науки, 2018, т. 24, № 4, с. 80-89, doi: 10.18721 / JEST.24408

    [2] Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V. Gromov A.Yu., Sazhin B.S. Analysis of thermal

    state of intensely cooled long-stroke low-speed piston compressor stage. Chemical and Petroleum Engineering 2017, vol. 52, iss. 9-10, pp. 597-601, doi: 10.1007 / s10556-017-0239-4

    [3] Прилуцький І.К., Молодова Ю.І., Галя П.О., Сназін А.А., Молодов М.А., Івано-

    ва І.Л. Особливості процесів теплообміну в ступенях маловитратних машин об'ємної дії з різними механізмами руху. Вісник Міжнародної академії холоду 2017, № 4, с. 30-40, doi: 10.21047 / 1606-4313-2017-16-4-30-40

    [4] Yusha V.L., Busarov S.S., Gromov A.Yu. Assessment of the Prospects of Development

    of Medium-Pressure Single-Stage Piston Compressor Units. Chemical and petroleum engineering 2017, vol. 53 (7-8), pp. 453-458, doi: 10.1007 / s10556-017-0362-2

    [5] Бусаров С.С., Гошля Р.Ю., Громов А.Ю., Недовенчаний А.В., Бусаров І.С., Титов Д.С.

    Математичне моделювання процесів теплообміну в робочій камері тихохідної ступені поршневого компресора. Компресорна техніка і пневматика, 2016, № 6, c. 6-10.

    [6] Пластинін П.І. Поршневі компресори. Т. 1. Теорія і розрахунок. Москва, Колос, 2006.

    456.

    [7] Фотин Б.С. Робочі процеси поршневих компресорів. Автореф. дис. канд. техн. наук.

    Ленінград, ЛПІ ім. М.І. Калініна, 1974. 34 с.

    [8] Френкель М.І. Поршневі компресори. Ленінград, Машинобудування, 1969. 744 з.

    [9] Волков О.М., Мацько О.М., Мосалова А.В. Вибір енергозберігаючих законів руху

    мехатронних приводів технологічних машин. Науково-технічні відомості СПбПУ. Природничі та інженерні науки, 2018, т. 24, № 4, с. 141-149, doi: 10.18721 / JEST.24414

    [10] Юша В.Л., Бусаров С.С., Недовенчаний А.В. Оцінка взаємозв'язку між законом переміщення поршня тихохідної довгоходові ступені і характеристиками приводу компресорного агрегату. Компресорна техніка і пневматика, 2018, № 2, с. 11-15.

    [11] Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V. Analysis of the operating cycle efficiency of the long-stroke slow stage under the changing ratio of the piston forward and backward stroke time. AIP Conference Proceedings, 2007, 030 057, pp. 030057-1-030057-6, doi: 10.1063 / 1.5051919

    [12] Юша В.Л., Бусаров С.С., Гошля Р.Ю., Недовенчаний А.В. Експериментальне дослідження робочих процесів тихохідних довгоходові без змащення поршневих

    компресорних ступенів при високих відносинах тисків нагнітання до тиску всмоктування. Омський науковий вісник. Сер. Авіаційно-ракетне і енергетичне машинобудування, 2018, т. 2, № 2, с. 13-18.

    [13] Юша В.Л., Бусаров С.С., Недовенчаний А.В., Сажин Б.С., Громов А.Ю. Аналіз температурного стану інтенсивно охолоджується довгоходові тихохідної ступені поршневого компресора. Хімічне і нафтогазове машинобудування, 2016, № 9, с. 11-14.

    [14] Башта Т.М., Руднєв С.С., Некрасов Б.Б., Байкова О.В., Кирилівський Ю.Л. Гідравліка, гідромашини і гідроприводи. Москва, Альянс, 2010. 423 с.

    [15] Щербаков В.С., Жданов А.В. Оптимізація конструктивних параметрів гідравлічних рульових механізмів будівельних і дорожніх машин. Омськ, СибАДИ, 2010. 176 с.

    [16] Пластинін П.І. Поршневі компресори. Т. 2. Теорія і розрахунок. Москва, Колос, 2008. 711 с.

    [17] Бусаров С.С., Недовенчаний А.В., Буханець Д.І., Щербань К.В. Верифікація методики розрахунку робочих процесів без змащення тихохідних довгоходові поршневих ступенів високого тиску. Омський науковий вісник. Сер. Авіаційно-ракетне і енергетичне машинобудування, 2018, т. 2, № 2, с. 19-25.

    [18] Браславський І.Я., Ішматов С.Д., Поляков В.М. Енергозберігаючий асинхронний електропривод. Москва, Академія, 2004. 256 с.

    [19] Усольцев А.А. Електричні машини. Санкт-Петербург, НДУ ІТМО, 2013. 416 с.

    [20] Казачковскій М.М., Якупов Д.В. Програмування перетворювача частоти ALTIVAR 31. Дніпропетровськ, Изд-во Шнейдер Електрик, 2006. 45 с.

    References

    [1] Busarov S.S., Yusha V.L. Prospects for creating low-flow compressor units with medium and

    highpressuresbased on unified low-speed long-stroke stages. St. Petersburg polytechnic university journal of engineering science and technology, 2018, vol. 24, no. 4, pp. 80-89 (in Russ.), Doi: 10.18721 / JEST.24408

    [2] Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V. Gromov A.Yu., Sazhin B.S. Analysis of thermal

    state of intensely cooled long-stroke low-speed piston compressor stage. Chemical and Petroleum Engineering 2017, vol. 52, iss. 9-10, pp. 597-601, doi: 10.1007 / s10556-017-0239-4

    [3] Prilutskiy I.K., Molodova Yu.I., Galyayev P.O., Snazin A.A., Molodov M.A., Ivanova I.L.

    Peculiarities of heat exchange processes in the stages of small-scale machines of volume action with different mechanisms of movement. Journal of International Academy of Refrigeration 2017, no. 4, pp. 30-40 (in Russ.), Doi: 10.21047 / 1606-4313-2017-16-4-30-40

    [4] Yusha V.L., Busarov S.S., Gromov A.Yu. Assessment of the Prospects of Development

    of Medium-Pressure Single-Stage Piston Compressor Units. Chemical and petroleum engineering 2017, vol. 53 (7-8), pp. 453-458, doi: 10.1007 / s10556-017-0362-2

    [5] Busarov S.S., Goshlya R.Yu., Nedovenchanyy A.V., Gromov A.Yu., Busarov I.S., Titov D.S.

    Mathematical modeling of heat transfer processes in the working chamber of a low-speed piston compressor stage. Kompressornaya tekhnika i pnevmatika, 2016, no. 6, pp. 6-10 (in Russ.).

    [6] Plastinin P.I. Porshnevyye kompressory. T. 1. Teoriya i raschet [Reciprocating Compressors.

    Vol. 1. Theory and calculation]. Moscow, Kolos publ., 2006. 456 p.

    [7] Fotin B.S. Rabochiye protsessy porshnevykh kompressorov. Avtoref. Kand. Diss. [Working

    processes of piston compressors. Cand. Diss.]. Leningrad, 1974. 34 p.

    [8] Frenkel 'M.I. Porshnevyye kompressory [Reciprocating Compressors]. Leningrad, Mashi-

    nostroyeniye publ., 1969. 744 p.

    [9] Volkov A.N., Matsko O.N., Mosalova A.V. Selecting the energy-saving laws of motion for

    mechatronic drives of production machines. St. Petersburg State Polytechnic University Journal of Engineering Science and Technology, 2018, vol. 24, no. 4, pp. 141-149 (in Russ.), Doi: 10.18721 / JEST.24414

    [10] Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V. Assessment of the relationship between the

    law of movement of the piston of the low-speed long stroke stage and the drive characteristics of the compressor unit. Kompressornaya tekhnika i pnevmatika, 2018, no. 2, pp. 11-15 (in Russ.).

    [11] Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V. Analysis of the operating cycle efficiency of the long-stroke slow stage under the changing ratio of the piston forward and backward stroke time. AIP Conference Proceedings, 2007, 030 057, pp. 030057-1-030057-6, doi: 10.1063 / 1.5051919

    [12] Yusha V.L., Busarov S.S., Goshlya R.Yu., Nedovenchanyy A.V. Experimental study of working processes of low-speed longstroke lubrication free piston compressor stages at high discharge pressure to suction pressures. Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation-Rocket and Power Engineering, 2018, vol. 2, no. 2, pp. 13-18 (in Russ.), Doi: 10.25206 / 2588-0373-20182-2-13-18.

    [13] Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyy A.V., Sazhin B.S., Gromov A.Yu. Comparative analysis of heat state of intensely chilled long-stroke low-speed stage of piston compressor. Khimicheskoye i neftegazovoye mashinostroyeniye, 2016, no. 9, pp. 11-14 (in Russ.).

    [14] Bashta T.M., Rudnev S.S., Nekrasov B.B., Baykova O.V., Kirillovskiy Yu.L. Gidravlika, gidromashiny i gidroprivody [Hydraulics, hydraulic machines and hydraulic drives]. Moscow, Al'yans publ., 2010. 423 p.

    [15] Shcherbakov V.S., Zhdanov A.V. Optimizatsiya konstruktivnykh parametrov gidravlich-eskikh rulevykh mekhanizmov stroitel'nykh i dorozhnykh mashin [Optimization of design parameters of hydraulic steering mechanisms of construction and road machines]. Omsk, SibADI publ., 2010. 176 p.

    [16] Plastinin P.I. Porshnevyye kompressory. T. 2. Teoriya i raschet [Reciprocating Compressors. Vol. 2. Theory and calculation]. Moscow, Kolos publ., 2008. 711 p.

    [17] Busarov S.S., Nedovenchanyy A.V., Bukhanets D.I., Shcherban 'K.V. Verification of procedure for calculating working processes of lubrication free low-speed long-stroke piston high-pressure stages. Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation-Rocket and Power Engineering, 2018, vol. 2, no. 2, pp. 19-25 (in Russ.), Doi: 10.25206 / 2588-0373-2018-2-2-19-25.

    [18] Braslavskiy I.Ya., Ishmatov Z.Sh., Polyakov V.N. Energosberegayushchiy asinkhronnyy elektro-privod [Energy saving asynchronous electric drive]. Moscow, Akademiya publ., 2004. 256 p.

    [19] Usol'tsev A.A. Elektricheskiye mashiny [Electric cars]. Sankt-Petersburg, NIU ITMO publ., 2013. 416 p.

    [20] Kazachkovskiy N.N., Yakupov D.V. Programmirovaniye preobrazovatelya chastoty ALTIVAR 31 [Programming frequency converter ALTIVAR 31]. Dnepropetrovsk, Shney-der Elektrik publ., 2006. 45 p.

    Стаття надійшла до редакції 20.05.2019

    Інформація про авторів

    Юша Володимир Леонідович - доктор технічних наук, професор, завідувач кафедри «Холодильна і компресорна техніка і технологія», декан нафтохімічної інституту. ФГБОУ ВО «Омський державний технічний університет» (644050, Омськ, Російська Федерація, пр. Миру, д. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    Бусарєв Сергій Сергійович - кандидат технічних наук, доцент кафедри «Холодильна і компресорна техніка і технологія». ФГБОУ ВО «Омський державний технічний університет» (644050, Омськ, Російська Федерація, пр. Миру, д. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    НЕДОВЕНЧАНИЙ Олексій Васильович - асистент кафедри «Холодильна і компресорна техніка і технологія». ФГБОУ ВО «Омський державний технічний університет» (644050, Омськ, Російська Федерація, пр. Миру, д. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    Силка Михайло Володимирович - кандидат технічних наук, доцент кафедри «Основи теорії механіки та автоматичного управління». ФГБОУ ВО «Омський державний технічний університет» (644050, Омськ, Російська Федерація, пр. Миру, д. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    Information about the authors

    YUSHA Vladimir Leonidovich - Doctor of Science (Eng.), Professor, Head of Department, Refrigerating and Compressor Engineering and Technology; Dean, Petrochemical Institute. Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education - Omsk State Technical University (644050, Omsk, Russian Federation, Mir Ave., Bldg. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    BUSAROV Sergei Sergeevich - Candidate of Science (Eng.), Associate Professor, Department of Refrigerating and Compressor Engineering and Technology. Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education - Omsk State Technical University (644050, Omsk, Russian Federation, Mir Ave., Bldg. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    NEDOVENCHANYI Aleksei Vasilievich - Assistant Lecturer, Department of Refrigerating and Compressor Engineering and Technology. Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education - Omsk State Technical University (644050, Omsk, Russian Federation, Mir Ave., Bldg. 11, email: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    SILKOV Mikhail Vladimirovich - Candidate of Science (Eng.), Associate Professor, Fundamentals of Theory of Mechanics and Automatic Control. Federal State Budgetary Educational Institution of Higher Education - Omsk State Technical University (644050, Omsk, Russian Federation, Mir Ave., Bldg. 11, e-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.).

    Прохання посилатися на цю статтю таким чином:

    Юша В.Л., Бусаров С.С., Недовенчаний А.В., Силков М.В. Аналіз впливу закону регулювання лінійного гідроприводу на енергетичні та динамічні характеристики одноступінчатого компресорного агрегату. Известия вищих навчальних закладів. Машинобудування, 2019, № 11, с. 26-35, doi: 10.18698 / 0536-10442019-11-26-35

    Please cite this article in English as: Yusha V.L., Busarov S.S., Nedovenchanyi A.V., Silkov M.V. An Analysis of the Influence of the Linear Hydraulic Drive Regulation Law on the Energy and Dynamic Characteristics of a Single-Stage Compressor Unit. Proceedings of Higher Educational Institutions. МАМТ Building, 2019, no. 11, pp. 26-35, doi: 10.18698 / 0536-1044-2019-11-26-35


    Ключові слова: ЗАКОН РУХУ ГИДРОПРИВОДА /Тихохідні довгоходові компресорні агрегати /РОБОЧИЙ ПРОЦЕС /поршневі ЩАБЕЛЬ /LAW OF MOTION OF HYDRAULIC DRIVE /LOW-SPEED LONG-STROKE COMPRESSOR UNIT /WORKING PROCESS /PISTON STAGE

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити